ТЕПЛООБМЕННИКИ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК
ТЕПЛООБМЕННИКИ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК
Под общей редакцией проф., д.т.н. Ю.М. Бродова
Рекомендовано УМО по образованию в области энергетики и электротехники в качестве учебника для студентов высших учебных заведений, обучающихся по направлениям 552700, 651200 — «Энергомашиностроение» и специальности 101400 — «Газотурбинные, паротурбинные установки и двигатели»
_ж_ НАУЧНАЯ БИБЛИОТЕКА Брянского государственной: технического университета
Екатеринбург Издательство «Сократ» 2003
ОСНОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
ABO — аппарат воздушного охлаждения
АСУ ТП — автоматизированная система управления тепловыми процессами
АЭС — атомная электрическая станция
БРОУ — блочная редукционно- охладительная установка
ВТГРЭС — Верхнетагильская ГРЭС
ВТИ — Всероссийский теплотехнический институт
ГРЭС — государственная районная электрическая станция
ГТУ — газотурбинная установка
ДУ — деаэрационная установка
ЖЦ — жизненный цикл
ИТО США — Институт теплообмена США
ИТФ СО РАН — Институт теплофизики Сибирского отделения Российской Академии Наук, г. Новосибирск
КИ — конденсатор испарителя, кислородный индекс
КИП и А — контрольно-измерительные приборы и автоматика
КНД — котельная низкого давления
КП — зона конденсации пара
КПД — коэффициент полезного действия
КС — компрессорная станция
КТЗ — Калужский турбинный завод
КЭН — конденсатный электронасос,
КЭС — конденсационная электростанция
ЛМЗ — Ленинградский Металлический завод (г. Санкт- Петербург)
МО — маслоохладитель
ОК — зона охлаждения конденсата, охладитель конденсата
ОП — зона охлаждения пара, охладитель пара
ПВТ — профильные витые трубки
ПВД — подогреватель высокого давления
ПВС — паровоздушная смесь
ПКТ — профильные кольцевые трубки
ПНД— подогреватель низкого давления
ПП — промежуточный пароперегреватель
ППТ — продольно профилированные трубки
ПСВ — подогреватель сетевой воды вертикальный
ПСГ — подогреватель сетевой воды горизонтальный
ПСГК — подогреватель сетевой воды горизонтальный комбинированный
ПТН — питательный турбонасос
ПТУ — паротурбинная установка
ПТЭ — правила технической эксплуатации
РОУ — редукционно-охладительная установка
РТС — ремонт по техническому состоянию
САПР — система автоматического проектирования
СЗЭМ — Саратовский завод энергетического машиностроения
СН — сетевой насос
СП — сальниковый подогреватель
ТА — теплообменный аппарат
ТДП — трубка двойного профиля
ТКЗ — Таганрогский котельный завод «Красный котельщик»
ТМЗ — Турбомоторный завод (г. Екатеринбург)
ТЭС — тепловая электрическая станция
ТЭЦ — теплоэлектроцентраль
УГТУ — Уральский государственный технический университет
ХТЗ — Харьковский турбинный завод
ЦКТИ — Центральный котлотурбинный институт (г. Санкт-Петербург)
ЦНД — цилиндр низкого давления
ЭВМ — электронно-вычислительная машина
Ц—доход от реализации продукции за год;
И — эксплуатационные издержки за год;
К — капитальные затраты на модернизацию в год;
У—’атраты на утилизацию, вывод аппарата из эксплуатации;	»
Э — выработка электроэнергии, кВт ч;
А — амплитуда колебаний, мм;
а — коэффициент состояния поверхности теплообмена; коэффициент температуропровод-
ности, м2/с;
В — барометрическое давление, МПа; расход топлива, т у.т.;
b — толщина перегородки, м; поправочный коэффициент;
С — прибавка к размеру, м; концентрация растворенного газа в воде, мг/кг;
с— теплоемкость при постоянном давлении, кДж/(кг-К);
D, d — диаметр, м;
Е — модуль упругости материала, МПа; энергетический коэффициент;
Ей — число Эйлера, Ей = Р / (с и»2);
F— площадь поверхности, м2;
f— проходное сечение,м2; удельная поверхность теплообмена; частота колебаний, Гц;
Fr — число Фруда, Fr = w2/( gd);
G — массовый расход теплоносителя, кг/ч, кг/с;
g — ускорение силы тяжести, м/с2;
Л — высота вертикальной стенки, м; глубина накатки ПВТ, м; теплосодержание, кДж/кг;
Н — гидравлическое сопротивление, Па; высота пролета, м;
I— момент инерции поперечного сечения, м4;
К — коэффициент теплопередачи, Вт/(м2 К); градус Кельвина; число фазового перехода
К = г /(срМ)-,
к — коэффициент запаса; коэффициент массоотдачи, кг/(м2 с);
L, I — длина, м;
Lap — число Лапласа, Lap = o d /(pv) ;
М— изгибающий момент, Н м; масса, кг, т; математическое ожидание;
т — число теплообменников в группе; масса погонного метра, кг/м; кратность охлажде-
ния; константа фазового равновесия (коэффициент Генри), Па;
/V, п — количество трубок, количество, шт; мощность, Вт;
Nu — число Нуссельта, Nu = а • rf/X;
Р— расчетное давление среды, МПа; вероятность;
р — давление пара в конденсаторе, МПа;
Рг — число Прандтля, Pr = v/а ;
Q — количество теплоты, Вт; осевая сила, Н;
q — удельный тепловой поток, Вт/м2; удельное давление на прокладку, МПа; коэффициент дисконтирования;
Р — термическое сопротивление, м2К/Вт; радиус, м; универсальная газовая постоянная, Дж/К;
г — теплота фазового перехода, кДж/кг; степень регенерации;
Ре — число Рейнольдса, Ре = w il/v,
S— шаг разбивки трубок, толщина стенки, шаг накатки ПВТ, м;
Sh — число Струхаля, Sh = f  dju ;
s — энтропия, кДж/кг;
Т. t — температура, °C, К; время, с; шаг, м;
и — коэффициент использования; скорость пара в узком сечении пучка, м/с;
U—плотность потока орошения, кг/(м2 с); скорость теплоносителя, характеризующая гид-роупругую неустойчивость, м/с;
V— вакуум в конденсаторе, %; объем, м3;
v — удельный объем, м3/кг;
w — скорость, м/с;
W— водяной эквивалент теплоносителя, кВт/K; момент сопротивления сечения, м3;
X — параметр состояния;
х — молярная доля газа в растворе; декартова координата;
у — прогиб середины пролета, м; декартова координата;
Z — коэффициент ослабления;
Z — число ходов воды;
а— коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2 К); коэффициент линейного расширения, 1/°С; коэффициент абсорбции при данной температуре воды, приведенный к нормальным условиям (0,1 МПа и 0°С), м3/м3;
Р — поправочный коэффициент;
у — удельный вес, кг/м3;
6 — толщина пленки конденсата, стенки трубки, логарифмический декремент затухания колебаний;
6/ — недогрев воды до температуры насыщения пара, °C;
А/ — разность температур, °C;
А — абсолютная шероховатость, м; разность размеров;
е — поправка к коэффициенту теплоотдачи; содержание воздуха в паре; погрешность вычислений;
С, — коэффициент сопротивления трения, коэффициент местных сопротивлений; коэффициент аэрогидродинамического демпфирования;
т] — коэффициент заполнения; коэффициент полезного действия, %; поправочный коэффициент к закону Гука;
X — коэффициент теплопроводности, Вт/(м-К);
ц — коэффициент динамической вязкости, Па с; коэффициент Пуассона;
— коэффициент трения, гидравлического сопротивления;
v — кинематическая вязкость, м2/с;
р — плотность, кг/м3; степень развальцовки, %;
ст — поверхностное натяжение, Н/м; напряжение, МПа;
т — время; момент приведения затрат;
<р — относительная насыщенность воды газом; коэффициент прочности; угол поворота оси трубки, рад;
у — относительный шаг; коэффициент присоединенной массы; угол искривления фланца, град;
£1 — живое сечение, м2;
П — фактор скорости пара; периметр, м; Ф — фактор.
Индексы
1	— вход
2	— выход max — максимальный о — неподвижный номинальный s — синхронизация t — температурный
V—объемный	»
w — движущийся
б — больший, барботажный лист, болтовой, барометрическое в — вода, витки, выносливость
виб — вибрация вихр — вихревой вн — внутренний возд — воздух
вх — вход вых — выход г — гидростатический, гидравлический, газ гв — горячее водоснабжение горл — горловина конденсатора гл — гладкотрубный
д — действительный, диагональный, длительная прочность дп — дисковая перегородка
ж — жидкость
з — загрязнение, зона затр — затраты
зм — змеевик из — изоляция к — корпус, конденсат, конечный кол — коллектор
ки — кольцевая перегородка кр — критический м — меньший, масло мин — минимальный мт — межтрубный
и — наружный, насыщение, накладка ном — номинальный
О2 — кислород
обр — обратный опт — оптимальный от — отопительный отв — отверстие
п — пар, перегородка пе — питательная вода пес — паровоздушная смесь пер — переливной порог пик — пиковый
пл — пленка, плоскость
пм — прямоток
под — паровая подушка
поде — подводящий трубопровод
ПОЛИ — полный
пот — потери
пр — прямой, профильный, предельный, приведенный пред — предельный
п-с — пар-стенка
пт — противоток
р — расчетный, ребристый риг — ригель
с — струйный
св — сетевая вода
секц — секция
см — смесь
соед — соединительный
сп — спиральный
ср — средний
ст — стенка трубок т — текучесть
тр — трубный, трение
турб — турбулентный
тф — теплофикационный у — условный
узк — узкое сечение между трубками
ф ~ фактический
фунд — фундамент
ц — центральный
ш — штуцер
э — эквивалентный
экон — экономия
ПРЕДИСЛОВИЕ
Теплообменники (теплообменные аппараты) энергоустановок являются крупногабаритным, металлоемким и дорогостоящим оборудованием, существенно влияющим, а в отдельных случаях и определяющим эффективность и надежность работы ТЭС, АЭС и КС в целом.
По оценкам ВТИ и МЭИ, при неизменных параметрах свежего пара и пара пром-перегрева вклад в общее повышение КПД ПТУ, полученный за счет улучшения характеристик теплообменных аппаратов (конденсаторов, подогревателей сетевой воды и системы регенеративного подогрева питательной воды, маслоохладителей и т.д.), может достигать 30%. Примерно аналогичных величин можно достигнуть и для ГТУ (ГПА) за счет применения в схемах этих установок совершенных теплообменников (регенераторов, утилизационных подогревателей воды, маслоохладителей и Т.Д.).
Обобщение опыта эксплуатации, а также анализ показателей работы ПТУ и ГТУ подтверждает большую значимость эффективности и надежности теплообменников в схемах этих энергетических установок, в частности с точки зрения экономии топлива и (или) теплоты.
В блоках специальных дисциплин Государственных образовательных стандартов высшего профессионального образования по направлению «ЭНЕРГОМАШИНОСТРОЕНИЕ» (651200, квалификация-инженер и 552700, степень (квалификация) — бакалавр техники и технологии) в паспорте специальности 101400 «Газотурбинные, паротурбинные установки и двигатели» (СП.04) предусмотрена специальная дисциплина «Теплообменники энергетических установок» (СД.01). Учебник по данной дисциплине и предлагается вниманию читателей.
Структура учебника полностью соответствует содержанию рассматриваемой дисциплины и базируется на знании таких ранее изучаемых дисциплин, как «Термодинамика», «Теплопередача», «Гидрогазодинамика», «Сопротивление материалов», «Техническая химия» и др.
В ряде фундаментальных учебников и учебных пособий по турбинам, турбоустановкам и теплообменным аппаратам энергетических установок [3...10, 15, 27, 32,40, 43, 48 и др.], изданных до утверждения 27.03.2000 г. вышеуказанных Государственных образовательных стандартов, а также в ряде монографий и справочников [11, 14, 20, 21, 26, 30, 33, 44, 45 и др.] теплообменники рассматривались лишь как некое вспомогательное оборудование в схемах ГТУ и ПТУ. В связи с этим углубленному изучению вопросов расчета, проектирования, изготовления, эксплуатации и ремонта этого энергетического оборудования уделялось недостаточно внимания.
При подготовке настоящего учебника авторами учтены основные положения методик построения и изложения материала наиболее авторитетных аналогичных учебных пособий, ранее использованных в учебной практике вузов, а также собственные учебно-методические разработки и опыт чтения лекций и ведения практикума для студентов вузов, обучающихся по специальностям в области энергетики и электротехники.
Учебник является естественным обобщением комплекса учебно-методической и справочной литературы, ранее разработанной и изданной для студентов вузов тем же авторским коллективом, который подготовил и настоящее издание, в том числе:
•	Бродов Ю.М. Атлас конструкций теплообменных аппаратов турбоустановок ТЭС и АЭС: Учебное пособие для вузов. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 1980. 31 с.
•	Ревзин Б.С., Ларионов ИД. Газотурбинные установки с нагнетателями для транспорта газа. Справочное пособие. М.: Недра, 1991. 303 с.
•	Бродов Ю.М., Савельев Р.З. Конденсационные установки паровых турбин: Учебное пособие для вузов. М.: Энергоатомиздат, 1994. 288 с.
•	Бродов Ю.М., Аронсон К.Э., Рябчиков А.Ю. Маслоохладители в системах маслоснабжения паровых турбин: Учебное пособие для вузов / Под общей ред. Ю.М. Бредова. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 1996. 103 с.
•	Повышение эффективности и надежности теплообменных аппаратов паротурбинных установок: Учебное пособие для вузов, 2-ое изд., перераб. и доп./ Под общей ред. Ю.М. Бредова / Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 1996. 298 с.
•	Бродов Ю.М., Рябчиков А.Ю., Аронсон К.Э. Термические деаэраторы в системах регенеративного подогрева питательной воды паротурбинных установок: Учебное пособие для вузов / Под общей ред. Ю.М. Бредова. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 1997. 116 с.
•	Бродов Ю.М., Ниренгитейн М.А., Аронсон К.Э., Рябчиков А.Ю. Теплообменные аппараты в системах регенеративного подогрева питательной воды паротурбинных установок: Учебное пособие для вузов / Под общей ред. Ю.М. Бредова. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 1998. 192 с.
•	БродовЮ.М., Великович В.И., Нирениипейн М.А., Аронсон К.Э., Рябчиков А.Ю. Подогреватели сетевой воды в системах теплоснабжения ТЭС и АЭС: Учебное пособие для вузов / Под общей ред. Ю.М. Бредова. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 1999. 138 с.
•	Ларионов И.Д., Жилкин Б.П. Проектирование маслоохладителя на базе аппарата воздушного охлаждения: Методические указания для студентов вузов. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2000. 38 с.
•	Бродов Ю.М., Нирениипейн М.А. Расчет теплообменных аппаратов паротурбинных установок: Учебное пособие для вузов / Под общей ред. Ю.М. Бредова. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2001. 373 с.
•	Бродов Ю.М., Плотников П.Н. Надежность кожухотрубных теплообменных аппаратов паротурбинных установок: Учебное пособие для вузов. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2001.242 с.
Авторы стремились отразить систематизированные представления по всему жизненному циклу теплообменников энергетических установок (ПТУ и ГТУ) с
учетом современных представлений о физических процессах, происходящих в аппаратах, типовых конструктивных решений, места аппаратов в схемах энергоустановок, режимов работы и параметров теплоносителей, а также особенностей эксплуатации каждого из рассматриваемых теплообменников. При этом использован принцип функциональных групп, позволивший структурировать теплообменники на уровне систем турбоустановок, в которые они включены (конденсационная установка, система подогрева сетевой воды, система регенерации, система маслоснабжения и т.д.).
По ряду принципиальных вопросов, касающихся методик расчета, конструктивных решений, методов повышения эффективности и надежности, а также перспективных разработок по совершенствованию теплообменников ПТУ и ГТУ, авторами отражены различные точки зрения специалистов. Считаем, что только такой подход соответствует современным системам подготовки высококвалифицированных специалистов энергомашиностроителей и энергетиков.
Для лучшего усвоения теоретического материала и получения практических навыков в учебнике представлены более 60 примеров тепловых, гидродинамических и надежностных расчетов различных теплообменников энергоустановок (ПТУ и ГТУ). По каждому разделу сформулированы контрольные вопросы для самопроверки.
При работе над учебником авторы использовали современную научно-техническую литературу по ТЭС, АЭС и КС, а также по ПТУ и ГТУ. Использованы также отдельные материалы турбинных заводов и заводов, изготавливающих теплообменники для энергоустановок, ОАО «ОРГРЭС», ЦКТИ, ВТИ, а также разработки ряда кафедр технических университетов страны. Авторы благодарны работникам этих предприятий и организаций за помощь в получении необходимых материалов, а также в обсуждении отдельных разделов учебника.
Список литературы включает только те источники, которые необходимы читатели: для более глубокого изучения отдельных вопросов.
Ознакомление с Государственным образовательным стандартом высшего профессионального образования подготовки дипломированных специалистов по ряду смежных направлений и специальностей позволяет авторам рекомендовать данный учебник также и для студентов специальностей 100500 «Тепловые электрические станции», 100700 «Промышленная теплоэнергетика», 101000 «Атомные электрические станции и установки».
Учебник може г быть рекомендован также для использования в системах переподготовки и повышения квалификации инженерно-технического персонала ТЭС, АЭС и КС.
Авторы выражают благодарность рецензентам и председателю УМК УМО по образованию в области энергетики и электротехники по специальности 101400, профессору, доктору технических наук А.Д. Трухнию за ценные советы и замечания при подготовке рукописи к изданию, а инженерам Л.И.Локаловсй, Т.В.Пановой и Н.Л. Елтышевой — за помощь в ее оформлении.
Dial 1
ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
1.1. Назначение и классификация теплообменных аппаратов
Теплообменным аппаратом (теплообменником) называется устройство, в котором происходит передача теплоты от одной среды к другой. Среды, участвующие в теплообмене, называются теплоносителями. В качестве теплоносителей могут использоваться пары различных веществ, газы, жидкости и жидкие металлы. Теплоноситель, отдающий теплоту и имеющий более высокую температуру, называется первичным, а воспринимающий теплоту теплоноситель с более низкой температурой называется вторичным.
Передача теплоты может осуществляться при непосредственном контакте обоих теплоносителей либо через твердую поверхность, разделяющую среды. По этому признаку теплообменные аппараты соответственно подразделяются на смешивающие и поверхностные.
В смешивающих аппаратах теплообмен происходит одновременно с массоб-меном.
В поверхностных аппаратах процесс теплопередачи включает в себя теплоотдачу от первичного теплоносителя к поверхности теплообмена, перенос теплоты через поверхность и теплоотдачу от поверхности теплообмена к вторичному теплоносителю. Поверхностные аппараты подразделяются на рекуперативные и регенеративные. В рекуперативных обе стороны поверхности теплообмена непрерывно омываются теплоносителями и направление теплового потока в стенке поверхности теплообмена сохраняется неизменным. В регенеративных поверхность теплообмена попеременно омывается то одним, то другим теплоносителем, так что направление теплового потока в стенках поверхности теплообмена периодически меняется [1].
По роду поверхности теплообмена различают аппараты трубчатые (кожухотрубные аппараты с гладкими, оребренными или профилированными трубками) и пластинчатые, в которых поверхность теплообмена образована плоскими или гофрированными листами.
Теплообменные аппараты можно классифицировать и по признаку наличия или отсутствия изменения агрегатного состояния одного или обоих теплоносителей. По этому признаку можно выделить аппараты без изменения агрегатного состояния, а также с изменением агрегатного состояния теплоносителей — кипением или конденсацией.
Другим принципом классификации теплообменных аппаратов является их функциональное назначение, по которому аппараты подразделяются на конденсаторы, подогреватели, охладители и т.д.
Классифицировать аппараты можно и по роду протекающих через них теплоносителей — на водоводяные, пароводяные, газовоздушные и др.
В состав энергетических установок входит ряд теплообменных аппаратов (теплообменников), являющихся их неотъемлемой частью. Эти аппараты по большей части поверхностные и рекуперативные по принципу действия, однако в схемах энергетических установок имеются также и аппараты смешивающего типа. Функционирование таких теплообменных аппаратов непосредственно связано с термодинамикой рабочего цикла паротурбинной или газотурбинной установки и обеспечивает необходимую эффективность и надежность ее работы [2 - 9]. К таким аппаратам относятся, например, конденсаторы, подогреватели системы регенерации и системы подогрева сетевой воды паротурбинных установок, а также воздухоподогреватели и воздухоохладители газотурбинных установок. Другие теплообменные аппараты, не связанные непосредственно с термодинамическим циклом установки, необходимы для обеспечения работы вспомогательных систем (например систем регулирования и смазки). Поверхностные аппараты паротурбинных установок (ПТУ) в качестве поверхности теплообмена имеют пучки трубок, как прямых, так и другой конфигурации - U- или П-образных. Теплообменные аппараты газотурбинных установок (ГТУ) выполняются как трубчатыми, так и пластинчатыми.
1.2. Принципиальные тепловые схемы турбоустановок
Принципиальная схема турбоустановки — это структурная схема расположения оборудования по тракту движения рабочего тела, характеризующая процессы преобразования и использования тепловой энергии, а также функциональную взаимосвязь основных элементов оборудования установки.
Наряду с основным элементом паротурбинной установки — паровой турбиной, в нее входят также конденсационная установка, система регенеративного подогрева питательной воды, конденсатные и питательные насосы с приводными двигателями. Кроме того, в состав ПТУ входят и некоторые специальные установки, предназначенные, например, для отпуска теплоты в том или ином виде потребителям, а также системы смазки, регулирования и защиты.
Однотипное оборудование на принципиальных схемах указывается только один раз, независимо от числа параллельно включенных элементов (насосов, теплообменных аппаратов и др.). Трубопроводы также изображают одной линией, независимо от числа параллельных потоков. Арматуру, входящую в состав трубопроводов или установленную на самих агрегатах, на принципиальных схемах обычно не указывают.
На рис. 1.1 в качестве примера представлена принципиальная тепловая схема паротурбинной установки конденсационного типа [9].
Рис. 7. 1 Принципиальная тепловая схема паротурбинной установки.
/ — цилиндр (часть) высокого давления турбины, 2 — промежуточный пароперегреватель, 3 — цилиндр (часть) низкого давления, 4 — конденсатор, 5 — конденсатный насос 1-го подъема, б — эжекторы с охладителями, 7 — система конденсатоочистки, 8 — конденсатный насос 2-го подъема, 9 — регенеративные подогреватели низкого давления, 10— сливной (дренажный) насос, 11 — подогреватели сетевой воды (или воды промежуточного контура теплофикационной установки), 12 — регулятор давления, 13 — деаэратор, 14—питательный насос, 15 — подогреватели высокого давления
Понижение параметров пара в проточной части паровой турбины обычно осуществляется до давления, величина которого значительно ниже барометрического, для чего необходимо обеспечить конденсацию отработавшего в турбине пара. Этой цели и служит конденсационная установка, которая кроме указанного назначения обеспечивает также получение чистого конденсата для питания парового котла (парогенератора), замыкая тем самым термодинамический цикл ПТУ.
Принципиальная схема конденсационной установки приводится на рис. 1.2. Пар, отработавший в турбине, направляется в конденсатор 7, где происходит его конденсация путем отвода теплоты пара к охлаждающей воде, протекающей через трубки поверхности теплообмена под напором циркуляционного насоса 2. Образовавшийся конденсат стекает в конденсатосборник 3, откуда откачивается конденсатным насосом 4 и подается в тракт основного конденсата. Поступающий из турбины в конденсатор пар всегда содержит воздух, попадающий в турбину через концевые уплотнения части низкого давления и различные неплотности. Отсос паровоздушной смеси из парового пространства конденсатора осуществляется воздушным насосом (эжектором) 5.
 13 I
Г
Рис. 1.2. Принципиальная схема конденсационной установки.
1 — конденсатор, 2 — циркуляционный насос, 3 — конденсатосборник, 4 — конденсатный насос, 5 — воздушный насос (эжектор); А — подвод рабочего тела (пар или вода), Б — пар из турбины, В — отвод в систему регенерации
Перекачка рабочего тела (воды) от конденсатора в котел (парогенератор) осуществляется конденсатными и питательными насосами; в ряде случаев устанавливаются сливные (дренажные) насосы для откачки конденсата после некоторых ПНД, атакже после подогревателей сетевой воды. Часто устанавливают два или три конденсатных насоса — непосредственно после конденсатора перед охладителями эжекторов и системой конденсатоочистки и перед группой подогревателей низкого давления.
Понижение давления в конденсаторе при неизменных начальных параметрах пара увеличивает полезную работу и термический КПД цикла. Эффективная работа конденсатора непосредственно влияет на экономичность работы турбоустановки таким образом, что при изменении давления в конденсаторе на 1 кПа мощность паротурбинных установок ТЭС изменяется примерно на 1%, а для АЭС это изменение достигает 1,5...2,0% [3,4,10].
Кроме создания вакуума конденсатор в современных турбинах выполняет и другие функции. Например, при пусках или резких изменениях нагрузки, когда котел или паропроизводящая установка АЭС вырабатывает большее количество пара, чем требуется турбине, или когда параметры пара не соответствуют необходимым, пар после предварительного охлаждения направляется в конденсатор, что позволяет обойтись без выброса пара в атмосферу и тем самым исключить потери дорогостоящего рабочего тела. Для принятия сбросного пара конденсатор оборудуется специальным приемно-сбросным устройством. В конденсатор также на- -правляют конденсат из коллекторов дренажей паропроводов, уплотнений, некоторых подогревателей и вводят добавку химически очищенной воды для восполнения потерь конденсата в цикле.
Регенеративный подогрев основного конденсата и питательной воды (регенерация) является одним из важнейших методов повышения экономичности современных ТЭС. Регенеративный подогрев осуществляется паром, отработавшим в турбине. Греющий пар, совершив работу в турбине, конденсируется затем в подогревателях системы регенерации ПТУ. Выделенная этим паром теплота фазового перехода возвращается в цикл, т.е. как бы восстанавливается или регенерируется. В зависимости от начальных параметров пара и количества отборов пара на регенерацию относительное повышение КПД турбоустановки за счет регенерации составляет от 7 до 15% [1 — 5]. Регенерацию можно рассматривать как процесс комбинированной выработки энергии с внутренним потреблением теплоты пара, отбираемого из турбины. Регенеративный подогрев воды снижает потерю теплоты с отработавшим паром в конденсаторе турбины.
Деаэратор и питательный насос делят схему регенеративного подогрева на две группы теплообменников: подогревателей высокого (ПВД) и низкого (ПНД) давлений. При наличии испарительной установки (для термического обессоливания добавочной воды) между ПНД включается конденсатор испарителя (КИ). К группе ПНД обычно условно относятся и вспомогательные подогреватели, использующие теплоту пара воздушных насосов (эжекторов) и уплотнений турбины. Нумерация подогревателей чаще всего осуществляется по ходу питательной воды, т.е. чем выше давление греющего пара, отбираемого в подогреватель, тем больше номер подогревателя, а нумерация отборов турбины осуществляется в обратном порядке, по ходу пара в турбине.
Система регенеративного подогрева питательной воды включает в себя тракт основного конденсата (от конденсатора до питательного насоса) и тракт питательной воды (от питательного насоса до котла). Конденсат рабочего пара турбин последовательно проходит, подогреваясь паром регенеративных отборов, от конденсатора до котла через охладители эжекторов, охладители пара уплотнений (сальниковые подогреватели), подогреватели низкого давления, деаэратор, где он освобождается от растворенных газов, и группу подогревателей высокого давления.
Классификация теплообменных аппаратов системы регенеративного подогрева питательной воды может производиться по различным признакам.
По давлению нагреваемой воды аппараты подразделяются следующим образом: • группа аппаратов низкого давления (подогреватели низкого давления — ПНД, сальниковые подогреватели, охладители паровых эжекторов, деаэраторы), в которых нагреваемая вода находится под давлением, создаваемым конденсатными насосами (основной конденсат);
• подогреватели высокого давления (ПВД), в которых нагреваемая вода находится под давлением, создаваемым питательными насосами (питательная вода).
По источнику греющего пара аппараты делятся на две группы — основные и вспомогательные. Основные аппараты, к которым относятся ПНД, ПВД и деаэраторы в схемах ряда турбоустановок, питаются паром только из регенеративных отборов турбины.
К вспомогательным теплообменникам относятся аппараты, питающиеся паром от различных других источников:
•	сальниковые подогреватели, получающие пар из уплотнений турбины;
•	охладители паровых эжекторов, получающие рабочий пар, например, с головок деаэратора, из РОУ, общестанционного коллектора и др.;
•	конденсаторы испарителей, получающие вторичный пар испарителей.
ПНД предназначены для регенеративного подогрева основного конденсата за счет теплоты пара отборов в части низкого давления турбин. Для группы аппаратов низкого давления (ПНД, СП и др.) допускаются максимальные рабочие давления: пара — до 0,88 МПа, основного конденсата — до 3,34МПа.
ПВД предназначены для регенеративного подогрева питательной воды за счет теплоты пара из отборов турбины в части высокого и среднего давления. Максимальное давление пара в ПВД — 6,5 МПа, а питательной воды — до 37,ЗМПа.
Сальниковые подогреватели и охладители эжекторов уплотнений турбины представляют собой теплообменники поверхностного типа, на наружной поверхности трубок которых происходит конденсация пара или паровоздушной смеси, поступающих из уплотнений турбины. По водяной стороне эти аппараты чаще всего включены в линию основного конденсата.
Пароструйные эжекторы используются в тепловой схеме ПТУ для удаления паровоздушной смеси из парового пространства конденсаторов и концевых уплотнений турбины, а также для создания сифона в циркуляционных водоводах конденсационной установки. Одноступенчатый эжектор не способен создать достаточно глубокий вакуум, поэтому необходимое разрежение достигается сочетанием последовательной работы двух или трех ступеней эжектора. Для того, чтобы вторая и последующие ступени дополнительно не нагружались отработавшим в предыдущих ступенях паром, эжекторы оснащаются охладителями, количество которых соответствует числу ступеней сжатия. Охладители основных эжекторов и охладители эжекторов уплотнений служат для сохранения и конденсации отработавшего в эжекторах пара.
ПВД, сальниковые подогреватели и охладители эжекторов выполняются только поверхностными. ПНД могут быть как поверхностными, так и смешивающими.
Деаэрационные установки (ДУ) в системах регенеративного подогрева питательной воды ПТУ [3,11] предназначены:
•	для максимально возможного удаления из питательной воды коррозионно-агрессивных газов, как находящихся в растворенном состоянии (О2, СО2 и др.), так и образующихся при термическом разложении бикарбонатов и карбонатов (NaHCO3, NH4HCO3, Na2CO3 и др.);
•	для создания рабочего резерва питательной воды в баках-аккумуляторах с целью компенсации небаланса между расходом питательной воды в котел и основного конденсата турбины с учетом добавочной воды;
•	для подогрева питательной воды в регенеративной схеме турбоустановки.
Деаэратор представляет собой теплообменный аппарат смешивающего типа, в котором теплообмен осуществляется при непосредственном контакте основного конденсата с паром из отбора турбины. Основной подогрев воды и частичная ее дегазация осуществляются в пленочной или струйной ступени деаэратора паром из отбора турбины, а окончательный подогрев воды до температуры насыщения,
глубокая и стабильная дегазация воды происходят в его барботажном устройстве. Скорость процесса удаления (десорбции) газов существенно зависит от величины поверхности (площади) контакта воды с паром, увеличейие которой, как правило, достигается при помощи дробления (распыления) воды в виде струй или капель либо при ее стекании в виде тонкой пленки.
Подогреватели сетевой воды служат для подогрева паром из отборов турбин сетевой воды, используемой для отопления и горячего водоснабжения тепловых потребителей. Комбинированная выработка электрической и тепловой энергии на ТЭС обеспечивает экономию топлива и, следовательно, более высокую экономичность по сравнению с раздельным производством электроэнергии на конденсационных электростанциях и теплоты в котельных. На ГРЭС подогреватели сетевой воды питаются паром из нерегулируемых отборов турбин конденсационного типа, а на ТЭЦ для этой цели используют регулируемые отборы теплофикационных турбин с давлением 0,05...0,25МПа. Конденсат греющего пара возвращается в систему регенерации турбины, а нагреваемая сетевая вода циркулирует по замкнутому контуру: прямая сетевая вода — к потребителю, обратная — от потребителя к установке подогрева сетевой воды. Поскольку качество сетевой воды существенно ниже, ’ чем качество конденсата греющего пара, и нельзя допустить их смешения, подогреватели сетевой воды изготавливаются только поверхностными.
Установка подогрева сетевой воды ГРЭС обычно состоит из основного и пикового подогревателей. Основной подогреватель снабжается паром давлением 0,05...0,15МПа, пиковый — 0,4...0,8МПа. Основной подогреватель используется в течение всего отопительного периода, а пиковый — только в наиболее холодное время.
На современных ТЭЦ применяется преимущественно многоступенчатый подогрев сетевой воды, поскольку он обеспечивает максимальную выработку электроэнергии на тепловом потреблении, высокую тепловую экономичность электростанции и возможность лучше регулировать работу теплофикационной установки. Предвключенной ступенью подогрева сетевой воды служит встроенный пучок конденсатора (специально выделенная для этой цели часть поверхности теплообмена). Далее сетевая вода поступает в нижний, а затем в верхний подогреватели сетевой воды, питающиеся паром двух соседних теплофикационных отборов. Давление в нижнем отборе может поддерживаться постоянным в диапазоне от 0,05 до 0,20МПа, а в верхнем — от 0,06 до 0,25МПа в зависимости от температурного графика теплосети [6,9].
На отопительных ТЭЦ и электростанциях, предназначенных для теплоснабжения городов, устанавливаются теплофикационные турбины с двумя теплофикационными отборами, один из которых (обычно верхний) регулируемый.
На рис. 1.3 представлена тепловая схема паротурбинной установки с одной из наиболее распространенных теплофикационных турбин Т-110/120-130, имеющей установку подогрева сетевой воды, состоящую из двух горизонтальных подогревателей ПСГ-1 и ПСГ-2. Тепловая схема предусматривает подогрев питательной воды последовательно в охладителях основных эжекторов и эжекторов уплотнений, сальниковом подогревателе, четырех подогревателях низкого давления, деаэраторе и в трех подогревателях высокого давления.	г
НАУЧНАЯ 17 БИБЛИОТЕКА
Брянского государственноге технического университета
Рис. 1.3. Принципиальная тепловая схема паротурбинной установки с теплофикационной турбиной
конденсатора
Газотурбинные установки
Простейшая тепловая схема ГТУ включает в себя кроме собственно газовой турбины компрессор и камеру сгорания. Необходимый для эффективной работы ГТУ уровень параметров рабочего тела обеспечивают компрессор, повышающий давление рабочего тела, и камера сгорания, в которой температура его растет за счет химической энергии топлива.
Рис. 1.4. Принципиальная тепловая схема газотурбинной установки с регенерацией.
1 — топливный насос или газовый компрессор, 2 —
камера сгорания, 3 — регенератор, 4 — компрессор, 5 — газовая турбина, 6 — пусковой двигатель
Обычно температура газа в конце процесса его расширения в турбине выше температуры воздуха после компрессора. Поэтому с целью повышения экономичности работы ГТУ целесообразно подогревать воздух перед его поступлением в камеру сгорания за счет теплоты уходящих газов, применяя тем самым принцип регенерации сбросной теплоты и сокращая расход топлива на подогрев газа в камере сгорания. Утилизация теплоты уходящих газов производится в специальном теплообменном аппарате поверхностного типа—регенераторе. Величина поверхности теплообмена регенератора определяет степень подогрева воздуха. Применение регенерации позволяет существенно повысить КПД ГТУ (с 22...23% до 30...32%). Тепловая схема ГТУ с регенерацией приводится на рис. 1.4.
Повышения КПД ГТУ можно добиться также путем уменьшения затрат энергии на привод компрессора, для чего процесс сжатия воздуха производят в двух компрессорах, соответственно низкого и высокого давления, между которыми имеется воздухоохладитель поверхностного типа, понижающий температуру воздуха на входе в компрессор высокого давления (рис. 1.5). Охлаждение воздуха производится водой.
Рис. 1.5. Принципиальная тепловая схема газотурбинной установки с регенератором и воздухоохладителем.
1 —топливный насос или газовый компрессор, 2 — камера сгорания, 3 — регенератор, 4 — компрессор высокого давления, 5 — газовая турбина, 6 — пусковой двигатель, 7—воздухоохладитель, 8—компрессор низкого давления
В состав ГТУ [4,7,8] входят также и ряд других теплообменных аппаратов: подогреватели топливного газа, кондиционеры охлаждающего воздуха, утилизационные водоподогреватели и др.
Маслоохладители (обычно поверхностные аппараты трубчатого типа) предназначены для поддержания заданной температуры масла, циркулирующего в масло-системе турбоустановки, без чего невозможна надежная эксплуатация ПТУ и ГТУ, а также приводимых ими устройств (генераторов или нагнетателей газа) В отли
чие от рассмотренных ранее аппаратов теплообмен в маслоохладителях происходит без фазовых превращений. В водяных маслоохладителях масло движется в межтрубном пространстве, а охлаждающая вода — внутри трубок. Маслоохладители должны быть герметичными по масляной и водяной сторонам, так как попадание воды в масло недопустимо по условиям работы подшипников турбомашин, а утечка масла во внешнюю среду через охлаждающую воду нежелательна по экологическим требованиям. Иногда в условиях дефицита охлаждающей воды маслоохладители выполняются с воздушным охлаждением.
1.3.	Жизненный цикл теплообменного аппарата
В международных стандартах серии ISO 9004 (управление качеством продукции) введено понятие «жизненный цикл изделия» (петля качества). Жизненный цикл изделия определяется как период времени, который начинается с момента принятия решения о необходимости создания изделия и заканчивается в момент его полного изъятия из эксплуатации.
В жизненный цикл любого изделия, в том числе и теплообменного аппарата, входят следующие этапы: разработка технических требований к создаваемому виду изделия; проектирование; подготовка и разработка технологических процессов; производство; контроль; монтаж; ввод в действие; эксплуатация; техническая помощь в обслуживании; проведение испытаний и обследований; снятие с эксплуатации; утилизация после завершения использования продукции.
Технические требования к теплообменному аппарату определяются его функциональным назначением и конкретным местом, занимаемым аппаратом в схеме турбоустановки. Именно этими факторами определяется вид теплоносителя (пар, паровоздушная смесь, питательная, сетевая или циркуляционная вода, продукты сгорания топлива, масло и т.д.), а также выбор типа теплообменного аппарата (поверхностный или смешивающий). Затем производится выбор типоразмера и определяется количество аппаратов в схеме турбоустановки либо выполняется проектирование нового аппарат а.
Поверхностные теплообменники устанавливаются в таких схемах, где смешение теплоносителей должно быть исключено. Например, в системах подогрева сетевой воды используются только поверхностные теплообменники. Область применения смешивающих аппаратов ограничивается такими системами, где смешение теплоносителей допустимо с точки зрения экономичности и надежности работы турбоустановок, например, в деаэрационных колонках и барботажных устройствах, а также в системе регенерации турбин.
Первым шагом в разработке конструкции нового теплообменника является задание входных и выходных температур для каждого из теплоносителей и их массовых расходов. Поскольку скорости жидких теплоносителей обычно поддерживаются в пределах 0,6...6,0 м/с, а газообразных — в пределах 10...50м/с, по величине массовых расходов можно рассчитать проходные сечения каналов для потоков теплоносителей, которые, в свою очередь, определяют объем аппарата. Иногда необходимо ограничить скорости теплоносителя, чтобы избежать таких неже
лательных явлений, как эрозия или вибрация трубок. Следует учитывать также возможность образования отложений на поверхности трубок, которые влияют на величину коэффициента теплопередачи и, следовательно, на величину поверхности теплообмена аппарата, габариты трубного пучка и всего аппарата в целом. В конструкции аппарата следует предусмотреть возможность проведения периодической очистки поверхности теплообмена.
Часто важно ограничить длину, высоту, ширину, объем или вес теплообменника ввиду специфических требований, диктуемых условиями эксплуатации или компоновки турбоагрегата.
Стоимость материалов и производства аппаратов должна быть по возможности минимизирована так, чтобы сбалансировать эксплуатационные расходы и капитальные затраты.
Исходными данными для проектирования теплообменника являются расходы и рабочие параметры теплоносителей, известные из расчета тепловой схемы турбоустановки или соответствующей системы При проектировании поверхностных теплообменников на основе этих данных определяется коэффициент теплопередачи, а затем площадь требуемой поверхности теплообмена, при которой будут обеспечены заданные параметры нагреваемой (охлаждаемой) среды. Для проектирования смешивающих теплообменников необходимо задавать суммарный расход теплоносителей и давление в корпусе аппарата.
При проектировании новых теплообменных аппаратов можно выделить следующие этапы:
•	проектные исследования;
•	формирование технического задания и технических предложений;
•	эскизное проектирование;
•	техническое проектирование;
•	рабочее проектирование;
•	отработка конструкции по результатам изготовления головных образцов;
•	промышленное внедрение.
В техническом задании на проектирование обычно задаются основные характеристики аппарата—тепловая нагрузка, величины нагрева, недогрева или давления при номинальном режиме эксплуатации энергоустановки.
На стадии эскизного проектирования предварительно определяются размеры поверхности теплообмена, производится распределение трубок пучка по площади трубной доски и по ходам воды, определяются предварительные размеры основных элементов, принадлежащих водяному и паровому пространствам аппаратов, производятся тепловые и прочностные расчеты.
При техническом проектировании уточняются размеры и конструкция отдельных узлов аппарата, производятся уточненные тепловые, гидродинамические, прочностные и вибрационные расчеты аппарата, выполняются чертежи и проектная документация.
Результатом рабочего проектирования теплообменного аппарата является комплект проектной документации, включающей в себя рабочие чертежи, спецификации к ним и эксплуатационную документацию в виде технического паспорта, а также инструкций по транспортировке, монтажу и эксплуатации.
На основе рабочего проекта разрабатывается технологический процесс изготовления и сборки теплообменного аппарата, и его жизненный цикл вступает в стадию производства и изготовления. После выполнения всех сборочных и сварочных работ с целью контроля прочности деталей и плотности сварных и разъемных соединений производится гидравлическое испытание аппарата. Испытание проводят чистой водой при температуре не ниже 5 °C и не выше 40 °C, закачиваемой с помощью гидравлического насоса до давления, величина которого регламентирована рабочим чертежом. Пробное давление для аппарата должно соответствовать «Правилам устройства и безопасной эксплуатации сосудов, работающих под давлением» [12]. Пробное гидравлическое давление зависит от рабочего давления и приводится в табл. 1.1.
Наименование сосудов	Рабочее давление (Рр«в), МПа	Пробное давление на заводе-изготовителе (Р.Д МПа
Все сосуды, кроме литых	Ниже 0,5	1,5Р_об	, но не менее 0,2
То же	0,5 и выше	1 2ЯР , °20 , но не менее раб	’	„ „ О, Рр.в+0,3
Литые сосуды	Независимо от давления	1,5Рра6	, но не менее 0,3
Примечание. о2о — допускаемое напряжение для материала сосуда при температуре стенки 20°С, МПа; о, — допускаемое напряжение для материала сосуда при расчетной температуре стенки, МПа.
Табл. 1.1. Пробное давление при гидравлическом испытании сосудов и аппаратов, работающих под давлением
Аппарат считается выдержавшим гидравлическое испытание при условии, что при осмотре не было обнаружено разрывов, течи, слезинок или запотевания (серых пятен) на металле сосуда и сварных швах, а также видимых остаточных деформаций.
После проведения испытаний составляют акт, в котором отмечают результаты осмотра, качество сварных швов и других соединений. Дефекты, выявленные в процессе гидравлического испытания, устраняют, о чем делается запись в акте.
Транспортировка аппаратов к месту монтажа производится либо в виде транспортабельных блоков (конденсаторы), либо в собранном виде при условии, что все патрубки подвода теплоносителей и другие штуцеры закрыты заглушками или крышками.
Монтаж теплообменных аппаратов производится в соответствии с проектом монтажных работ. С помощью самоходных стреловых кранов, мачт и порталов аппарат приподнимается за монтажные устройства, укрепленные на корпусе выше
центра тяжести, и устанавливается на фундамент или опорные конструкции. Весьма важно, чтобы при монтаже совпадали все разъемные соединения. После установки аппарата производят выверку по отклонениям от проектных осей и отметок в горизонтальном и вертикальном направлениях.
После окончания монтажно-сборочных работ все аппараты снова подвергают гидроиспытанию. Подготовка теплообменного оборудования к эксплуатации включает в себя проверку расходов теплоносителей, температур теплоносителей на входе и выходе из аппаратов, давлений в корпусах и трубопроводах. Результат испытаний, выявленные дефекты, недоделки и другие замечания вносят в акт испытаний для каждого аппарата в отдельности. Теплообменные аппараты считаются принятыми в эксплуатацию после подписания акта со стороны представителей монтажной организации и заказчика, т.е. эксплуатирующего предприятия.
Непосредственное обслуживание теплообменных аппаратов осуществляется эксплуатационным персоналом цеха по инструкциям, утвержденным главным инженером предприятия. Во время эксплуатации теплообменного оборудования персонал должен обеспечить установленный режим его работы.
Правильная эксплуатация теплообменных аппаратов обеспечивается путем организации и ведения учета следующих показателей:
•	основные параметры эксплуатации аппаратов и их соответствие нормативным значениям;
•	расходы теплоносителей по аппарату или установке, цеху и предприятию;
•	расходы вторичного пара, возвращаемого конденсата, охлаждающей воды и других вторичных энергоресурсов;
•	часовой, сменный, суточный, месячный и годовой расходы теплоносителей;
•	удельные расходы и экономия энергии по турбоагрегатам, цехам и предприятию в целом.
Регенераторы ГТУ периодически проверяются на герметичность воздушного тракта.
Техническое состояние теплообменных аппаратов кроме текущего контроля показателей их работы определяется в процессе регламентных испытаний, проводимых периодически в течение всего срока эксплуатации этого вида оборудования Для кон гроля основных показателей работы, к которым относятся тепловая производительность, температуры и температурные напоры теплоносителей, номинальные расходы теплоносителей, допускаемые давления первичного и вторичного теплоносителей, теплообменные аппараты оборудуются термометрами на входящих и выходящих трубопроводах первичного и вторичного теплоносителей, а также манометрами и расходомерами.
Для восстановления работоспособности теплообменного оборудования производятся текущие и планово-предупредительные ремонты.
Устранение мелких дефектов оборудования (износ прокладок, сальниковых набивок, отглушение и замена трубок поверхности теплообмена, замена арматуры и крепежа) производится в период простоя, когда аппараты не работают. В это же время проводятся осмотры узлов и деталей для выяснения степени их износа и для планирования объемов и сроков предстоящего ремонта. В случае непрерывной эксплуатации для проведения осмотра и текущего ремонта не реже одного раза в год производится останов оборудования.
Система планово-предупредительных ремонтов включает три вида ремонтов: текущий, средний и капитальный. Текущий ремонт проводится эксплуатационным персоналом в соответствии с графиком; при этом осуществляется частичная разборка отдельных узлов с целью выявления технического состояния деталей и устранения мелких неисправностей. Средний ремонт проводится на месте установки; при этом производятся замена изношенных деталей и ремонт всех узлов и агрегатов аппарата. Оборудование, прошедшее средний ремонт, испытывается в течение нескольких часов и данные, подтверждающие качество выполненных работ, отмечаются в ремонтной карте. Капитальный ремонт является восстановительным ремонтом, при котором производится полная разборка аппарата с целью замены и восстановления изношенных узлов. К выполнению капитальных ремонтов, как правило, привлекаются специализированные организации. При капитальном ремонте оборудование может быть снято с места его установки и доставлено в специальные ремонтные ячейки. Объем капитального ремонта должен включать все слесарно-монтажные и специальные работы, обеспечивающие не только восстановление изношенных деталей и узлов оборудования, но и его модернизацию.
Кроме планово-предупредительных ремонтов бывают ремонты аварийные и восстановительные. Аварийный ремонт вызывается аварийным повреждением деталей теплообменного аппарата. В зависимости от степени повреждений аварийный ремонт может носить характер текущего, среднего или капитального ремонта. Восстановительный ремонт производится в том случае, когда дальнейшая эксплуатация изношенного оборудования нецелесообразна, однако замена изношенного аппарата новым экономически невыгодна или физически невозможна.
При замене изношенного аппарата новым производятся его демонтаж и полная или частичная утилизация узлов, агрегатов и материалов, из которых изготовлен аппарат.
Жизненный цикл (ЖЦ) теплообменного аппарата может быть представлен следующей диаграммой (рис. 1.6).
Рис. /.6. Жизненный цикл теплообменного аппарата.
1 — маркетинг и изучение потребности, 2 — проектирование конструкции, 3 — проектирование технологии, 4 — изготовление и контроль качества, 5—упаковка, доставка, монтаж и наладка, 6—эксплуатация, обслуживание, ремонт, модернизация, 7—утилизация
Представленная линейная модель жизненного цикла теплообменника наилучшим образом демонстрирует последовательность этапов рождения, создания, «жизни» и «смерти» аппарата. Разумеется, аналогичные жизненные циклы имеют и большинство остальных элементов оборудования, да и не только оборудования.
В жизненном цикле любого изделия, в том числе и теплообменного аппарата, цена ошибки на том или ином этапе ЖЦ тем больше, чем раньше она допущена. Ошибка на этапе 1 (маркетинг и изучение потребностей) может привести к тому, что спроектированный и даже изготовленный аппарат не найдет применения, следовательно, все материальные и временные затраты были произведены напрасно. Тогда в ЖЦ теплообменника многие этапы, например этапы 5 и 6, могут вообще не наступить, а непосредственно после этапа изготовления наступит этап утилизации. Кроме того, цена ошибки будет больше, если она обнаружена на более позднем этапе. Диаграмма, представленная на рис. 1.7, наглядно показывает возрастание цены ошибки, допущенной на более ранних этапах жизненного цикла изделия (на диаграмме стоимость убытков, возникающих в результате ошибки на каждом этапе ЖЦ теплообменного аппарата, пропорциональна площади столбца, характеризующего этот этап).
Рис. 1.7. «Цена» ошибки в зависимости от этапа ЖЦ изделия
Такой эффект может наступить в результате некачественного проектирования теплообменного аппарата. При этом затраты, произведенные на этапе 1 жизненного цикла теплообменника, не только не окупятся, но лишь увеличат общие убытки. Особенностью этапа 2 ЖЦ теплообменного аппарата (проектирование конструкции) является его неразрывная связь с этапом 3 — технологическим проектированием. На предприятии необходимо осуществление непрерывной обратной связи между конструкторами и технологами с тем, чтобы разрабатываемый теплообменник мог быть изготовлен с учетом ограничений, налагаемых имеющимся станочным парком, квалификацией исполнителей, возможностями контроля качества продукции на всех этапах ее изготовления. Совместный поиск путей решения конструкторско-технологических проблем крайне сложен в условиях традиционной, бумажной технологии сопровождения ЖЦ изделия на этих этапах.
Такую же неразрывную связь имеют этапы 2 (проектирование конструкции) и 3 (проектирование технологии) с этапом 4 (изготовление и контроль качества). Только тесная информационная связь между конструкторами, технологами и изготовителями обеспечит возможность оперативного внесения изменений в изделие на любом этапе его жизненного цикла.
1.4. Принципы организации течения теплоносителей в аппарате
Тепловые процессы в теплообменных аппаратах протекают при взаимодействии по крайней мере двух теплоносителей с различными температурами, причем теплота переносится от первичного теплоносителя с большей температурой к вторичному теплоносителю с меньшей температурой.
Теплоносители, используемые в теплообменных аппаратах ПТУ, подразделяются по агрегатному состоянию на жидкие (циркуляционная, сетевая и питательная вода, конденсат, масло) и газообразные (водяной пар, воздух, газовая смесь).
При проектировании кожухотрубных теплообменных аппаратов возникает проблема размещения теплоносителей по сторонам поверхности теплообмена — внутри трубок или в межтрубном пространстве. Обоснованное решение этой проблемы требует учета факторов тепловой эффективности, надежности, экономичности работы аппарата, а также минимизации его массогабаритных и стоимостных характеристик. Выбор конкретной схемы течения теплоносителей определяется взаимным влиянием следующих факторов: стоимости материалов и изготовления аппарата (капитальных затрат), эксплуатационных расходов (особенно расходов на прокачку теплоносителей), возможности очистки аппарата, склонности к коррозии, разности рабочих давлений сред, опасности утечки теплоносителя, рабочего диапазона температур, возможности возникновения термических напряжений вследствие различного удлинения элементов конструкции аппарата, вибрации трубок и появления усталостных напряжений и т.д.
Особенность пароводяных кожухотрубных теплообменных аппаратов состоит в том, что проходное сечение межтрубного пространства во много раз больше по сравнению с проходным сечением трубок, что предполагает размещение газообразного теплоносителя с меньшим давлением и, следовательно, с большим удельным объемом в межтрубном пространстве аппарата. Соответственно охлаждающая или нагреваемая вода направляется в трубки поверхности теплообмена.
Такое размещение теплоносителей не только позволяет поддерживать высокую тепловую эффективность аппаратов с конденсацией пара и упрощает поддержание герметичности аппарата, но и расширяет возможности применения более простых типов конструкций и более дешевых конструкционных материалов, так как допускает меньшие толщины стенок корпуса аппарата.
В конденсаторах паровых турбин принятая схема течения теплоносителей — насыщенный пар в межтрубном пространстве, циркуляционная вода внутри трубок — обеспечивает гравитационную сепарацию пара и образующегося конденсата, позволяет организовать развитый фронт натекания пара на трубный пучок, уменьшить среднюю толщину пленки конденсата на поверхности трубок и повысить тем самым интенсивность теплообмена, упрощает отвод неконденсирующихся газов из парового пространства, а также облегчает очистку внутренней поверхности трубок от загрязнений, вносимых охлаждающей водой.
В теплообменниках типа «жидкость - жидкость» целесообразно направлять более вязкую жидкость, для которой значение числа Рейнольдса ниже, в межтрубное пространство, а менее вязкую жидкость с более высокими числами Рейнольдса— по трубкам. Так можно обеспечить более высокий коэффициент теплоотдачи
вследствие турбулизации потока, обусловленной поперечным обтеканием пучков трубок, и сблизить уровни теплоотдачи теплоносителей с внутренней и наружной сторон поверхности теплообмена.
Во всех случаях для повышения уровня теплоотдачи выгодно увеличивать длину пути и скорость движения теплоносителей, для чего в межтрубном пространстве устанавливаются перегородки, а внутритрубный теплоноситель направляется в несколько последовательных ходов, если это позволяет величина допустимых потерь давления.
Основными характеристиками конструкции теплообменного аппарата являются тип относительного движения потоков теплоносителей и схема их взаимного движения. По направлению преимущественного движения теплоносителей следует различать противоточные и прямоточные аппараты, а также аппараты с перекрестным током (рис. 1.8).
Рис. 1.8. Схемы движения теплоносителей в теплообменных аппаратах.
а — прямоток, б — противоток, в — перекрестный ток, г — смешанная схема, д — многократный перекрестный ток; 1 — первый теплоноситель, 2 — второй теплоноситель
Если в теплообменном аппарате первичный (горячий) и вторичный (холодный) теплоносители протекают параллельно в одном направлении (см. рис. 1.8, а), то такая схема движения называется прямотоком. Если теплоносители протекают параллельно, но в противоположном направлении (см. рис. 1.8, б), то такая схема движения называется противотоком. Если среды протекают во взаимно перпендикулярных направлениях (см. рис. 1.8, в), то схема их движения называется перекрестным током. Помимо таких простых схем движения в реальных теплообменных аппаратах реализуются и более сложные: смешанная схема, объединяющая принципы прямотока и противотока (см. рис. 1.8, г), а также многократный перекрестный ток (см. рис. 1.8, д).
Рассмотренные схемы отличаются между собой степенью использования температурного потенциала теплоносителей, т.е. разницы их температур. С этой точки зрения наиболее выгоден чистый противоток, поэтому в теплообменных аппаратах любой конструкции, работающих без изменения агрегатного состояния теп-
доносителей, для получения наименьшей поверхности теплообмена при прочих равных условиях необходимо применять принцип противоточного движения теплоносителей. Если выдержать принцип чистого противотока невозможно по конструктивным или компоновочным соображениям, то следует организовать перекрестный ток теплоносителей с соблюдением общего противоточного течения. При изменении агрегатного состояния хотя бы одного из теплоносителей любые схемы движения принципиально равноценны [1].
1.5. Основные элементы конструкции кожухотрубных аппаратов
Конструкция теплообменного аппарата должна обеспечивать проектный уровень тепловой эффективности и при этом быть технологичной, надежной в течение предусмотренного проектом срока службы, безопасной при изготовлении, монтаже и эксплуатации, а также предусматривать возможность осмотра, очистки и ремонта.
Основу кожухотрубных теплообменных аппаратов составляют трубки обычно круглого сечения, заключенные в кожух таким образом, что оси трубок и корпуса параллельны. Важнейшими элементами конструкции теплообменных аппаратов являются трубные пучки, корпуса, входные, выходные и поворотные камеры, а также патрубки, по которым осуществляются подвод теплоносителей в аппарат и отвод из него.
1.5.1.	Корпуса и опоры
Корпус теплообменного аппарата представляет собой оболочку, вмещающую взаимодействующие между собой теплоносители в контактных (смешивающих) аппаратах, а также трубный пучок в поверхностных аппаратах.
Проектирование корпусов аппаратов, работающих в условиях повышенного давления, производится в соответствии с требованиями ОСТ 26291-94.
Обычно корпус имеет вид цилиндра, внутри которого размещены трубки поверхности теплообмена и циркулирует теплоноситель. Цилиндрические обечайки получили широкое распространение, поскольку отличаются простотой изготовления и рациональным расходом материала. Обечайка корпуса изготавливается из стальной листовой заготовки соответствующего размера, края которой соединяются продольным сварным швом. Кожух малого размера (диаметром до 0,6 м) можно изготовить из цельной трубы соответствующей длины. Корпуса конденсаторов, маслоохладителей и охладителей эжекторов изготавливаются из плоских стальных листов. Форма поперечного сечения корпуса аппарата определяется прежде всего принятой компоновкой трубного пучка.
Теплоноситель поступает в кожух через входной патрубок и выходит через выходной. Патрубки обычно изготавливаются из стандартных труб, которые привариваются к кожуху. Там, где требуется равномерное распределение теплоносителя по длине или периметру корпуса, а также защита трубок от динамического воздействия потока, применяются специальные конструктивные элементы — концент
рические рассекатели, пароотбойные щиты, паровые рубашки и т.д. Патрубки могут иметь фланцы для присоединения подводящих и отводящих трубопроводов.
Корпуса теплообменников могут испытывать воздействие термических напряжений, возникающих вследствие различного температурного удлинения трубного пучка и корпуса. Для уменьшения этих напряжений на корпусе устанавливаются линзовые компенсаторы.
Толщина стенок корпуса рассчитывается исходя из величины допускаемых напряжений, а также из условия устойчивости формы. Для придания жесткости корпуса больших размеров усиливаются приварными ребрами.
Поддержание высокого уровня коэффициента теплопередачи в аппарате с конденсацией одного из теплоносителей требует удаления из межтрубного пространства неконденсирующихся газов, для чего корпуса аппаратов оборудуются специальными патрубками и арматурой.
Корпуса теплообменных аппаратов монтируются на различных опорах в зависимости от пространственной ориентации аппарата, его веса и габаритов, а также от его места в компоновке турбоустановки.
Аппараты с плоским днищем могут устанавливаться непосредственно на фундамент. Вертикальные аппараты чаще всего имеют в качестве опор отдельные лапы, (не менее двух), которые жестко соединены с корпусом и опираются на специальные конструкции, так что аппарат находится в подвешенном состоянии.
Горизонтальные аппараты устанавливаются на сварные седловые опоры, которые размещаются в нижней части корпуса и могут быть как отъемными, так и жестко соединенными с аппаратом.
Конденсаторы ПТУ устанавливаются на специальные пружинные опоры, воспринимающие вес аппарата и передающие его на фундамент.
1.5.2.	Водяные камеры
Водяные камеры предназначены для подвода и отвода охлаждающей (нагреваемой) воды, а также распределения ее по трубкам поверхности теплообмена аппарата. Водяные камеры присоединяются к корпусам аппаратов при помощи сварного или фланцевого соединения. Форма поперечного сечения водяных камер определяется компоновкой трубного пучка и размерами корпуса аппарата и должна обеспечивать минимальные напряжения в металле, а также возможно более низкие величины гидравлического сопротивления. В зависимости от числа ходов воды в аппарате водяные камеры разделяются глухими перегородками на необходимое количество отсеков. Водяные камеры изготавливаются из того же металла, что и обечайки корпусов.
Водяные камеры теплообменников достаточно часто выполняются сварными, составляющими единое целое с корпусом, что позволяет сохранять высокую герметичность аппарата. В этом случае крышки водяных камер обычно выполняются съемными.
Для аппаратов с цилиндрическими корпусами применяются днища-крышки, стандартизованные и унифицированные по диаметрам обечаек, эллиптические, полусферические и плоские отбортованные для обеспечения высококачественного
соединения с корпусом. Толщина стенки выпуклой части днища обычно принимается равной толщине цилиндрической части днища для того, чтобы напряжения в обеих частях днища были одинаковыми.
Наименьшую расчетную толщину имеют сферические днища. Однако стоимость изготовления сферических днищ наиболее высока. Эллиптические днища лучше всего сопротивляются внутреннему давлению, если кривые их меридионального сечения являются половиной эллипса с большой осью, равной диаметру обечайки корпуса, и малой осью, равной удвоенной высоте выпуклой части.
На крышки водяных камер действуют большие усилия от давления воды. Чтобы уменьшить толщину стенки днищ, в водяных камерах устанавливаются анкерные связи, служащие также и для уменьшения прогиба трубной доски.
1.5.3.	Трубные доски и промежуточные перегородки
Трубные доски теплообменных аппаратов предназначены для крепления трубок поверхности теплообмена и объединения их в трубный пучок. Трубная доска представляет собой пластину, форма которой соответствует форме поперечного сечения корпуса аппарата и его водяных камер. Количество и расположение отверстий под трубки поверхности теплообмена определяются принятой компоновкой трубного пучка. Крепление трубной доски к корпусу аппарата производится либо приваркой к корпусу, либо путем зажатия ее между стальными фланцами крышки и корпуса с прокладками для герметизации (рис. 1.9).
Рис. 1.9. Крепление трубной доски к корпусу аппарата.
а — между фланцами, б — приваркой; 1 — фланец, 2 — прокладка
Трубные доски испытывают действие нагрузки от разности давлений теплоносителей в водяных камерах и межтрубном пространстве. Упругим основанием для трубной доски являются фланцы корпуса и трубки поверхности теплообмена аппарата. Кроме этого, трубная доска часто имеет служащие для ее разгрузки анкер
ные связи, опирающиеся на крышки водяных камер. Толщина трубной доски определяется из условия прочности на изгиб с учетом ослабления расчетного поперечного сечения пластины отверстиями под трубки и с учетом укрепления трубной доски анкерными связями.
Промежуточные перегородки обеспечивают необходимый способ наружного обтекания теплоносителем трубного пучка, повышают скорость движения межтрубного теплоносителя, препятствуют провисанию и повышенной вибрации трубок, ужесточают корпус аппарата, а в вертикальных аппаратах с конденсацией пара способствуют отводу конденсата и уменьшению средней толщины конденсатной пленки на трубках, что, в свою очередь, позволяет повысить интенсивность теплообмена.
В конструкции теплообменных аппаратов турбоустановок применяются сегментные промежуточные перегородки, а также перегородки типа «диск-кольцо». Выбор системы расстановки промежуточных перегородок, т.е. определение расстояния между соседними перегородками и их взаимного положения по отношению к частям трубного пучка, производится с учетом вибрационных характеристик трубного пучка, а также из условия получения одинаковой скорости теплоносителя по тракту его движения в трубном пучке и в зазорах между трубным пучком и корпусом.
Толщина промежуточных перегородок обычно находится в пределах от 8 до 25 мм в зависимости от типа аппарата и вибрационных характеристик трубок в пучке. Размещение отверстий в промежуточных перегородках, через которые проходят трубки, такое же, как и на трубной доске. Отверстия должны иметь диаметр, как правило, на 0,2...0,4 мм больший, чем наружный диаметр трубок. Края отверстий должны скругляться галтелью для снижения интенсивности износа трубок при трении их в отверстиях перегородки. В местах, не занятых трубками, в перегородках иногда выполняются окна для выравнивания распределения теплоносителя в межтрубном пространстве по длине аппарата.
Поперечные перегородки просты в изготовлении и удобны при монтаже. Материалом промежуточных перегородок служит низкоуглеродистая сталь. Крепление промежуточных перегородок к корпусу теплообменного аппарата производится при помощи сварки в нескольких точках по периметру прилегания.
1.5.4.	Трубки и способы их крепления
Трубки поверхности теплообмена являются одним из наиболее ответственных элементов теплообменных аппаратов. В настоящее время большинство теплообменных аппаратов различного назначения оснащаются цельнотянутыми бесшовными трубками с наружным диаметром от 12 до 30 мм, изготовленными как из цветных металлов (латуни и других медно-никелевых сплавов), так и из нержавеющей стали. Толщина стенки трубок в большинстве случаев составляет от 1,0 до 1,5 мм, иногда применяются трубки с толщиной стенки 0,75 мм, а в периферийных рядах трубных пучков со стороны входа пара иногда устанавливаются трубки с толщиной стенки 1,5...2,0 мм, обладающие большим запасом прочности и износостойкости.
Трубки меньших диаметров не находят практического применения, несмотря на то, что компактность аппаратов с уменьшением диаметра трубок возрастает. Это связано с увеличением трудоемкости изготовления и сборки, а также усложнением очистки аппаратов в условиях эксплуатации.
Длина заготовок трубок, выпускаемых отечественными заводами, достигает в настоящее время 9...12 м. В теплообменных аппаратах ПТУ применяются прямые, U- и П-образные, а также спиральные трубки.
Полная длина прямой трубки теплообменника с двумя трубными досками определяется выражением (рис. 1.10, а)
1пОЛН=1^Р +П„8п+21тр,	(1.1)
где 1^р — расчетная (активная) длина трубки, равная сумме расстояний между соседними перегородками, м;
«я — количество промежуточных перегородок;
5Я — толщина промежуточной перегородки, м;
I — участок трубки в трубной доске, равный толщине трубной доски, м.
Полная длина U-образной трубки включает в себя два прямых участка и гиб (см. рис. 1.10, б):
1полн — 2 1&р + TiRf +п„ Ь„+21тр,	(1.2)
где 1#р — длина прямых участков трубки, м;
R{ — радиус U-образного гиба, м.
Полная длина П-образной трубки включает в себя длину двух прямых участков и длину поперечного ригеля 1рш (см. рис. 1.10, в):
1полн ~ 21"Р + 1риг + Пп 'Мтр.	(1-3)
Полная длина спиральной трубы (см. рис. 1.10, г) определяется по зависимости
^полн h ^сп 2ЛЛ,
( , (2Я.-1)(^+0,004) вн +
2
(1.4)
где 1к— суммарная длина присоединительных концов (от спирали до коллектора), м;
lrn — развернутая длина спирального участка трубы, м;
пе — количество витков в одной плоскости змеевика;
Dm — минимальный диаметр спирали змеевика, принимается не менее 0,2 м;
dH — наружный диаметр спиральной трубы, м.
Рис. 1.10. Расчетные схемы для определения длины трубок.
а — прямая трубка, б—U-образная трубка, в — П-образная трубка, г — спиральная труба
К длине трубки, определенной по формулам (1.1)—(1.4), следует прибавить 2...4 мм на подрезку или обварку трубок.
Важным требованием, предъявляемым к трубкам поверхности теплообмена, является их стойкость против коррозии. Коррозия трубок — фактор, снижающий как эффективность теплообмена, так и надежное гь аппарата в целом. Трубки могут корродировать с двух сторон, например, с водяной — под воздействием охлаждающей воды и с паровой — под воздействием пара и конденсата. Возникающие в результате коррозии свищи и трещины приводят к попаданию охлаждающей (нагреваемой) воды в конденсат, что совершенно недопустимо прежде всего для конденсаторов и подогревателей сетевой воды.
Одним из основных факторов, определяющих надежную работу теплообменных аппаратов, является обеспечение плотности и прочности соединения трубок с трубными досками. Крепление трубок в трубных досках должно быть герметичным и долговечным во всем диапазоне режимов работы аппаратов. Крепление должно обеспечивать плавный вход охлаждающей воды в трубки во избежание кавитационной эрозии концов трубок и повышенного гидравлического сопротивления, хороший контакт с трубными досками для уменьшения коррозии трубок, а также легкую замену трубок без повреждения трубных досок во время ремонта.
В настоящее время широко применяются три основных типа соединений:
•	вальцевание трубок в трубной доске (рис. 1.11, а, б);
•	сварка трубок с трубной доской (рис. 1.11, в—д);
•	комбинированный (вальцевание со сваркой или сварка с последующим вальцеванием) (см. рис. 1.11, е - м)
Рис. 1.11. Способы закрепления трубок в трубных досках.
1 — трубная доска, 2 — трубка, 3 — сварка, 4 — плакирующий слой
В большинстве теплообменных аппаратов, выпускаемых отечественными заводами, применяется один тип закрепления трубок в трубных досках —вальцевание. Такое крепление представляет собой прочноплотное соединение, образованное путем раздачи конца трубок вальцовками до прочнонапряженного контакта между стенкой трубки и стенкой отверстия в трубной доске. Вальцевание трубок производится специальным инструментом — вальцовкой.
При вальцевании трубок происходит пластическая деформация; при этом диаметры трубки (внутренний и наружный) увеличиваются, вследствие чего на поверхности сопряжения трубки с доской возникают упругие напряжения, обеспечивающие прочность и плотность соединения. Для получения прочного и плотного вальцовочного соединения необходимо иметь определенную степень развальцовки:
р = -i--------= (1,0...1,5) %,
do
(1-5)
где d0— начальный диаметр отверстия в трубной доске;
— увеличение внутреннего диаметра трубки после вальцевания;
Д2 — разность диаметра отверстия в трубной доске и наружного диаметра трубки до вальцевания, обычно 0,2...0,4 мм в зависимости от начального диаметра.
1.6. Компоновка трубных пучков
Понятие компоновки включает в себя как собственно конфигурацию трубного пучка в границах трубной доски и в паровом пространстве, так и компактность, глубину и плотность, характеризующие размещение трубок. От правильно выбранной компоновки трубного пучка зависит эффективность работы аппарата с точки зрения минимизации аэродинамического сопротивления и равномерности распределения параметров процесса теплообмена в пучке.
Размещение трубок в трубном пучке определяется способом и шагом разбивки. Различают следующие способы разбивки трубок в трубном пучке (рис. 1.12): шахматная и ее частный случай — треугольная; коридорная и ее частный случай — квадратная; радиальная-, разбивка по концентрическим окружностям. При треугольной разбивке оси трубок размещаются по углам равностороннего треугольника, что обеспечивает большую прочность трубной доски при заданном проходном сечении для потока теплоносителя в межтрубном пространстве, чем при квадратной разбивке; зато при квадратной разбивке облегчаются технология изготовления и некоторые операции по обслуживанию аппарата.
Шагом разбивки (5) называется расстояние между осями соседних трубок. Уменьшение шага ведет к сокращению габаритов аппарата, но лимитируется прочностью трубных досок и величиной аэро- и гидродинамического сопротивления трубного пучка.
В практике проектирования аппаратов часто пользуются понятием относипгелъно-
S го шага, т.е. отношением шага разбивки к наружному диаметру трубки, = —.
35 I
I
I
I
Как показывает анализ конструкций различных теплообменных аппаратов, для применяемых в настоящее время способов крепления трубок в трубных досках значение у находится в пределах 1,25...1,60 [7,10,13,15].
Шахматная и коридорная разбивки трубок характеризуются поперечным и продольным шагами (51 и Si) и соответствующими относительными шагами и у2. Частным случаем шахматной разбивки трубок является треугольная, когда оси соседних трубок размещаются в вершинах равностороннего треугольника со стороной, равной шагу 5. Треугольная разбивка наиболее распространена. При квадратной разбивке оси трубок размещаются в вершинах квадрата со стороной S.
Элементарная площадка трубной доски, приходящаяся на одну трубку, составляет при треугольной разбивке: s3 = S2 - sin60° = 0,86652, а при квадратной: s3 = SI2. Из сравнения этих выражений видно, что при одинаковом шаге на одной и той же площади трубной доски при треугольной разбивке можно разместить на 15,5 % больше трубок, чем при квадратной.
Для оценки компактности конструкции аппарата часто используется величина удельной поверхности теплообмена — поверхности, приходящейся на единицу объема аппарата (на 1 м длины трубки). Значение этого параметра для треугольной (Уд) и квадратной (fKt) разбивок составит соответственно
= з 63 —— = 3’63 . 0,866-5 2 S2 ig2rfn л</н 3,14
52 уЧ
Приведенные зависимости показывают, что при одинаковых значениях диаметра и шага трубок трубный пучок с треугольной разбивкой компактнее, чем с квадратной.
Площадь трубной доски не может полностью использоваться для размещения трубок, поскольку необходимо иметь свободное пространство на трубной доске для установки перегородок, анкерных связей в водяных камерах аппаратов, направляющих щитов и других элементов конструкции в межтрубном пространстве. Коэффициент использования трубной доски итр характеризует отношение площади, занимаемой трубками пучка к площади трубной доски:
(1-6)
где D — диаметр трубной доски, м; N — количество трубок в пучке.
Коэффициент заполнения трубной доски т] показывает соотношение действительного количества трубок в пучке и числа трубок, которое можно было бы разместить при полном использовании площади трубной доски. При этом обычно за основу принимается треугольная разбивка как наиболее компактная.
Если общее число трубок в пучке N, а диаметр трубной доски D, то необходимая для размещения трубок площадь составит 0,866 • S2 • N, а площадь всей трубной доски — лЛ2/4. Тогда можно записать
4 • 0,866S2/V * „ S2N
Лтр =------Zi----=
р лЛ	D2
(1-7)
Сопоставляя зависимости (1.6) и (1.7), получаем
“тР
(1.8)
Значения т] и ит рекомендуется принимать в диапазонах: т] = 0,56...0,72; и = 0,24...0,32.
С учетом формул (1.6) и (1.7) можно определить условный диаметр трубной доски:
у
(1-9)
Во многих случаях трубный пучок разделяется на части, в каждой из которых теплоноситель, протекающий внутри трубок, не меняет направления. Эти части называются ходами.
Расчетное число трубок в одном ходе аппарата определяется по формуле
4G
« =--------г----	(1-Ю)
3600лг/2(н’ р
где G — массовый расход теплоносителя, кг/ч;
dm — внутренний диаметр трубок, м;
w — скорость теплоносителя в трубках поверхности теплообмена аппарата, м/с; р — плотность теплоносителя, кг/м3.
Расчетное количество трубок в аппарате равняется Np =n-z, где z — число ходов теплоносителя в аппарате. Максимальное количество трубок N, которое можно расположить в трубной доске при треугольной разбивке, следует определять по соотношению [13]
N=N0-a-b,	(1-11)
где No — количество трубок, располагающихся на площади, ограниченной вписанным в окружность трубной доски шестиугольником (рис. 1.13);
а — коэффициент, учитывающий количество трубок, расположенных в сегментах, образованных окружностью трубной доски и сторонами вписанного шес-
тиугольника; npH2Vo< 127 а = 1,0; при 127 <Na < 169 а - 1,05...1,10; при No> >169а= 1,11...1,16;°
b — коэффициент, учитывающий количество трубок, которые исключаются при установке межходовых перегородок, анкерных и каркасных связей. Для четырехходовых подогревателей без анкерных и каркасных связей в водяной камере b = 0,95.
Рис. 1.13. Схема к определению максимального количества трубок при треугольной разбивке
Общее количество трубок в трубной доске связано с ее диаметром D и диаметром корпуса DK уравнениями
(1.12)
где А — величина зазора между внутренним диаметром корпуса и трубным пучком.
Пространственная конфигурация трубного пучка определяет проходные сечения для межтрубного теплоносителя и, следовательно, влияет на распределение полей скоростей и давлений в трубном пучке, от которых, в свою очередь, зависит уровень тепловой эффективности пучка. При одинаковой поверхности теплообмена можно создать трубные пучки с различными величинами аэродинамического сопротивления и теплоотдачи. Чем более развита периферия пучка, по которой происходит натекание теплоносителя, чем меньше глубина и плотность пучка, тем лучше условия для теплообмена. Разработка рациональной компоновки трубного пучка заключается в нахождении оптимума между массогабаритными характеристиками и характеристиками тепловой эффективности аппарата.
Компоновка трубного пучка должна также учитывать специфику работы теплообменного аппарата. Так, в конденсаторах ПТУ наиболее эффективными являются ленточная или модульная компоновки, а в подогревателях низкого давления и подогревателях сетевой воды — островная.
1.7. Определение проходных сечений и скоростей теплоносителей
Для расчета теплообменных аппаратов необходимо знать величины скоростей, с которыми теплоносители двигаются как внутри трубок поверхности теплообмена, так и в различных зонах межтрубного пространства аппаратов. Средняя скорость теплоносителя вычисляется по зависимости
G и» =-----------
3600 р /’
(1-13)
где G — часовой массовый расход теплоносителя, кг/ч;
р — плотность теплоносителя, кг/м3;
f — проходное сечение для теплоносителя, м2.
Площадь живого сечения по внутритрубной стороне аппарата определяется соотношением
л d*
——п
4
(1-М)
где d,H — внутренний диаметр трубок, м;
п — количество трубок в одном ходе аппарата.
Площадь живого сечения для прохода теплоносителя в межтрубном пространстве при шахматной компоновке прямых трубок в случае поперечного омывания определяется по сечению, проходящему через оси поперечного ряда трубок, как разность между полной площадью этого поперечного сечения и частью площади, занятой трубками (рис. 1.14):
Рис. 1.14. Межтрубное пространство аппарата с шахматной компоновкой пучка.
/—трубка поверхности теплообмена, 2 — перегородка, 3 — стенка корпуса
f - b(a - ndH),	(1.15)
где а и b — размеры участка в расчетном сечении, м;
я — число трубок в поперечном сечении.
При продольном течении теплоносителя вдоль трубок в кожухе проходное сечение рассчитывается по формуле
/ = F0-«^-,	(1.16)
4
где п — количество продольно обтекаемых трубок в расчетном сечении;
Fa — площадь поперечного сечения кожуха, м2; для цилиндрического кожуха
7ГР2
Fo ------, для прямоугольного кожуха F - а • b ;
4
D — внутренний диаметр корпуса аппарата, м;
а и b — размеры поперечного сечения прямоугольного корпуса аппарата, м.
Для поперечно омываемых спиральных трубок, расположенных в кожухе зон ОП и ОК подогревателей высокого давления, расчетное проходное сечение равно [13,14]
/ = (1|7) «лл
где 1сп — длина спиральной трубки, м;
Ям — число плоскостей навивки;
fame — площадь отверстия в центре спирали.
Усреднение проходных сечений при неравномерном изменении их по ходу среды, но одинаковом характере омывания поверхности теплообмена производится по формуле [13]
__ Fi +F2+... + Ff
Jcp F. F2 Fi ’
— + — + ...+ —	(1.18)
/1 /2 f.
где Fi, Fi, Ft — поверхность теплообмена участков с одинаковым характером омывания, м2;
fpfvfi '— проходные сечения соответствующих участков, м2.
При плавном изменении проходного сечения усреднение производится по формуле
/_ ^fexfebix
^р - f + f ’	(1-19)
Jex J вых
где f<a,fux — проходные сечения на входе и выходе из участка соответственно^2.
Для расчета гидродинамического сопротивления аппаратов необходимо знать величину эквивалентного диаметра проходного сечения.
Эквивалентный диаметр проходного сечения определяется соотношением
где f — проходное сечение, м2;
П — смоченный периметр сечения, м.
В частных случаях значение d3 определяется следующим образом:
•	для круглого сечения (трубка диаметром dm ):
d3 = dm\	(1.21)
•	для прямоугольного сечения размерами а х Ь:
•	для кольцевого сечения с соответствующими наружным и внутренним диаметрами dH и dm:
3 — н ~ :н
• для продольного обтекания пучка прямых трубок в круглом корпусе:
d = ^/мт
3 л (Рви + NdH)
где fMm — проходное сечение в межтрубном пространстве, м2;
D<,H — внутренний диаметр корпуса, м;
N — количество трубок в пучке;
dH — наружный диаметр трубок, м.
Допустимые пределы изменения скорости воды в трубках зависят от качества воды и материала трубок. Обычно для конденсаторов и маслоохладителей, охлаждаемых циркуляционной водой, рекомендуются значения скоростей, приведенные в табл. 1.2.
Поскольку увеличение скорости воды влечет за собой повышение затрат на ее перекачку, расчетная скорость воды при номинальном ее расходе обосновывается технико-экономическими расчетами и обычно находится в пределах 1,8...2,0 м/с. Минимальная скорость воды в трубках поверхности охлаждения не должна быть менее 1,0...1,3 м/с, что позволяет избежать быстрого загрязнения трубок.
Из условий предотвращения коррозионного износа трубок поверхностей теплообмена аппаратов системы регенерации ПТУ предельные скорости питательной воды в них рекомендуется принимать следующими [13J:
2 м/с — для стальных углеродистых трубок;
2 м/с — для латунных и медно-никелевых;
4 м/с — для стальных нержавеющих.
Скорость конденсата пара в межтрубном пространстве зон охлаждения конденсата принимается в пределах 0,5...1,5 м/с. Скорость пара в трубном пучке выбирается исходя из условий повышения интенсивности теплообмена при допустимом
гидродинамическом сопротивлении парового пространства и соблюдении требований вибрационной надежности аппарата. При выборе скоростей пара в зоне охлаждения пара (ОП) следует исходить из условия минимума суммарной поверхности теплообмена зон охлаждения пара и конденсата (ОК). Рекомендуется [13] принимать в зоне ОП первого по ходу питательной воды подогревателя высокого давления скорость пара 15...25 м/с, второго— 10...15 м/с, третьего — 6...10 м/с.
Охлаждающая вода	Материал трубок	Максимальная скорость воды, м/с
Пресная (речная,	Латуни	2,0... 2,2
озерная, оборотная)	Медно-никелевые спла-	
	вы (МНЖ5-1)	2,5 ... 2,7
	Нержавеющая сталь	4,0... 5,0
Морская и	Латуни	1,8... 2,0
солоноватая	Медно-никелевые спла-	
	вы (МНЖ5-1)	2,5 ... 3,0
	Нержавеющая сталь	5,0
Табл. 1.2. Максимальная скорость воды в трубках конденсаторов и маслоохладителей
1.8. Параметры, характеризующие тепловую эффективность аппаратов
Тепловую эффективность любого теплообменного аппарата достаточно полно отражает величина среднего коэффициента теплопередачи в нем, численно равная количеству теплоты, переданной за единицу времени от одного теплоносителя к другому через единицу поверхности теплообмена при средней разности температур теплоносителей в 1 градус.
Величина коэффициента теплопередачи определяется интенсивностью процессов передачи теплоты от первичного теплоносителя к поверхности теплообмена и от нее — к вторичному теплоносителю. Интенсивность этих процессов характеризуется величиной коэффициента теплоотдачи, т.е. количеством теплоты, переданной (или полученной) за единицу времени от одного теплоносителя к единице поверхности теплообмена (или от поверхности теплообмена к теплоносителю) при средней разности температур между теплоносителем и стенкой поверхности в 1 градус.
Коэффициент теплопередачи в поверхностном аппарате ввиду малой толщины стенки трубок с достаточной для практических целей точностью можно вычислить по формуле для плоской стенки
К =
1
а1 ^ст а2
__________1_________
1 и — ^вн
“1	а2
где ар а2 — коэффициенты теплоотдачи со стороны внутритрубного и межтрубного теплоносителей, Вт/(м2-К);
5 — толщина стенки поверхности теплообмена, м;
d„, d,H — наружный и внутренний диаметры трубок поверхности теплообмена, м;
Лст — коэффициент теплопроводности материала стенки трубок, Вт/(м-К).
Уровень коэффициента теплопередачи зависит не только от величины коэффициентов теплоотдачи теплоносителей, но и от их соотношения между собой. Наименьший из коэффициентов теплоотдачи является лимитирующим для величины коэффициента теплопередачи.
В подогревателях системы регенерации, как это видно на диаграмме (рис. 1.15), в зависимости от места аппарата в тепловой схеме и типа турбины процесс теплообмена лимитируется различными теплоносителями—разница в расчетных уровнях коэффициентов теплоотдачи достигает 55...60%; у некоторых аппаратов уровни теплоотдачи обоих теплоносителей близки.
Рис. 1.15. Коэффициенты теплоотдачи и теплопередачи на номинальном режиме работы подогревателей низкого давления турбин. I—К-200-130 (№3, /1»=98,4°С), II — К-300-240 (№ 5, Ц.=118,6°С), III — К-300-240 (№ 6, /1,=92,2°С), IV — Т-250/300-240 (№ 3, Л.=89,7°С), V — К-800-240 (№ 6, ZU=95,2°C); 1, 2 — коэффициенты теплоотдачи по водяной и паровой сторонам аппаратов, 3 — коэффициент теплопередачи
Величина нагрева воды в аппарате (Д/в — tu — t (<) также характеризует эффективность работы подогревателя, а температура воды за ПНД (ti,) регламентируется энергетической характеристикой турбоустановки. Нагрев воды в конденсирующем аппарате определяется из уравнения теплового баланса
G-r
(1.26)
G,cpt

1.8. Параметры, характеризующие тепловую эффективность аппаратов
Оценка тепловой эффективности поверхностных конденсирующих аппаратов ПТУ производится также по величине недогрева воды до температуры насыщения пара при соответствующем его давлении'. Ы — tH — tie [1,13,15].
Недогрев питательной воды до температуры насыщения (8/) имеет место в поверхностных теплообменных аппаратах вследствие наличия термического сопротивления переносу теплоты через стенки трубок поверхности теплообмена между конденсирующимся паром и нагреваемой водой. На величину недогрева влияют также загрязнение трубок поверхности теплообмена и наличие в паре неконденси-рующихся газов, увеличивающих термическое сопротивление переносу теплоты через стенку трубок поверхности теплообмена. Недогрев в поверхностном аппа-
рате определяется по выражению
8/ =
he ~he
<
exp
KF
Gecpe -IO3
(1-27)
где ti„ t2, — температура воды на входе и выходе аппарата соответственно, °C;
Ge — расход воды, кг/с;
Сре — теплоемкость воды , кДж/(кг-К);
К — коэффициент теплопередачи в аппарате, Вт/(м2-К);
F — поверхность теплообмена, м2.
Величина недогрева характеризует эффективность использования теплоты, поступающей с греющим паром, т.е. термодинамическое совершенство аппарата. Недогрев зависит от величины коэффициента теплопередачи в аппарате, и любая интенсификация теплообмена, приводящая к увеличению коэффициента теплопередачи, влечет за собой снижение недогрева. Недогрев уменьшается с увеличением удельной поверхности подогревателя, приходящейся на единицу расхода нагреваемой воды, но при этом возрастает его стоимость. Оптимальный недогрев в аппарате определяется технико-экономическими расчетами, так как снижение недогрева приводит к повышению тепловой экономичности ПТУ и к экономии топлива на электростанции, но, как правило, сопровождается ростом затрат металла и стоимости. Обычно рекомендуемая величина недогрева для ПВД и ПНД современных конструкций не превышает 1,5...5,0 °C, а в конденсаторах современных турбин недогрев обычно составляет 3...10°С. В смешивающих подогревателях недогрев отсутствует (8/ = 0), вследствие чего тепловая экономичность схем ПТУ с контактными теплообменниками выше, чем с поверхностными.
Недогрев воды до температуры насыщения пара (8/) является основным показателем, характеризующим тепловую эффективность любого конденсирующего теплообменного аппарата в схеме турбоустановки. Величина недогрева обычно регламентируется либо нормативной, либо типовой энергетической характеристиками турбины (турбоустановки), которые, как правило, обобщают результаты промышленных испытаний большой группы однотипных аппаратов в различных условиях эксплуатации.
1.9. Виды расчетов теплообменных аппаратов
Основным показателем эффективности работы конденсаторов является, кроме вышеуказанных параметров, величина давления пара (рк) в его горловине [10].
В эксплуатационной практике и технической литературе широко применяется термин вакуум (Г), т.е. разность между барометрическим давлением (В) и давлением пара в конденсаторе: V= В-рк. Вакуум обычно выражается в процентах от барометрического давления:

100%= 1-^- -100%. I в)
(1-28)
Исследования показали, что эффективность работы конденсатора практически не зависит от барометрического давления [10], и поэтому величина давления пара рк однозначно характеризует эффективность работы конденсационной установки. Давление в конденсаторе однозначно определяется температурой насыщения пара /я, соответствующей этому давлению. С учетом величин нагрева и недогрева при заданной температуре охлаждающей воды на входе в конденсатор температура насыщения определяется по соотношению
4 = 4« + Д*. + 84-
(1-29)
Температура охлаждающей воды на входе в конденсатор Л, зависит от географического месторасположения электростанции, времени года и системы водоснабжения. Нагрев Д/в и недогрев воды 5/в, как это видно из соответствующих формул, зависят от величин поверхности аппарата, расходов пара и охлаждающей воды, а также величины коэффициента теплопередачи. Таким образом, давление в конденсаторе зависит от всего комплекса перечисленных параметров:
Рк(^и) — J[he,Gn, Ge,K,F).
Для регенераторов ГТУ характеристикой их эффективности является степень регенерации г, определяемая по соотношению
г _ h Л
/о -Л
(1.30)
где /1,12 — температуры нагреваемого теплоносителя на входе и выходе аппарата соответственно;
/0 — температура греющего теплоносителя на входе в регенератор.
1.9.	Виды расчетов теплообменных аппаратов
1.9.1.	Конструкторский и поверочный расчеты
Расчет теплообменных аппаратов может производиться как конструкторский (проектный) и как поверочный.
Конструкторский расчет проводится для определения величины поверхности теплообмена, геометрических размеров аппарата и элементов его конструкции, а в
случае многосекционных теплообменных аппаратов — количества секций и схемы соединения секций или аппаратов между собой. Кроме того, при проведении проектно-конструкторских расчетов детализируют конструкцию аппарата, компонуемую, как правило, из стандартизованных или нормализованных деталей, узлов, секций, а также рассчитывают массовые, габаритные, гидравлические, экономические и другие показатели теплообменного аппарата [10]. При этом заданными считаются параметры номинального режима работы аппарата, а также факторы компоновки аппарата по отношению к турбоагрегату.
В процессе поверочного расчета для заданных параметров режима работы аппарата и схемы течения теплоносителей при известных размерах всего аппарата и отдельных элементов его конструкции определяются показатели тепловой эффективности, гидравлические характеристики, напряжения и усилия, действующие в элементах и узлах теплообменного аппарата. Поверочный расчет применяется при проектировании новых аппаратов и в эксплуатации существующих для определения характеристик аппаратов на различных режимах их работы, а также при подборе аппаратов для турбоустановок из ряда существующих конструкций и типоразмеров.
Состав и количество исходных данных, необходимых для поверочного или проектного расчетов, зависят от функционального назначения аппарата, его места в тепловой схеме турбоустановки, особенностей конструкции, а также конкретных параметров работы аппарата в условиях эксплуатации.
В зависимости от характера величин, получаемых в результате проектного или поверочного расчета, различают тепловой, гидродинамический и прочностной расчеты. В отдельных случаях, когда раздельное определение тепловых и гидродинамических характеристик аппарата невозможно, как это имеет место для смешивающих аппаратов и маслоохладителей, проводится совместный теплогидравлический расчет.
1.9.2.	Тепловой расчет
Тепловой расчет производят с целью определения эффективности процессов переноса теплоты в аппарате, неизвестных конечных температур или требуемых режимных параметров теплоносителей.
Основополагающими соотношениями для теплового расчета любого теплообменного аппарата являются уравнения теплового баланса и теплопередачи [1,16].
Уравнение теплового баланса для поверхностного аппарата в общем случае (при отсутствии потерь теплоты во внешнюю среду) имеет вид
Q ~ &1Ср1 (*1вх ~ Л«ых) = ^2Ср2^2вых ~^2вх)’	(1-31)
где Q — тепловая мощность аппарата, кВт;
Gi, Gz — массовые расходы первичного и вторичного теплоносителей, кг/с;
сР1, сР2 — теплоемкости первичного и вторичного теплоносителей, кДж/(кг-К);
h*x — температуры первичного и вторичного теплоносителей на входе в аппарат, К;
Ъ'ых — температуры первичного и вторичного теплоносителей на выходе аппарата, К.
Уравнение теплового баланса для аппарата с конденсацией пара выражается соотношением
е = (?„(*„ -hK) = Gtcpe(ile	(1.32)
где G„ — расход пара в аппарат, кг/с;
G, — расход воды через аппарат, кг/с;
Л„ — теплосодержание пара, кДж/кг;
Л* — теплосодержание конденсата, кДж/кг;
ср, — теплоемкость воды, кДж/(кг-К);
б»,	— температуры воды на входе и выходе аппарата соответственно, К.
Уравнение теплопередачи для поверхностного аппарата:
Q = KFbt,	d-33)
где Q — полный тепловой поток (тепловая мощность), определяемый правой или левой частью уравнений (1.31) и (1.32), кВт;
К—средний для всей поверхности теплообмена коэффициент теплопередачи, Вт/(м2-К);
F — площадь поверхности теплообмена, м2;
Д/ —среднелогарифмическая разность температур между теплоносителями, К.
Поскольку система уравнений (1.31) - (1.32) и (1.33) не замкнута, для теплового расчета аппарата необходимо задаваться рядом параметров теплоносителей и геометрических размеров элементов аппарата. Методика расчета и расчетная схема зависят от того, какой имеется набор исходных данных, и от общей постановки задачи расчета. Основным моментом расчета является, как правило, определение значения среднего для всей поверхности теплообмена коэффициента теплопередачи К. Способы и зависимости для расчета величины коэффициента теплопередачи приводятся в соответствующих разделах, посвященных тепловому расчету теплообменных аппаратов различного назначения.
1.9.3.	Гидродинамический расчет
Гидродинамический расчет теплообменного аппарата в общем случае включает в себя определение гидравлических потерь давления в трубном пространстве аппарата, а также гидродинамического сопротивления межтрубного пространства. Под гидродинамическим сопротивлением понимается разность давлений на входе и выходе теплоносителя из аппарата.
Расчет гидравлического сопротивления тракта начинается с составления его расчетной схемы и разбивки ее на участки постоянного проходного сечения. Сопротивление расчетного участка в общем случае складывается из сопротивлений трения, местных сопротивлений и потерь напора на ускорение потока [16]:
2
(1.34)
где w — скорость течения теплоносителя, м/с;
ри>2
—-—— скоростной (динамический) напор, Па;
(^тр — коэффициент сопротивления трения;
„ — сумма коэффициентов местных сопротивлений;
C,t _ (вых—— коэффициент потерь на ускорение неизотермического потока; 273 + tcp
tcp = ^вых + ^вх — средняя температура неизотермического потока, °C.
2
Потери на ускорение потока учитываются в тех случаях, когда плотности среды на входе в участок и выходе из него заметно различаются, что имеет место, например, в зоне охлаждения перегретого пара, если она присутствует в аппарате.
Проблемы гидродинамики играют важную роль в конструировании теплообменника и эффективности его работы. Потери давления, распределение гидродинамических параметров и перемешивание теплоносителей часто являются определяющими факторами при выборе основных геометрических характеристик теплообменника, а также типов и характеристик насосов, подающих соответствующий теплоноситель.
Методики гидродинамического расчета конкретных аппаратов различаются между собой по способам определения коэффициентов сопротивления трения и местных сопротивлений, а в некоторых случаях базируются на эмпирических зависимостях, описывающих в интегральном виде потери давления теплоносителя в аппарате.
1.9.4. Теплогидравлический расчет
Теплогидравлический расчет производится в тех случаях, когда вычисление тепловых характеристик аппарата невозможно без предварительного уточнения его гидродинамических характеристик, которые, в свою очередь, зависят от распределения тепловых параметров теплоносителя в аппарате.
Теплогидравлический расчет применяется, например, при расчетах маслоохладителей, где конечная температура масла зависит от соотношения расходов масла, протекающего через трубный пучок и в зазорах между пучком и корпусом аппарата. Упомянутое соотношение определяется из условий равенства величины потерь давления в зазоре и в участке трубного пучка.
При расчетах смешивающих аппаратов в схемах ПТУ интенсивность конденсации на струе определяется в зависимости от скорости истечения струй, на которую влияют гидродинамические характеристики аппарата.
Для регенераторов ГТУ единство теплового и гидравлического расчетов связано с включенностью их в цикл по обоим теплоносителям и с существенным влиянием на показатели ГТУ тепловой и гидравлической эффективности регенератора.
Теплогидравлический расчет базируется на тех же основных соотношениях, что и собственно тепловой и гидродинамический расчеты. Конкретные методики теплогидравлического расчета аппаратов приводятся в соответствующих разделах.
1.9.5. Прочностной расчет
Цель расчета на прочность — определение способности конструкции теплообменного аппарата сопротивляться статическим и динамическим нагрузкам, которые возникают при эксплуатации аппарата и обусловлены как его конструкцией, так и режимом его работы. Расчет на прочность элементов конструкции теплообменного аппарата может выполняться как конструкторский и как поверочный. При конструкторском расчете определяются основные размеры аппарата, удовлетворяющие условиям прочности. Поверочный расчет производится для определения допустимых значений рабочих нагрузок и напряжений в различных элементах конструкции теплообменного аппарата при заданных размерах этих элементов.
Расчет на прочность может выполняться по предельным напряжениям или по предельным нагрузкам. Расчет по предельным нагрузкам применяется для аппаратов, выполненных из пластичных материалов, таких как малоуглеродистые стали, медь и ее сплавы и т.д. В этом случае за опасное значение принимается величина напряжения, вызывающего общую пластическую деформацию всего нагруженного узла. Расчет по предельным напряжениям производится для аппаратов, выполненных из хрупких материалов (например закаленной стали), разрушение которых наступает без заметных пластических деформаций. В расчете по предельным напряжениям пределом несущей способности конструкции является достижение в любом сечении конструкции предела текучести.
Расчеты теплообменных аппаратов на прочность должны производиться в соответствии с требованиями нормативных документов. За расчетную температуру, по которой определяются физико-механические характеристики материалов и допускаемые напряжения в отдельных узлах аппарата, принимается наибольшее значение температуры протекающего в аппарате теплоносителя. Расчетное давление принимается равным наибольшему давлению теплоносителя с учетом давления срабатывания предохранительных клапанов на соответствующих подводящих трубопроводах. Для элементов, разделяющих пространства с разными давлениями, за расчетное принимается либо каждое давление по отдельности, либо то, которое требует наибольшей толщины стенки, либо разница давлений между средами.
Кроме определения уровня усилий и напряжений в элементах конструкции и удовлетворяющих условиям прочности размеров этих элементов к прочностным относятся также расчеты тонкостенных оболочек на устойчивость, расчет термических напряжений от различного теплового удлинения трубок поверхности теплообмена и кожуха аппарата, а также расчет трубок на вибрацию.
Расчет на прочность производится по номинальным допускаемым напряжениям. Под номинальным допускаемым напряжением [о] понимается напряжение,
используемое в расчетах для определения минимальной допускаемой толщины стенки и максимального допускаемого давления, в зависимости от принятых расчетных условий работы аппарата и марки стали или сплава, из которого изготовлен аппарат или его узел [17-19].
Характеристиками прочности материала являются следующие величины:
•	временное сопротивление или предел прочности при комнатной (ов) и расчетной (авг) температурах;
•	физический предел текучести (от) при расчетной температуре;
•	предел длительной прочности (ст,)) при расчетной температуре.
При выборе допускаемых напряжений величины пределов прочности и текучести принимаются равными минимальным значениям, установленным в соответствующих стандартах [17-19] или технических условиях для металла данной марки.
Согласно [17,18], нормативное допускаемое напряжение [н] определяется из условий:
[а] = а, / п,,
[о] = ит / пт,
[о]=о./лй,
где пе, пт, Пл — коэффициенты запаса прочности относительно соответствующих пределов.
В соответствии с [17,18] рекомендуемые значения коэффициентов запаса приводятся в табл. 1.3.
_______________________________________________________________
Условия нагружения	Величина коэффициента запаса		
	п т	пе	".
Рабочие условия	1,5	2,4	1,5
Гидравлические испытания	1,1	—	—
Условия монтажа	1,1	—	—
Табл. 1.3. Коэффициенты запаса прочности
Нормативное допускаемое напряжение [су] принимается наименьшим из двух значений (ав/2,4 и <тт/1,5) при условии, что расчетная температура не превышает для углеродистых сталей 380 °C, для низколегированных — 420 °C и для легированных аустенитных сталей — 525 °C. Если расчетная температура превышает эти величины, то нормативное допускаемое напряжение с принимается как меньшее из двух напряжений: /1,5 иой /1,5.
1.10.	Основы процессов, происходящих в теплообменных аппаратах
В большинстве типов теплообменных аппаратов паротурбинных установок происходит передача теплоты от конденсирующегося пара к охлаждающей (нагреваемой) воде. В аппаратах смешивающего типа передача теплоты происходит при конденсации пара непосредственно на струях нагреваемого теплоносителя, в ко-жухопгрубных аппаратах передача теплоты от пара к воде осуществляется через цилиндрические стенки трубок, из которых набрана поверхность теплообмена. В то же время в отдельных зонах поверхности теплообмена конденсирующего аппарата может существовать режим передачи теплоты без изменения агрегатного состояния. Так, при наличии перегрева пара в подогревателях на части их поверхности, в зоне снятия перегрева, происходит теплообмен между газом (перегретым паром) и водой, а в том случае, когда часть трубок пучка залита конденсатом (в зоне охлаждения конденсата), теплообмен осуществляется между жидкостями, протекающими внутри и вне трубок. Теплообмен между однофазными теплоносителями имеет место также в маслоохладителях турбоустановок и регенераторах ГТУ.
Теплообмен и конденсация в теплообменных аппаратах сопровождаются также различными химическим и процессами, проявляющимися прежде всего в коррозионном поражении металлических сплавов. Данные химические процессы определяются, во-первых, содержанием в паре и конденсате кислорода; во-вторых, химическими веществами, добавляемыми в тракт питательной воды для корректировки водно-химического режима эксплуатации энергооборудования; в-третьих, содержанием различных примесей, практически непрерывно поступающих к рабочему телу (пару или воде) либо с добавочной водой, либо в виде присосов охлаждающей или сетевой воды в конденсаторах и теплообменных аппаратах различного назначения. Химические и электрохимические процессы, возникающие и протекающие в среде с относительно высокой концентрацией агрессивных примесей и в присутствии окислителей, могут приводить к значительным коррозионным повреждениям, существенно снижающим надежность и эффективность работы теплообменных аппаратов. Это может проявляться в снижении как эффективности теплообмена за счет загрязнения продуктами коррозии теплообменных поверхностей, так и долговечности (ресурса) работы теплообменных аппаратов.
При обтекании теплообменных поверхностей в кожухотрубных теплообменных аппаратах скорость теплоносителя в межтрубном пространстве может достигать десятков и сотен метров в секунду. В этом случае в пучке трубок, находящихся в высокоскоростном потоке теплоносителя, могут возникать различные кризис
ные аэрогидродинамические процессы. Такие аэрогидродинамические процессы способны вызывать как вынужденные колебания, так и самовозбуждающиеся автоколебания трубок в пучке, приводящие к усталостным повреждениям и механическому износу теплообменных трубок. Помимо этого колебания трубок в конденсирующих теплообменных аппаратах могут приводить к перераспределению пленки конденсата на трубках и, как следствие, к изменению характеристик теплообмена. Высокие скорости теплоносителей при наличии в них абразивных примесей способствуют абразивной эрозии, а кавитационные режимы могут повлечь за собой кавитационную эрозию элементов конструкции аппарата.
Все отмеченные выше процессы в теплообменных аппаратах, как правило, существуют совместно и проявляются в различных аппаратах с разной степенью влияния. Кратко рассмотрим физические основы этих процессов.
1.10.1.	Определение температур теплоносителей
Характер изменения температур теплоносителей вдоль поверхности теплообмена определяется схемой их взаимного движения и соотношением произведения W =G’CP. На рис. 1.16 показан характер изменения температур теплоносителей для прямотока (см. рис. 1.16 а, б) и противотока (см. рис. 1.16, в, г). По оси абсцисс условно отложена величина площади поверхности теплообмена F, по оси ординат — температуры теплоносителей. Как видно из рис. 1.16, в соответствии с уравнением теплового баланса отношение изменений температур теплоносителей обратно пропорционально отношению их массовых расходных теплоемкостей (водяных эквивалентов):
А/1 W2
Л/2 " wi
Для расчета теплообмена в аппарате необходимо знать величину средней разности температур между теплоносителями, входящую в уравнение теплопередачи (1.33). Расчетная среднелогарифмическая разность температур для прямоточной и противоточной схем движения теплоносителей в общем случае определяется по формуле [1]
— Л/а - Д/„
Д/ = —®--------*
Д/й
111	''
(1-35)
где Д/ в > Ы м — большая и меньшая разности температур теплоносителей на входе и выходе соответствующих зон поверхности теплообменного аппарата, °C.
Д/б
Если —— < 2, то средний температурный напор может определяться как сред-
неарифметическая величина:
Д/ =A'*-+AZ" .	(1.36)
р 2
Для схем движения теплоносителей, отличных от противоточной и прямоточной, средний температурный напор определяется следующим образом:
1)	вычисляется среднелогарифмическая разность температур по формуле (1.35);
2)	вычисляются вспомогательные величины
Ьвых hex и _ Zl«x heeix . hex ~ hex	heux ~ hex
1.10.	Основы процессов, происходящих в теплообменных аппаратах
3)	по значениям Р и R из вспомогательного графика для соответствующей схемы взаимного течения теплоносителей (рис. 1.17) берется поправка
4)	средний температурный напор для конкретного случая определяется как произведение
А* • Ед, .
Если выполняется условие А/пм 0,9А/пт, то средний температурный напор для любой схемы взаимного направления потоков теплоносителей определяется по формуле
.	А^/ьи + kt пт	(1-37)
f—
где индексы относятся к прямотоку (лш) и противотоку (пт) соответственно.
Расчет среднелогарифмического температурного напора в зоне конденсации пара с достаточной для практических целей точностью производится по формуле

In he
—^2в
(1.38)
где tle,t2e —температуры воды на входе и выходе зоны конденсации соответственно.
Во многих случаях при расчете теплообменных аппаратов возникает необходимость определения конечных температур теплоносителей по известным значениям температур теплоносителей на входе в аппарат. В общем случае для решения этой задачи приходится производить полный тепловой расчет аппарата. При незначительном изменении температуры теплоносителей вдоль поверхности тепло-
/ АТгГ	.
обмена ( —— <1,2 )можно принять линейный закон изменения температур по дли-не поверхности при любых схемах движения потоков. Конечные температуры теплоносителей тогда определяются по зависимостям [13,16]
,	= t
Чвых lex	>
(1.39) t = t +-Я-
Чвых Чех	>
w2
— ^2
где Q = —---— —вх 1 —тепловая нагрузка в отдельной зоне аппарата, Вт;
KF + 2И\ + 2^2
W\ = GiCPi, = GiCpi — массовые расходные теплоемкости (водяные эквиваленты) горячего и холодного теплоносителей соответственно, Вт/К;
К— коэффициент теплопередачи в соответствующей зоне аппарата, Вт/(м2-К);
F— площадь поверхности теплообмена соответствующей зоны, м2.
Приведенная методика является приближенной, поэтому пригодна только для оценочных расчетов. В общем случае характер изменения температур не линейный, а зависит от схемы движения, соотношения и W2, а также величины поверхности теплообмена.
Для любой схемы движения теплоносителей без изменения их фазового состояния конечные температуры с учетом коэффициента £д, определяются зависимостями [1,13]
^1вых
^lex lex ^2ехУ
w2
(1-40)
^2вых
^2вх
lex
где У = ехр
KF
£д/ Ж
1.10.2. Теплообмен однофазных теплоносителей
Теплообмен однофазных теплоносителей в теплообменных аппаратах ПТУ имеет место при течении воды внутри трубок поверхности теплообмена, при наружном обтекании трубных пучков конденсатом в зоне охлаждения конденсата и перегретым паром в зоне снятия перегрева, а также маслом в маслоохладителях. Такой же характер имеет и теплообмен в регенераторах ГТУ.
Перенос теплоты, происходящий между движущимся внутри трубок теплоносителем и стенкой трубок, обычно включает в себя два основных процесса: теплопроводность в потоке теплоносителя в направлении падения температуры и конвекцию, т.е. перенос теплоты движущейся средой путем неупорядоченного перемешивания. Доля конвекции в теплообмене в значительной степени зависит от режима течения, который может быть ламинарным или турбулентным. Режим те-
W ^вн
чения определяется величиной числа Рейнольдса: Re ----t т.е. средней ско-
v
ростью w, кинематической вязкостью потока v и характерным размером проходного сечения (для внутритрубного сечения—внутренним диаметром трубки). Если
Re<2000, то течение ламинарное; развитое турбулентное течение в технических трубках устанавливается при Яе>10 ООО.
В чисто ламинарной области поток можно представить состоящим из очень тонких концентрических слоев, которые скользят относительно друг друга в направлении оси трубки, не перемешиваясь. При этом режиме течения теплота передается только путем теплопроводности перпендикулярно к направлению течения. Напротив, при турбулентном течении возникает перемешивание, существенно интенсифицирующее теплоперенос в поперечном направлении, и только на поверхности стенки остается очень тонкий ламинарный пограничный слой, частицы которого как бы прилипают к стенке. Через пограничный слой теплота передается только теплопроводностью.
При течении теплоносителя внутри трубок поток по всему поперечному сечению испытывает тормозящее действие сил вязкости, влияние которых вызывает изменение профиля скоростей и температур как по сечению, так и по длине канала, что, в свою очередь, сказывается на теплоотдаче. Коэффициент теплоотдачи при течении жидкости в прямых гладких трубках и каналах определяется по эмпирическим соотношениям^], в частности по следующей зависимости:
/	х0,25
а = 0,020,8  Рг°’4 • —• —	• 8/,	(1-41)
d Рг ивн \*гс /
где Re, Рг — числа Рейнольдса и Прандтля соответственно, вычисленные по средней температуре жидкости;
Ргс — число Прандтля, вычисленное по средней температуре стенки трубок;
X — коэффициент теплопроводности жидкости, определяемый по ее средней температуре;
dM — внутренний диаметр трубки;
8/ — поправка, учитывающая изменение коэффициента теплоотдачи по длине трубки.
При турбулентном режиме течения, который имеет место в большинстве теплообменных аппаратов, при (£/</)>40 коэффициент теплоотдачи рассчитывается по упрощенной зависимости [1,13,16]
а = 0,023Re °’8 • Рг0’4 - —.	^’42)
При движении воды внутри спиральных труб, как это происходит в винтовых змеевиках ПВД, в поперечных сечениях изогнутой трубы образуются спаренные вихри, разрушающие пограничный слой и увеличивающие теплоотдачу по сравнению с прямыми трубами. Однако с ростом числа Рейнольдса это влияние ослабевает, поскольку преобладающей становится интенсификация теплоотдачи вследствие повышения степени турбулизации потока. Величина коэффициента теплоотдачи при течении воды в изогнутых трубах вычисляется по формуле (1.41) с введением поправки, учитывающей изгиб трубы [14].
Наружное обтекание жидкостью трубных пучков имеет сложный характер, зависящий от режима течения и геометрических параметров пучка. В теплообменниках с перекрестным током теплоносителей трубки омываются перпендикулярным или почти перпендикулярным потоком. При одинаковой скорости такой тип течения обеспечивает большую турбулизацию потока, чем при продольном омывании. Поэтому и коэффициент теплоотдачи при поперечном обтекании выше, чем при продольном.
При наружном обтекании поперечным потоком трубки пучка оказывают влияние на омывание соседних трубок, в результате чего теплообмен в пучках трубок отличается от теплоотдачи при наружном обтекании одиночной трубки. Омывание первого ряда трубок шахматного и коридорного пучков происходит аналогично омыванию одиночного цилиндра, т.е. на лобовой поверхности трубки образуется пограничный слой, который отрывается от трубки в ее кормовой части с образованием двух симметричных вихрей. За пределами точки, в которой происходит отрыв потока, наблюдается резкое возрастание коэффициента теплоотдачи, вызванное турбулизацией потока в зоне вихревого следа. Характер обтекания остальных трубок зависит от типа и плотности пучка. В коридорном пучке все трубки второго и последующих рядов находятся в вихревой зоне предшествующего ряда, причем циркуляция жидкости в вихревой зоне слабая, поскольку поток проходит в основном в продольных зазорах между трубками. Поэтому уровень теплоотдачи последующих рядов трубок ниже, чем у трубок первого ряда. В шахматных пучках характер омывания трубок внутренних рядов мало отличается от характера омывания трубок первого ряда. На основании многочисленных исследований [1] можно утверждать, что средняя теплоотдача первого ряда различна и определяется начальной турбулентностью потока, а начиная примерно с третьего ряда, средняя теплоотдача стабилизируется, так как в глубинных рядах степень турбулентности потока определяется компоновкой пучка.
На величину коэффициента теплоотдачи при наружном обтекании трубных пучков влияют продольный и поперечный шаги разбивки пучка, вязкость среды и ее средняя скорость, а также глубина (количество рядов трубок) и компоновка трубного пучка. При прочих равных условиях в ламинарной области течения теплоносителя теплоотдача в шахматных пучках в полтора раза больше теплоотдачи в коридорных пучках. В области смешанного течения эта разница уменьшается и при Re = 10s практически исчезает.
Зависимости для расчета коэффициентов теплоотдачи при различных типах наружного обтекания определяются эмпирическим путем в виде, аналогичном выражению (1.41), но с введением поправок и коэффициентов, учитывающих характеристики пучка и параметры потока. Определяющим размером при поперечном омывании является наружный диаметр трубок, а при продольном — эквивалентный диаметр межтрубного пространства. Все зависимости, используемые при расчете отдельных зон и всего аппарата в целом приводятся в соответствующих разделах.
1.10.3. Теплообмен при конденсации водяного пара
Конденсация насыщенного пара на твердой поверхности теплообмена происходит, если температура поверхности меньше температуры насыщения при давлении в паровом объеме. Тип конденсации, когда жидкая фаза образуется на поверхности теплообмена в виде устойчивой пленки, называется пленочной конденсацией. Пленочная конденсация имеет место, если конденсат смачивает поверхность. Другим типом конденсации является капельная конденсация, когда на поверхности теплообмена сконденсированная фаза образует капли из-за отсутствия смачиваемости поверхности. В энергетических теплообменных аппаратах при установившемся режиме работы конденсат, как правило, смачивает поверхность теплообмена и происходит пленочная конденсация. Капельная конденсация наблюдается иногда при пуске теплообменного оборудования, когда на трубках имеются различные загрязнения.
Основным препятствием интенсификации теплообмена при конденсации является пленка жидкости, образующаяся на поверхности теплообмена. Основная проблема при проектировании теплообменных аппаратов с конденсацией заключается в обеспечении отвода жидкости и поддержании минимальной толщины пленки конденсата. Толщина пленки зависит от геометрической формы и состояния поверхности, вязкости и плотности конденсата, а также массовой скорости оттока конденсата с поверхности теплообмена.
Термическое сопротивление передаче теплоты от конденсирующегося пара к стенке, согласно [1], можно представить в следующем виде:
1 т - т п	_ п ст
~ --------
“л ч
(1-43)
где RK — термическое сопротивление пленки конденсата, (м2-К)/Вт;
аи — коэффициент теплоотдачи от пара к стенке трубки, Вт/(м2-К);
Т„, Тст —температура пара и поверхности стенки соответственно, К;
q — удельный тепловой поток, Вт/м2; при конденсации сухого насыщенного
rG
пара удельный тепловой поток: q = —,
г — теплота фазового перехода, Дж/кг;
G — количество конденсата, образовавшееся в единицу времени, кг/с;
F — площадь поверхности, на которой происходит конденсация, м2.
Термическое сопротивление конденсатной пленки RK зависит от толщины пленки и режима ее течения. Через ламинарно текущую пленку теплота переносится теплопроводностью, а через турбулентную — дополнительно еще и конвекцией. Переход от ламинарного течения пленки к турбулентному определяют по значению числа Рейнольдса пленки:
„	и>8
ReK = ---
V
(1.44)
где w — средняя скорость течения пленки конденсата в рассматриваемом поперечном сечении, м/с;
8 — толщина пленки конденсата в этом же сечении, м;
v — кинематическая вязкость конденсата, м2/с.
Опытные данные [1] показывают, что при конденсации неподвижного пара на вертикальной поверхности теплообмена переход к турбулентному течению плен-
ки конденсата происходит при критическом числе Рейнольдса: Re*p = 400.
Интенсивность теплоотдачи со стороны конденсирующегося пара выражается коэффициентом теплоотдачи, который показывает, какое количество теплоты отдается единице поверхности в единицу времени при разности температур между паром и стенкой в 1 градус Кельвина. При пленочной конденсации неподвижного пара на вертикальной стенке в случае ламинарного течения пленки коэффициент теплоотдачи определяется по формуле В. Нусселъта [1]:
гРк ' 8^-к
а„ = 0,943 • 4
Р-к(^л ^cm)
(1-45)
где рк, Хк, Рк — плотность, теплопроводность и динамическая вязкость конденсатной пленки, определяемые по средней температуре пленки конденсата, рав-
Т + Т
нои полусумме температуры насыщения и температуры стенки, Тк = —-—;
2
й — высота стенки.
Решение Нуссельта было получено в предположении постоянства физических параметров конденсата по высоте стенки и не учитывает волнообразования в пленке. Для расчета средних коэффициентов теплоотдачи к значению ап следует ввести поправки:
а = аи • е, • е„ ,
(1-46)
где а — средний коэффициент теплоотдачи при конденсации неподвижного пара;
оси — коэффициент теплоотдачи, рассчитанный по зависимости (1.45);
( Pr V’25
——	— поправка, учитывающая влияние температуры на физи-
< Prcm )
ческие параметры конденсатной пленки;
ev = /?ек0,04 — поправка на волнообразование в пленке конденсата;
PrH, Prcm— числа Прандтля, рассчитанные по температуре насыщения и температуре стенки соответственно.
1.10. Основы процессов, происходящих в теплообменных аппаратах
В условиях турбулентного режима течения пленки конденсата, чему соответствует значение числа Рейнольдса в пределах 250< ReK < 600 [1], теплоотдача происходит более интенсивно, поскольку кроме молекулярной теплопроводности перенос теплоты осуществляется еще и за счет турбулентных пульсаций. При конденсации пара на вертикальной стенке в верхней ее части пленка стекает ламинар-но, затем на части поверхности устанавливается режим волнового течения и в нижней части стенки, в некотором сечении Xv по ее высоте, происходит переход к турбулентному течению. В зоне турбулентного течения теплоотдачу можно рассчитать по следующей зависимости [1,14]:
(1-47)
2300 + 41 Рг”’5 Яс*-89

Если число Рейнольдса конденсатной пленки значительно превышает критическое значение, соответствующее переходу ламинарного течения в турбулентное, то средний коэффициент теплоотдачи определится из выражения [14]
= 0,017 Яе”’25Рг”’5.
(1.48)
Коэффициент теплоотдачи при конденсации на горизонтальной трубке в условиях ламинарного течения пленки конденсата выражается следующей формулой, полученной В. Нуссельтом [1]:
а„ = 0,728-4,
гР2кё^3к
нЖ ~Tcm)dH ’
(1.49)
где d„ — наружный диаметр трубки.
Для развития волнового течения конденсатной пленки на горизонтальной трубке необходим определенный участок течения протяженностью в несколько длин волн. Поэтому на трубках небольших диаметров волновое течение не успевает развиться. Учитывая это обстоятельство, поправку на волнообразование в пленке конденсата при конденсации водяного пара следует вводить только тогда, когда диаметр трубки удовлетворяет условию: d„ > 50 мм.
Необходимо иметь в виду, что зависимость (1.49) получена с рядом следующих допущений: течение пленки конденсата ламинарное; конденсируется насыщенный пар; температура стенки постоянна; в пленке отсутствует конвективный перенос теплоты, а вся теплота передается только теплопроводностью; силы инерции по сравнению с силами вязкости и гравитации малы; на внешней поверхности пленки отсутствует касательное напряжение (пар неподвижен); температура внешней поверхности пленки постоянна и равна температуре насыщения пара; силы поверхностного натяжения пленки не влияют на характер ее течения [1].
Действительные условия конденсации пара в конденсаторах существенно отличаются от принятых Нуссельтом, поэтому формула (1.49) не может быть непосредственно использована для расчета конденсирующих аппаратов.
Конденсация движущегося пара происходит с большей интенсивностью, чем конденсация неподвижного пара, за счет динамического воздействия парового потока, ускоряющего волнообразование в пленке конденсата. Расчетные формулы, основанные на обработке опытных данных, приведены в [1] в виде зависимости
^ = fl + 6.ign,	(1.50)
«о
где aw — коэффициент теплоотдачи со стороны движущегося пара;
а0 — коэффициент теплоотдачи при конденсации неподвижного пара;
рг (Тн - Тст ) w\
П - ——— =-----------------— безразмерный критерий скорости пара;
PrKK	garp.K
wn — средняя скорость пара в межтрубном пространстве аппарата, м/с.
Значения коэффициентов а и b в формуле (1 50) выбираются в соответствии с табл. 1.4.
Диапазон применения	а	b
Г =298 ... 316 К 0,01 <П< 1	1,28	0,12
Т =298 ... 316 К ' 1<П< 1,5	1,28	0,21
Г = 353 К 0,0*1 < П < 1	1,45	0,16
Г = 353 К 0,01 <П < 1	1,28	0,12
Табл. 1.4. Коэффициенты а, b формулы (1.50)
Трубки поверхности теплообмена аппаратов в процессе работы подвергаются динамическим нагрузкам различного рода, которые вызывают их вибрацию. Вибрация трубок теплообменных аппаратов отражается на характере течения пленки конденсата и, следовательно, на теплоотдаче от конденсирующегося пара. Колебания трубок в зависимости от интенсивности вибрации могут либо подтормаживать пленку конденсата и удерживать ее на поверхности, тем самым увеличивая ее среднюю толщину и уменьшая теплоотдачу, либо сбрасывать пленку с трубки, что способствует увеличению интенсивности теплообмена.
Анализ экспериментальных данных показал, что в зависимости от удельной паровой нагрузки и параметров вибрации коэффициент теплоотдачи при конденсации пара на вибрирующей горизонтальной трубке может увеличиваться или уменьшаться по сравнению с коэффициентом теплоотдачи при конденсации пара на неподвижной трубке, как это показано на рис. 1.18.
Рис. 1.18. Влияние интенсивности вибрации на теплообмен при конденсации водяного пара на горизонтальной трубке.
Удельная паровая нагрузка (<7),кг/(м2-ч): Д—300 ... 500, 0 — 130 ... 150, *—40 ...60
Результаты экспериментального исследования обобщены уравнением, которое дает возможность рассчитать величину поправки к коэффициенту теплоотдачи с паровой стороны в горизонтальных теплообменных аппаратах:
= (Рг • К)т • (1 + 4 • 10~3 • Reeu6p - 2 • 1(Г7 • Re2eu6p ),	(1.51)
NuH
1де Nu„,fp, Nu„ — число Нуссельта на вибрирующей и неподвижной трубке соответственно;
V г
Рг-К =-------------безразмерный комплекс, характеризующий удельную
а ср-ЛТ
паровую нагрузку в подогревателе;
Рг — число Прандтля конденсата;
К — число фазового перехода;
R^eu6p—(A-f-d^)lv — безразмерный комплекс, характеризующий интенсивность вибрации;
A,f — амплитуда и частота колебаний трубок аппарата соответственно;
v — кинематическая вязкость конденсата;
т = 3-10 7Re2вибр — 6,8-104-7?£e„6P.
Уравнение справедливо при30 < (Рг • К) < 400 и 0 < Кееи6р< 1200.
Как показывают расчеты, например, влияние вибрации трубок горизонтальных подогревателей сетевой воды на теплоотдачу со стороны конденсирующегося пара при характерном для ПСГ уровне удельных паровых нагрузок выражается в увеличении коэффициента теплоотдачи с паровой стороны на 1,6 ... 6,7 %, что дает в результате еще меньшую величину возрастания коэффициента теплопередачи в аппарате.
На рис. 1.19 в качестве примера представлены результаты экспериментального исследования зависимости относительного коэффициента теплоотдачи при конденсации водяного пара на вертикальной гладкой трубке от параметров вибрации и удельной паровой нагрузки для случая поперечной вибрации трубки. Результаты экспериментального исследования обобщены зависимостью
~= (Рг - К)т - (1 + cReeu6p + dRe2u6p + eRe3eu6p ),	(1.52)
где/и = 0,38-10-10-Ле2 я - 0,7510 s Re • с = 0,255-IO"4; d= 0,177-10’9; е = 7	вибр 7	вибр7	7	77	7
= 0,48-10 ,4.
Уравнение (1.52) справедливо для 85 < Рг-К < 234 и 0 < Reeu6p < 100 000.
Рис. 1.19. Теплообмен при конденсации пара на вибрирующей вертикальной гладкой трубке.
А = 0,2 ... 0,4 мм; q, кг/(м2ч): / — 40 ... 100,2 —
200 ... 300, 3 - 300 ... 500
Конденсация в пучках трубок характеризуется большой скоростью пара, что обусловлено значительной тепловой мощностью пучка [1]. Однако из-за конденсации пара, по мере прохождения его через трубный пучок, скорость пара непре
рывно падает, что приводит к последовательному уменьшению теплоотдачи от ряда к ряду. Скорость пара изменяется и по сечению пучка, что также затрудняет расчет теплоотдачи. При конденсации движущегося пара сильно возрастает роль механического взаимодействия паровой и жидкой фаз. В отличие от конденсации неподвижного пара, когда касательное напряжение на границе раздела фаз направлено всегда против течения пленки конденсата (оказывает на пленку тормозящее действие), при конденсации движущегося пара касательное напряжение в зависимости от направления парового потока может или подтормаживать, или ускорять течение пленки конденсата и оказывать на теплоотдачу от пара к стенке трубки тем большее влияние, чем выше скорость пара.
Дополнительные трудности вносятся влиянием стока конденсата в нижнюю часть пучка, из-за чего увеличивается толщина пленки конденсата на нижележащих трубках и часть поверхности теплообмена может быть залита полностью.
Процесс конденсации неподвижного пара на пучке горизонтальных трубок существенно отличается от конденсации на одиночной трубке. Впервые этот вопрос был также исследован Нуссельтом. В основу расчетной модели было положено предположение о том, что последовательное стекание конденсата с трубки на трубку влечет за собой увеличение толщины пленки конденсата и соответствующее понижение коэффициента теплоотдачи от пара к нижележащим трубкам.
Согласно теории Нуссельта, относительный коэффициент теплоотдачи (по отношению к первой трубке ряда) изменяется по высоте вертикального ряда горизонтально расположенных трубок от 0,7 для второго ряда пучка до 0,4 — для двенадцатого.
Авторы, исследовавшие теплообмен при пленочной конденсации пара на пучке горизонтальных трубок, не подтверждают данные Нуссельта о таком сильном падении коэффициента теплоотдачи. Визуальные наблюдения за течением конденсатной пленки показывают, что стекание конденсата с трубок происходит дискретно, в виде периодически образующихся отдельных капель, отрыв которых вызывает пульсации (и, следовательно, турбулизацию) конденсатной пленки на трубках. Дискретное стекание конденсата приводит к неоднородности распределения гидравлической нагрузки по длине трубок. Конденсат, падающий сверху на трубку в виде капель и струек, не успевает равномерно распределиться по всей ее длине, а обтекает трубку на сравнительно узких участках (рис. 1.20).
Расстояние между отрывным сечением капель на нижней образующей трубки составляет от 50 мм (Ren, = 2,5.. .5,0) до 20 мм (Re™ = 6,3... 12,5). Капля в процессе своего формирования стягивает к месту отрыва две-три соседние капли. При Re™ > 14 расстояние между отрывными сечениями становится практически постоянным и составляет примерно 25 мм. При дальнейшем увеличении удельной паровой нагрузки (1?евд) увеличивается частота отрыва капель, превращающихся при Re™ ~ 30 в прерывистые струйки конденсата. Это позволяет считать, что в зонах трубки, не занятых стекающим сверху конденсатом, процесс конденсации протекает идентично процессу на одиночной трубке и поэтому теплоотдачу в этих зонах можно рассчитывать по формуле Нуссельта [1].
Кроме того, в [1] показано, что при натекании конденсата на нижележащую трубку вместе с ним передается и определенное количество движения, в результа-
те чего негативный эффект заливания конденсатом нижележащей трубки ослабляется ввиду ускорения пленки и ее турбулизации.
В ряде работ показано существенное влияние расстояния между соседними горизонтальными трубками в вертикальном ряду на теплообмен при конденсации неподвижного пара. В зависимости от этого расстояния теплообмен может либо ухудшаться, либо интенсифицироваться.
По данным [1,10], влияние натекания конденсата на теплообмен в пучке горизонтальных трубок может проявиться только тогда, когда вертикальное расстояние между трубками близко к значению капиллярной постоянной (для конденсаторов паровых турбин эти величины различаются на порядок).
Анализ экспериментальных исследований [10] по влиянию заливания нижерас-положенных трубок горизонтального пучка стекающим сверху конденсатом выявил их различие, что определяется различными условиями проведения исследований. Влияние натекания конденсата на теплообмен в многорядном горизонтальном пучке трубок имеет существенное значение лишь при неподвижном или медленно движущемся паре. При достаточно большой скорости пара влияние воздействия парового потока является определяющим. Взаимосвязанное влияние на теплоотдачу при конденсации пара на пучке горизонтальных трубок большого числа факторов не позволяет получить однозначную зависимость относительного коэффициента теплоотдачи от номера трубки, относительного расхода натекающего конденсата и числа рядов по высоте пучка. Подобные зависимости, представленные в [10], как правило, справедливы лишь для конкретных условий проведения данных исследований.
б
б
Рис. 1.20. Схема течения капель конденсата по трубкам горизонтального пучка.
Расстояние между соседними трубками (шаг в свету) Л, мм: а — 24, б — 16, в — 4
В теплообменных аппаратах, работающих при давлениях пара ниже барометрического, расчет теплообмена затруднен наличием в паре воздуха, что существенно снижает интенсивность теплоотдачи из-за дополнительного диффузного сопротивления воздуха, скапливающегося вблизи поверхности трубки и затрудняющего контакт холодной поверхности конденсации с паром. В настоящее время практически единственным способом определения теплоотдачи в трубных пучках реальных аппаратов является лабораторный эксперимент, а также обобщение опытных данных по результатам многочисленных испытаний аппаратов однотипных конструкций. Следует отметить, что для учета влияния скорости пара, примесей некон-денсирующихся газов и заливания трубок на интенсивность теплоотдачи при расчете конкретных аппаратов применяются эмпирические формулы различного вида, приведенные в соответствующих разделах.
В аппаратах смешивающего типа конденсация пара происходит на водяных струях. Поверхность струи находится в непосредственном контакте с конденсирующимся паром, так что вследствие отсутствия термического сопротивления поверхности теплообмена и конденсатной пленки, а также значительно большей величины площади контакта теплоносителей интенсивность процесса конденсации очень высока. Как следует из теоретических и экспериментальных исследований, коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара к струе воды, отнесенный к поверхности цилиндрической струи, имеет порядок 109 Вт/(м2 К). На характеристики контактного теплообмена влияет также режим течения струи — ламинарный или турбулентный. Самой большой интенсивностью характеризуется конденсация на диспергированной (распыленной) струе.
Процессы, характерные для смешивающих аппаратов, описываются следующими уравнениями:
•	сохранения массы
G„ + Gt = GCM,	(1.53)
где G„— расход пара, поступающего в аппарат, кг/ч;
б> — расход воды, подводимой в аппарат, кг/ч;
Сел, — расход смешанного потока, кг/ч;
•	сохранения энергии
Gnhn+ Gehg — Ссмксм,	(1-54)
где h„ — теплосодержание греющего пара на входе в аппарат при соответствующем давлении и температуре, кДж/кг;
h	e— теплосодержание воды на входе в аппарат, кДж/кг;
Нем — теплосодержание смешанного потока после аппарата, кДж/кг.
1.10.4. Методы интенсификации теплообмена
Интенсификация теплообмена в аппаратах позволяет добиться существенного уменьшения массогабаритных характеристик теплообменных аппаратов, а также повысить эффективность и надежность их работы [20].
Повышение скорости теплоносителей, а также применение оребрения [1] являются наиболее распространенными способами повышения интенсивности конвективного теплообмена. Однако эти методы часто оказываются нерациональными, поскольку сопряжены с повышением гидродинамического сопротивления.
Применение различно профилированных трубок рассматривается в настоящее время как одно из наиболее перспективных направлений повышения эффективности теплообменных аппаратов. Искусственная шероховатость, образованная профилем накатки, турбулизирует пограничный слой, за счет чего происходит повышение интенсивности теплообмена при обтекании профилированных поверхностей жидкостью, так же как воздухом и паром. В ряду профилированных трубок наиболее исследованными и прошедшими промышленную апробацию в серийных теплообменных аппаратах энергетических установок являются профильные витые трубки (ПВТ). Эти трубки изготовляются из обычных гладких трубок при обкатке их на специальных приспособлениях прокатных станов методом планетарной обкатки. Поверхность ПВТ (рис. 1.21) представляет собой дискретное чередование выступов и впадин, выполненных по винтовой линии. При толщине стенки трубки до 1,5 мм внутренняя поверхность трубки эквидистантна наружной.
Рис. 1.21. Внешний вид и поперечное сечение профильных витых трубок
Эффективность применения ПВТ определяется возможностью интенсификации теплообмена как со стороны конденсирующегося пара, так и со стороны воды. Интенсификация теплообмена с паровой стороны определяется изменением гидродинамики конденсата на профилированной поверхности трубки—уменьшением за счет поверхностного натяжения средней толщины пленки конденсата, изменением траектории ее движения и турбулизацией. Интенсификация с водяной стороны также определяется гидродинамикой потока — нарушением упорядоченного течения жидкости в вязком подслое за счет его турбулизации и закрутки. Гидравлическое сопротивление ПВТ выше, чем у гладких трубок, что требует соответствующего увеличения мощности на прокачку теплоносителя через них. Существенны также стоимость, эксплуатационные характеристики трубок (загрязняе-
мость, возможность очистки известными методами), а также показатели надежности (коррозионная стойкость, прочностные и вибрационные характеристики и т.д.). Наиболее достоверным свидетельством, подтверждающим целесообразность применения ПВТ, является положительный опыт длительной эксплуатации промышленных аппаратов с такими трубками.
Как показали результаты исследований, гарантированный эффект увеличения коэффициента теплопередачи в аппаратах с ПВТ при рационально выбранной геометрии трубок и соответствующих нормам ПТЭ условиях эксплуатации на номинальном режиме работы аппаратов составляет: для конденсаторов — 15 %, для ПНД — 35...40 %, для подогревателей сетевой воды — 20...40 %. Гидравлическое сопротивление аппаратов при этом увеличивается на 40...70 %.
Также способствуют повышению интенсивности теплообмена применение трубок с кольцевой накаткой и использование турбулизирующих вставок спирального или конфузорно-диффузорного профиля. Однако промышленного опыта применения этих разработок в энергетических теплообменных аппаратах пока недостаточно.
Применение наклона трубных систем в конденсирующих аппаратах
Одним из способов повышения эффективности конденсирующих теплообменных аппаратов является наклон их трубных систем. В принципе рассматриваются два наиболее рациональных способа расположения трубных пучков в пространстве: с углом наклона 3...100 к горизонтали и 15.„25° к вертикали.
Стендовыми исследованиями установлено, что наклон трубных пучков конденсирующих теплообменных аппаратов приводит к изменению характера течения пленки конденсата по наружной поверхности трубок, где образуются две характерные зоны течения конденсата: основная зона и поддонный слой (рис. 1.22).
Рис. 1.22. Схема течения конденсата по поверхности наклонной трубки.
1 — трубка, 2 — пленка конденсата, 3 — промежуточные перегородки; а — основная зона, б — поддонный слой
В верхней части периметра слабонаклоненной к горизонтали трубки (основная зона) течение пленки конденсата происходит преимущественно в поперечном к трубке направлении. Режим течения пленки в этой зоне ламинарный. Поддонный слой (—1/6 периметра) формируется под трубкой благодаря действию сил поверх-
ностного натяжения. При отклонении трубки от горизонтального положения конденсат в зоне поддонного слоя течет вдоль трубки. В поддонном слое в зависимости от угла наклона и паровой нагрузки наблюдаются различные режимы течения. Установлено, что при наклоне трубного пучка к горизонтали на 3...100 при удельных паровых нагрузках до 200 кг/(м2-ч) обеспечивается безотрывное стекание конденсата по трубкам между соседними промежуточными перегородками и устраняется заливание конденсатом нижерасположенных трубок.
Наклон трубного пучка к вертикали также приводит к перераспределению пленки конденсата по периметру трубки в сравнении с вертикальной трубкой. Толщина пленки в основной зоне уменьшается из-за возникновения преимущественно поперечного течения, а в поддонном слое при продольном течении под трубой происходит более ранний переход к турбулентному режиму по сравнению с вертикальной трубкой.
Наклон трубных пучков в настоящее время, в том числе по результатам исследований авторов, реализован в конденсаторах паровых турбин К-800-240 и К-1200-240 ЛМЗ. По данным завода, испытания этих конденсаторов в различных условиях эксплуатации показали, что значения коэффициентов теплопередачи в них хорошо согласуются с расчетными значениями, а тепловые нагрузки распределены по трубному пучку достаточно равномерно.
Реализация наклона трубных пучков аппаратов около вертикали осложняется трудностями, появляющимися при ремонтах аппаратов (затрудняется выемка трубных систем, увеличенивается трудоемкость работ из-за большого количества дополнительных фланцевых разъемов и др.). .
Обобщение результатов исследований различных аппаратов показывает, что наиболее рациональной величиной наклона трубных пучков к вертикали является угол 20...25°; это обеспечивает увеличение коэффициента теплопередачи примерно на 15 %. Выбор угла наклона аппарата к горизонтали с целью устранения заливания конденсатом нижерасположенных трубок определяется удельной паровой нагрузкой различных зон аппарата, количеством трубок по глубине пучка, направлением и скоростью парового потока, а также компоновкой аппарата на станции. Как показывают расчеты, для большинства энергетических теплообменных аппаратов наиболее рациональный угол наклона составляет 3...7°. Это обеспечивает увеличение коэффициента теплопередачи примерно на 10 %.
Организация в теплообменных аппаратах режима капельной конденсации
Известно [1], что при капельной конденсации чистого водяного пара теплоотдача может быть во много раз (2... 10) больше, чем при пленочной. Это объясняется тем, что пленка конденсата обладает большим термическим сопротивлением передаче освобождающейся теплоты фазового перехода от поверхности конденсации к стенке. При капельной конденсации в силу разрыва пленки это сопротивление гораздо меньше.
Капельная конденсация имеет место, если конденсат не смачивает поверхность теплообмена. В этом случае стенка покрыта отдельными каплями малого размера (менее 1 мм), которые в процессе конденсации растут как сами по себе, так и за
||
счет слияния друг с другом. Поверхность между каплями, составляющая до 50 % от всей поверхности теплообмена, покрыта ультратонкой пленкой (порядка 1 мкм) конденсата, имеющей очень незначительное термическое сопротивление. При капельной конденсации силы межмолекулярного сцепления (когезии) конденсата больше сил притяжения (адгезии) конденсата к поверхности. Благодаря действию сил поверхностного натяжения жидкость стремится занять минимальный объем, т. е. принять сферическую форму. Достигнув некоторого критического размера, капли под действием силы тяжести скатываются (срываются) с поверхности, освобождая последнюю для образования новых капель.
В общем случае несмачиваемость металлической поверхности и организация на ней капельной конденсации могут быть получены одним из следующих способов: либо нанесением на поверхность трубок органических гидрофобизаторов, неорганических соединений, ультратонкого слоя благородных металлов или тонкой пленки полимеров, а также периодической или непрерывной инжекцией стимулятора капельной конденсации в рабочее тело цикла, либо обработкой поверхности трубок дисульфидами.
К недостаткам отдельных из перечисленных способов следует отнести высокую токсичность, наличие в составе используемых веществ ряда редких элементов, дороговизну и сложность технологии нанесения веществ, а также постепенное «старение» и механический унос покрытий и др. Осаждение на покрытиях различных примесей, содержащихся в паре, приводит к их гидрофилизации и, как следствие, к резкому снижению эффективности теплообмена. Основным недостатком большинства из перечисленных способов организации капельной конденсации является ограниченный срок их действия («времени жизни»).
Наиболее перспективно применение стимуляторов капельной конденсации, созданных на основе дисульфидов. Установлено, что в результате химической реакции дисульфида с металлом получается прочная гидрофобная пленка мономо-лекулярной толщины.
Стендовыми исследованиями установлено, что при нанесении гидрофобизато-ра на поверхность одиночных гладких вертикальных и горизонтальных трубок эффект интенсификации теплообмена при капельной конденсации по сравнению с режимом пленочной конденсации зависит от параметров процесса и в сопоставимых условиях составляет 80... 150 %.
Применение капельной конденсации, несомненно являясь одним из наиболее перспективных направлений интенсификации теплообмена при конденсации пара, требует продолжения исследований как в стендовых условиях, так и особенно в реальных условиях эксплуатации.
Кроме указанных методов для интенсификации теплообмена возможно также применение акустических, пульсационных, магнитных и электрических полей.
Наложение электрического поля способно существенно (в 3 раза) повысить теплообмен при конденсации пара [20]. При этом электростатическое поле уменьшает силу поверхностного натяжения. На поверхности пленки конденсата создается заряд, развивающий внутреннее электростатическое давление, что приводит к дополнительной неустойчивости пленки, вследствие чего уменьшаются ее средняя толщина и термическое сопротивление.
Применение низкочастотной пулъсациитъилоностеля при течении воды в длинных трубках с числом Рейнольдса Re = 104 способно повысить коэффициент теплоотдачи в 1,4... 1,6 раза, однако с ростом числа Рейнольдса эффект уменьшается, а при Re = 105 и совсем пропадает. При высокочастотных колебаниях воздуха в трубках и каналах (f= 400...500 Гц) и при Re = 104 интенсификация теплообмена достигает 40...60 %.
Следует отметить, что промышленное внедрение активных методов повышения интенсивности теплообмена пока крайне ограничено.
В настоящее время широкое внедрение при производстве теплообменных аппаратов турбоустановок нашли способы интенсификации, связанные с нанесением искусственной шероховатости: применяются пластинчатые регенераторы ГТУ, оребренные трубные поверхности воздухоподогревателей и маслоохладителей, профильные витые трубки в ряде теплообменных аппаратов ПТУ и т.д. Зависимости и поправки, используемые при расчете теплообмена в аппаратах с интенсификацией, приводятся в Приложении 1.
1.10.5. Физические основы процесса деаэрации воды
Удаление из питательной воды ПТУ растворенных в ней газов (воздуха, углекислого газа и др.) необходимо для эффективной и надежной работы теплообменных аппаратов, поверхностей нагрева котла и элементов проточной части самой турбины. Неконденсирующиеся газы существенно снижают уровень теплоотдачи в аппаратах, а также способны вызвать коррозию соприкасающихся с ними поверхностей.
Процесс выделения растворенного газа из жидкости в соприкасающуюся с ней паровую или газовую среду называется десорбцией. Раствор газа в жидкости является однородной системой, удаление из которой коррозионно-активных и инертных газов происходит посредством диффузии. Перенос газа из одной фазы в другую обусловлен разностью его парциальных давлений в обеих фазах. При длительном соприкосновении фаз (при постоянных температуре и давлении) равенство парциальных давлений восстанавливается и между фазами устанавливается подвижное фазовое равновесие. Это равновесие характеризует статическое состояние процесса десорбции [11].
Равновесное состояние газожидкостных систем, а также концентрация газа в растворе зависят от рода газа и жидкости, температуры, давления и количественного состава газовой фазы. Состояние равновесия характеризуется константой фазового равновесия, представляющей собой отношение концентрации газа в газовой фазе к его концентрации в жидкой фазе [11].
Для идеальных растворов, температура которых выше критической температуры газа, при низких парциальных давлениях газа равновесие определяется законом Генри:
р=тх,	(1-55)
где р — парциальное давление газа над раствором;
х — молярная доля газа в растворе;
т — константа фазового равновесия, или коэффициент Генри, имеющий размерность давления.
Коэффициент Генри определяется только температурой раствора и не зависит от количественного состава фаз и общего давления системы. Закон Генри справедлив для растворов, температура которых выше критической температуры газов.
Критическое состояние газожидкостной системы характерно тем, что в нем газ и жидкость имеют одинаковые удельные объемы и не отличаются друг от друга. Это состояние определяется критическими давлением и температурой (Ркр, В табл. 1.5 приведены критические параметры для некоторых веществ.
Вещество	rv,°c	МПа	р Гкр, кг/см3
Водяной пар (НгО)	374,15	225,65	0,307
Воздух	-140,70	37,20	0,310
A3ot(N2)	-147,00	34,49	0,311
Кислород (О2)	-118,40	49,70	0,410
Углекислый газ (СОг)	31,04	73,00	0,468
Аммиак (NH3)	132,4	11,50	0,235
Табл. 1.5. Критические параметры газов
Начальные концентрации кислорода в воде, поступающей в деаэраторы электростанций, не превышают обычно 15 мг/кг, что в мольных долях составляет примерно 8,5-10-6. Поэтому растворы коррозионно-агрессивных газов в воде могут считаться бесконечно разбавленными и достаточно точно описываться законом Генри. Особенно это относится к плохо растворимым газам (Ог и СО2). Для хорошо растворимых газов (NH3) закон Генри может быть применен только при низких концентрациях газа [10,11].
Равновесная концентрация газа в воде на основе законов Генри и Дальтона определяется выражением
С = а-^^--106 = а^-- ° -Рд-10б Тж Ро Уж Ро
(1-56)
где С— концентрация растворенного газа в воде, мг/кг;
а — коэффициент абсорбции при данной температуре воды, приведенный к нормальным условиям (0,1 МПа и 0°С), м3/м3;
уг—удельный вес газа при нормальных условиях, кг/м3;
— удельный вес воды, кг/м3;
рг — парциальное давление газа над поверхностью воды, Па;
р« — парциальное давление водяных паров, Па;
Рв — барометрическое давление при нормальных условиях (~0,1 МПа), Па.
Коэффициент абсорбции обратно пропорционален коэффициенту Генри и определяется из уравнения [11]
Мжт
(1.57)
где V— мольный объем газа при нормальных условиях, м3/моль;
Мж — молекулярный вес воды, кг/моль.
На рис. 1.23 приведены значения коэффициента абсорбции водой кислорода, азота и двуокиси углерода [11]. Из рисунка видно, что для газов коэффициент абсорбции (коэффициент поглощения газов водой) минимален при температуре раствора 100 ... 120 °C.
На рис. 1.24 показано изменение равновесной концентрации кислорода в воде в зависимости от ее температуры при различных давлениях воздуха над водой с учетом давления водяных паров.
Рис. 1.23. Значения коэффициента абсорбции водой.
1 — двуокиси углерода, 2 — азота, 3 — кислорода
Рис. 1.24. Растворимость кислорода в воде в зависимости от ее температуры при различных абсолютных давлениях воздуха над водой
Из рис. 1.23 и 1.24 видно, что равновесная концентрация газов в воде стремится к нулю, когда температура воды приближается к температуре насыщения при данном давлении. При этом парциальное давление водяных паров над поверхностью жидкости становится равным полному давлению газовой фазы. Парциальные давления других газов над поверхностью жидкости стремятся к нулю, что приводит, согласно уравнению (1.56), к уменьшению концентрации этих газов в растворе.
Процессы переноса вещества на границе двух фаз при термической деаэрации
Термическая деаэрация представляет собой сочетание процессов теплообмена (нагрева деаэрируемой воды до температуры насыщения) и массообмена (удаления коррозионно-агрессивных и инертных газов из деаэрируемой воды в паровую среду). При подогреве воды до температуры насыщения при данном давлении парциальное давление удаляемого газа над жидкостью снижается до нуля и растворимость его, согласно закону Генри, также падает до нуля. Вследствие нарушения равновесия в системе и наличия положительной разности между равновесным пар циальным давлением удаляемого газа в воде и парциальным давлением его в паровой среде происходит выделение растворенных газов из деаэрируемой воды (физи ческая десорбция). Степень и скорость удаления газов из воды зависят от теплофизических свойств воды и удаляемых газов, условий контакта и взаимодействия фаз.
Известно, что доведение неподвижной воды до состояния кипения еще не обеспечивает полного удаления растворенных в ней газов. Это объясняется тем, что при данных условиях равновесие между жидкостью и газом устанавливается при длительном соприкосновении этих фаз. В термических деаэраторах установление равновесной растворимости между водяной и газовой фазами происходит в основном благодаря образованию и удалению пузырьков газа и диффузии газов через поверхность контакта фаз. Эти процессы характеризуют кинематику десорбции из жидкости.
Первый из указанных процессов (образование и удаление пузырьков газа) протекает наиболее интенсивно при рациональной конструкции деаэратора. Этим путем можно удалить из воды 90...95 % растворенных в ней газов. Образование пузырьков газа происходит в тот момент, когда сумма парциальных давлений всех растворенных газов и водяного пара достигает давления внутри жидкости или превосходит его. Образование пузырьков можно вызвать понижением давления газа над жидкостью или повышением ее температуры. Так, при малых концентрациях газа этот процесс начинается, когда давление водяного пара становится равным давлению жидкости (т.е. при достижении точки кипения). Если же в жидкости растворено большое количество газа, то образование газовых пузырьков наступает еще до достижения точки кипения.
Вместе с тем вследствие ряда факторов в воде остается некоторое количество растворенного газа, которое может быть удалено за счет диффузии. Необходимость максимально возможного удаления из жидкости этого остаточного количества газа — весьма трудная задача и предъявляет повышенные требования к деаэрационной установке, а эффективность дегазации является решающим критерием для оценки работоспособности деаэратора
При расчетах процессов дегазации в термических деаэраторах за движущую силу принимают разность между фактической и равновесной концентрациями удаляемого газа в деаэрируемой воде, а уравнение массопередачи записывают в следующем виде [1,11]:
FF=A(G-Cf)-F,	(1.58)
где W — скорость десорбции;
С — фактическая концентрация газа;
С? — равновесная концентрация газа, соответствующая парциальному давлению этого газа над жидкостью;
к — коэффициент пропорциональности;
F — площадь поверхности раздела фаз.
Указанные представления о процессе массопередачи основываются на предположении о наличии в каждой из фаз определенного сопротивления переносу массы. При удалении из воды труднорастворимых газов (Ог, СОг, N2) принято считать, что основное сопротивление сосредоточено в жидкой фазе и сопротивлением паровой фазы можно пренебречь.
Коэффициенты массопередачи в общем случае зависят от комплекса гидродинамических, геометрических и физико-химических факторов, вследствие чего их определение в настоящее время затруднено. Расчет этих коэффициентов производится по эмпирическим зависимостям, полученным с помощью теории подобия и размерностей на основе обобщения экспериментальных данных
1.10.6. Коррозионные процессы в теплообменных аппаратах
Коррозионная стойкость трубных систем теплообменных аппаратов турбоустановок является одним из основных факторов, определяющих общую надежность аппаратов и турбоустановок в целом. Статистический анализ повреждаемости теплообменных аппаратов ПТУ показал, что до 70 % повреждений обусловлены коррозионно-эрозионными процессами, протекающими при эксплуатации теплообменных аппаратов.
Коррозионный износ трубных систем в полной мере предотвратить невозможно. Но вместе с тем можно добиться экономически оправданного увеличения ресурса аппаратов за счет учета максимально возможного числа факторов, влияющих на их коррозионную стойкость. Рассмотрим современные представления о коррозии и коррозионных процессах.
Природа коррозии и значимость коррозионной проблемы
Коррозия — разрушение металлов в результате химической или электрохимической реакции. Медленное разрушение (порча), происходящее по физическим причинам, не называется коррозией и известно как эрозия, истирание или износ. В некоторых случаях химическое воздействие сопровождается физическим разру
шением и называется коррозионной эрозией, коррозионным износом или фреттинг-коррозией. Это определение не распространяется на неметаллические материалы. Пластмассы могут набухать или трескаться, дерево — расслаиваться или гнить, гранит может крошиться, а портландцемент — выщелачиваться, но термин «коррозия» относится только к химическому воздействию на металлы.
Ржавлением называется коррозия железа и его сплавов с образованием продуктов коррозии, состоящих в основном из гидратированных оксидов железа. Цветные металлы, следовательно, корродируют, но не ржавеют.
Коррозионные процессы сложны и требуют глубоких и всесторонних исследований. Значение коррозионных исследований определяется тремя аспектами. Первый из них, экономический, имеет целью уменьшение материальных потерь в результате коррозии. Второй аспект — повышение надежности оборудования, которое в ре зультате коррозии может разрушаться с катастрофическими последствиями, например сосуды и аппараты высокого давления, паровые котлы, лопатки и роторы турбин и т. д. Надежность является важнейшим условием при разработке оборудования ТЭС и особенно АЭС. Третьим аспектом является сохранность металлического фонда. Мировые ресурсы металла ограничены, а потери металла в результате коррозии ведут, кроме того, к дополнительным затратам энергии и воды. Не менее важно, что человеческий труд, затрачиваемый на проектирование и реконструкцию металлического оборудования, пострадавшего от коррозии, может быть направлен на решение других общественно полезных задач.
В ряде случаев потери от коррозии вообще не могут быть выражены в денежных единицах, например при авариях, связанных со взрывами, разрушением оборудования, или катастрофах, приводящих к потере здоровья или гибели людей.
При проектировании реакторов, паровых котлов, конденсаторов паровых турбин, насосов, подземных трубопроводов, резервуаров для воды и морских конструкций очень важен фактор выбора допусков на коррозию. В тех случаях, юида скорости коррозии неизвестны, а методы борьбы с коррозией неясны, задача оптимального проектирования значительно усложняется. Надежные данные о скорости коррозии позволяют более точно оценить срок эксплуатации оборудования и упрощают его проектирование. Типичным примером допусков на коррозию может служить выбор толщины стенок подземных нефтепроводов. Расчетная толщина стенки трубопровода диаметром 200 мм и длиной 362 км составляет 8,18 мм, с учетом коррозии. А применение соответствующей защиты от коррозии позволяет снизить эту величину до 6,35 мм, что приводит к экономии 3 700 т стали и увеличению полезного объема трубопровода на 5 %.
Процессы коррозии являются по природе электрохимическими. Любая поверхность металла с вкраплениями примесей представляет собой совокупность электродов, замкнутых между собой через основной металл. Локальные токи и коррозия не возникают, пока металл остается сухим. Но при погружении металла в воду или водные растворы локальные элементы начинают функционировать, что сопровождается химическим превращением металла в продукты коррозии. Другими словами, действие локальных токов увеличивает коррозию металлов, помещенных в воду, растворы солей, кислот или щелочей.
Поскольку примеси в металле играют роль локальных элементов, можно ожидать, что уменьшение их содержания значительно повысит коррозионную стойкость металла. Поэтому, например, алюминий или магний высокой чистоты более устойчивы к коррозии в морской воде или кислотах, чем технические металлы, а специально очищенный цинк менее растворим в соляной кислоте, чем технический. Однако ошибочно полагать, что чистые металлы вообще не подвержены коррозии. Локальные элементы возникают также при изменениях температуры или других параметров среды. Например, на поверхности железа или стали, покрытой пористым слоем ржавчины (оксидов железа), в аэрированной воде отрицательными электродами являются участки поверхности железа в порах оксидного слоя, а положительными — участки ржавчины, открытые для соприкосновения с кислородом. Отрицательные и положительные электродные участки меняются местами и перемещаются по поверхности в ходе коррозионного процесса.
Таким образом, высокочистое железо корродирует в насыщенной кислородом воде практически с той же скоростью, что и техническое. Однако в кислотах наблюдается разница в скоростях коррозии, так как здесь примеси в металле выступают в качестве электродов локальных элементов.
В электролите ток переносится как отрицательными, так и положительными частицами—ионами (электрически заряженными атомами или группами атомов). Ток, переносимый ионом, зависит от его подвижности и электрического заряда. Суммарный положительный и отрицательный ток в электролите всегда равен суммарному току, переносимому электронами в металле (во внешней цепи элемента). Электрод, на котором протекает реакция восстановления, т. е. электроны из металла переходят в раствор, называется катодом. Электрод, на котором происходит окисление (электроны поступают из раствора в электрод), называется анодом. Коррозия металлов обычно протекает именно на аноде.
В гальваническом элементе катод считается отрицательным полюсом, анод — положительным. Если ток подводится к элементу извне — от генератора или от батареи — восстановление идет на электроде, присоединенном к отрицательному полюсу внешнего источника тока, этот электрод служит катодом, а электрод, соединенный с положительным полюсом генератора, — анодом. Это определение справедливо, когда элемент генерирует ток, а также когда ток подается извне.
Катионами называются положительно заряженные ионы, в электролите они перемещаются по направлению к катоду (например Н+, Fe2+), анионы всегда заряжены отрицательно (С1~, ОН-, SO42-) и движутся к аноду.
Существуют три основных типа элементов, принимающих участие в коррозионных процессах:
•	элементы с разнородными электродами;
•	концентрационные элементы;
•	термогальванические элементы.
Элементы с разнородными электродами. Металл, имеющий электропроводящие включения на поверхности; медная, латунная или титановая трубка, соединенная с железной трубной доской или железной промежуточной перегородкой в теплообменном аппарате — все это примеры коррозионных элементов с разнородными электродами. К этому типу элементов относятся также нагартованный металл в контакте
с таким же отожженным металлом, граница зерна металла в контакте с самим зерном, монокристалл металла определенной ориентации в контакте с монокристаллом другой ориентации. Различные грани кристаллов металла имеют изначально разные потенциалы и, следовательно, разную склонность к коррозии; при контакте металла с коррозионной средой наблюдается тенденция к выравниванию потенциалов. Это происходит вследствие преимущественного растворения коррозионноактивных граней, на поверхности остаются менее коррозионноактивные грани, которые в дальнейшем и определяют кинетику растворения.
Концентрационные элементы, в которых два одинаковых электрода контактируют с растворами разных составов. Существуют два типа концентрационных элементов. Первый называется солевым концентрационным элементом. Например, если один медный электрод погружен в концентрированный раствор сульфата меди, а другой — в разбавленный, то при замыкании такого элемента медь будет растворяться с электрода, находящегося в разбавленном растворе (аноде) и осаждаться на другом электроде (катоде). Обе реакции ведут к выравниванию концентрации растворов. Другой тип концентрационного элемента, имеющий большое практическое значение, — элемент дифференциальной аэрации. Примером может служить элемент, состоящий из двух железных электродов, погруженных в разбавленный раствор NaCl, причем у одного электрода (катода) электролит интенсивно насыщается воздухом, а у другого (анода) — деаэрируется азотом. Различие в концентрации кислорода сопровождается возникновением разности потенциалов, что обусловливает протекание тока. Возникновение элемента этого вида вызывает разрушения в щелях (щелевая коррозия), образующихся на стыках труб или в резьбовых соединениях, поскольку концентрация кислорода в щелях ниже, чем снаружи. Этим также объясняется язвенное разрушение под слоем ржавчины или коррозия на границе раздела «раствор - воздух». Доступ кислорода к участкам металла, покрытым ржавчиной или другими твердыми продуктами коррозии, затруднен по сравнению с участками, покрытыми тонкими пленками или свободными от них.
Элементы дифференциальной аэрации часто являются причиной язвенной или щелевой коррозии нержавеющих сталей, алюминия, никеля и других пассивных металлов в водных средах, например в морской воде.
Термогалъванические элементы, в которых электроды из одного и того же металла, имеющие разную температуру, погружены в электролит одинакового состава. Эти элементы менее изучены, чем предыдущие. Они возникают в теплообменниках, паровых котлах, погружных нагревателях и аналогичном оборудовании. В растворе сульфата меди медный электрод при более высокой температуре — катод, при низкой — анод. При замыкании элемента медь осаждается на горячем электроде и растворяется с холодного.
Практически коррозия может быть связана с элементами всех трех типов.
Типы коррозионных разрушений. Существует мнение, что коррозия сопровождается лишь ржавлением или потускнением. В действительности установлено, что коррозионное воздействие может приводить к растрескиванию, потере прочности или пластичности. В большинстве случаев механизм коррозии электрохимический, а продукты коррозии могут быть не всегда заметны и потери массы металла незначительны. Различают пять основных типов коррозии:
•	равномерная коррозия;
•	питтинг;
•	обесцинкование;
•	межкристаллитная коррозия;
•	растрескивание.
Равномерная коррозия включает общеизвестные ржавление железа или потускнение серебра. «Помутнение» никеля и высокотемпературное окисление металлов также являются примерами равномерной коррозии.
Скорость равномерной коррозии выражают в разных единицах, чаще всего в миллиметрах в год (мм/год) или в граммах на квадратный метр за час (г/(м2-ч)). Эти единицы характеризуют глубину разрушения или потерю массы металла, при этом рассматривается поверхность металла, свободная от продуктов коррозии. Например, сталь в морской воде корродирует с приблизительно постоянной скоростью, близкой к 0,13 мм/год, т. е. 2,5 г/(м2ч). Это усредненное значение; обычно при равномерной коррозии в начальный период скорость повышена, поэтому данные о скоростях коррозии должны сопровождаться сведениями о длительности испытаний.
Для перевода мм/год в г/(м2 ч) и наоборот надо знать плотность металла. Одна и та же потеря массы на единицу площади для легкого металла (например алюминия) соответствует большей глубине проникновения коррозии, чем для тяжелых металлов (например свинца).
По скоростям коррозии и областям применения металлы, подверженные равномерной коррозии, могут быть разделены на три группы:
•	скорость коррозии не превышает 0,15 мм/год (металлы этой группы обладают высокой коррозионной стойкостью, вследствие чего они пригодны для изготовления ответственных изделий);
•	скорость коррозии от 0,15 до 1,5 мм/год (металлы этой группы при отсутствии повышенных требований к коррозионной стойкости могут применяться для изготовления емкостей, трубопроводов, корпусов, вентилей, болтов);
•	скорость коррозии — больше 1,5 мм/год (такие металлы не используются).
Питтингом называют разрушения локального типа, наблюдаемые в тех случаях, когда скорость коррозии на одних участках выше, чем на других. Если значительное разрушение сосредоточено на относительно маленьких участках поверхности металла, то возникают глубокие точечные поражения; если площадь разрушения относительно большая, а глубина невелика, то возникают язвенные поражения. Глубину питтинга иногда характеризуют питтинговым фактором. Это отношение максимально наблюдаемой глубины питтинга к средней глубине проникновения коррозии, найденной по изменению массы образца. Питтинговый фактор, равный единице, соответствует равномерной коррозии.
Железо в почве корродирует с образованием мелких язв; коррозия нержавеющей стали в морской воде характеризуется образованием глубоких питтингов. Многие металлы в быстром потоке жидкости подвергаются локальной коррозии, называемой ударным разрушением (ударной коррозией). Этому типу разрушения подвержены медные или латунные трубы различных теплообменных аппаратов ПТУ.
Фреттинг-коррозия возникает вследствие малых вибрационных смещений контактных поверхностей относительно друг друга, если одна из них или обе металлические. Обычно коррозия этого типа сопровождается появлением питтингов на контактирующих поверхностях. Оксиды и продукты истирания металла заполняют питтинги, так что они становятся заметны только после удаления этих продуктов.
Кавитационная эрозия является результатом образования и схлопывания пузырьков газа на динамической поверхности раздела металл — жидкость (в роторах насосов или на поверхностях лопастей винтов). Она вызывает ряд питтингов, иногда в виде сети небольших относительно глубоких трещин.
Обесцинкование — это вид разрушения цинковых сплавов (например латуни), при котором преимущественно корродирует цинк, а медь остается на поверхности в виде пористого слоя. Прокорродировавшее таким образом изделие нередко сохраняет исходную форму и может показаться неповрежденным, но его прочность и особенно пластичность значительно снижены. Подвергшаяся обесцинкованию латунная трубка способна выдерживать внутреннее давление воды, однако может разрушиться при гидравлическом ударе или проведении ремонтных работ.
При избирательной коррозии, как и при обесцинковании, происходит преимущественное растворение одного или нескольких компонентов сплава. При этом « образуется пористый скелет, сохраняющий первоначальную форму изделия. Избирательная коррозия характерна для сплавов благородных металлов, таких как Au—Си или Au—Ag, и используется на практике при рафинировании золота. Медные сплавы, содержащие алюминий, могут подвергаться коррозии, аналогичной обесцинкованию, с преимущественным растворением алюминия.
Межкристаллитная коррозия — это локальное коррозионное разрушение по границам зерен металла, приводящее к потере прочности и пластичности. Межзеренное вещество, действующее как анод, контактирует с большой поверхностью самих зерен, являющейся катодом. Коррозия протекает быстро, глубоко проникая в металл и приводя иногда к катастрофическим разрушениям. Примером неэлектрохимического межкристаллитного разрушения может служить коррозия никеля при высокой температуре в серосодержащей атмосфере. При этом происходит проникновение серы по границам зерен металла.
Растрескивание металла под действием периодических или растягивающих напряжений в коррозионной среде называют коррозионной усталостью. Если напряжение не превышает критического значения, называемого пределом выносливости или пределом усталости, то вне коррозионной среды металл не будет разрушаться при сколь угодно большом числе циклов нагружения. В коррозионной среде истинный предел усталости обычно не достигается, так как металл разрушается после определенного числа циклов, независимо от напряжения. Типы сред, вызывающих коррозионную усталость, разнообразны и неспецифичны.
Если металл при постоянном растягивающем напряжении в специфической коррозионной среде растрескивается сразу после нагружения или спустя определенное время, то такое разрушение называется коррозионным растрескиванием под напряжением. Такое определение применимо и к растрескиванию, вызываемому абсорбцией водорода, выделяющегося в процессе коррозионной реакции.
Напряжения в металле могут быть остаточными (после механической или термической обработки) или приложенными извне. Трещины могут быть межкристаллитными или транскристаллитными — в зависимости от свойств металла и
коррозионной среды. Разрушения этого вида в корне отличаются от межкристаллитной коррозии, которая не зависит от того, находится металл в напряженном состоянии или нет.
Почти все конструкционные металлы (например углеродистые и низколегированные стали, латунь, нержавеющие стали, титановые и никелевые сплавы и многие другие) подвержены в определенных условиях коррозионному растрескиванию. Однако число химических сред, вызывающих подобные разрушения, ограничено, атре-буемый для растрескивания уровень напряжений достаточно высок и нечасто достигается на практике.
Накопив знания об условиях возникновения опасности коррозионного растрескивания (воздействие специфических сред, уровень допустимых напряжений), в дальнейшем, при проектировании, конструкторы стремятся исключить возможность коррозионного разрушения под напряжением.
1.10.7.	Аэрогидродинамические процессы в трубных пучках теплообменных аппаратов
Как известно[21], трубки теплообменных аппаратов колеблются при любых режимах работы аппаратов. Одним из механизмов возбуждения вибрации трубок в потоке является возбуждение срывом вихрей. Наиболее ярко этот механизм проявляется на одиночных цилиндрах (трубках), обтекаемых поперечным потоком жидкости или газа. Колебания возникают в результате формирования и отрыва вихрей с боковых образующих трубки (рис. 1.25). Срыв вихря с боковой образующей трубки вызывает падение давления в зоне срыва, за счет чего трубка перемещается в сторону зоны с уменьшенным по контуру давлением. Перемещение трубки вызывает срыв вихря с противоположной образующей и трубка перемещается обратно. Благодаря такому процессу поддерживаются колебания трубки поперек потока теплоносителя.
Рис. 1.25. Поперечное обтекание одиночного кругового цилиндра потоком: а— при/te=2000, б—при Re -= 10000
Этот механизм возбуждения колебаний часто переносят на пучки трубок. Однако частота срыва вихрей в значительной мере зависит от расстояния между соседними трубками в пучке и его компоновки (см. рис. 1.25). Срыв вихрей может вызывать колебания только в случае больших шагов пучка. При данном типе возбуждения трубка ведет себя как система с внешним возбуждением, которая при совпадении внешней и собственной частот приходит в резонансное состояние. При описании возбуждения вибрации за счет срыва вихрей чаще всего пользуются безразмерным параметром—числом Струхаля (УЛ), связывающим частоту срыва вихрей fc, диаметр трубки d„ и скорость потока и (Sh =fcdHlu).B диапазоне чисел Рейнольдса от 104 до 105 число Струхаля остается примерно равным 0,2 [21]. В более широком диапазоне скоростей потока число Струхаля не остается постоянным. Зависимость его от числа Рейнольдса — предмет изучения многих авторов.
Большинство работ по изучению срыва вихрей проведено на жестких неподвижных цилиндрах или пучках трубок. Однако на практике такое ограничение необоснованно. Для теоретического описания поведения трубок при возбуждении срывом вихрей рядом авторов были предложены модели под названием «волновой осциллятор», сформулированные на основе известных физических законов или построенные на полуэмпирических допусках. Основная идея при этом следующая: движение потока теплоносителя описывают нелинейным дифференциальным уравнением и решают его совместно с уравнением колебаний осциллятора «пружина-масса» с учетом демпфирования. Определение неизвестных коэффициентов дифференциального уравнения производится экспериментально. Это решение совпадает с экспериментальными результатами и хорошо описывает такие качественно различные наблюдения, как гистерезис в амплитудных кривых и явление захвата частотой собственных колебаний цилиндра частоты срыва вихрей. Последнее наблюдалось различными авторами на упруго установленных трубках. С приближением частоты отрыва вихрей fc к частоте собственных колебаний трубки f, происходит синхронизация частот, т.е. вихри отрываются с частотой колебаний трубки. При этом для упруго закрепленной трубки возможны колебания трубки с частотой отрыва вихрей. Зона синхронизации частот довольно обширна. В литературе указывается, что она находится в диапазоне соотношения частот
Наряду с зоной полной синхронизации частот отрыва вихрей с частотой колебаний трубки существуют и зоны частичной синхронизации, в которых происходит сближение этих частот. По данным [21], зоны частичной синхронизации могут быть выражены соотношением частот	— 0,7...0,9 при приближении к зоне синхрони-
зации, а при выходе из этой зоны — соотношением fs!fc = 1,3...1,7. В зонах частичной синхронизации частота отрыва вихрей находится между частотой колебаний трубки и частотой отрыва вихрей с поверхности неподвижной трубки.
В работе [21] отмечается, что с увеличением относительной амплитуды колебаний A!dH зона синхронизации расширяется. С ростом частоты колебаний трубки начало зоны синхронизации смещается в сторону больших скоростей, т.е. к большим значениям fs / fc.
В ряде работ, посвященных изучению срыва вихрей, отмечается, что к серьезным последствиям может привести пространственная корреляция по длине трубки действующих на нее периодических сил. По оценкам ряда исследователей, это
может произойти в случае достаточно больших амплитуд вибросмещений трубок. Вместе с тем, как считают многие специалисты, при определенных условиях для пучков с плотно скомпонованными в шахматном порядке трубками отрыв вихрей не является опасным механизмом возбуждения колебаний трубок, а амплитуды их виброперемещений не превышают 2 % от диаметра трубки. Однако мощность срыв-ного возбуждения трубок может достигнуть достаточно большой величины, если при этом присутствует также другой механизм, увеличивающий результирующие силы. Одним из таких механизмов является акустический резонанс, который синхронизирует срыв вихрей вдоль всей длины трубок, делая таким образом периодические силы более эффективными. Акустический резонанс обусловлен колебанием газового столба в корпусе теплообменного аппарата и возбуждается за счет периодического срыва вихрей. Колебания происходят перпендикулярно как к направлению течения, так и к оси трубки, создавая тем самым акустические колебания типа стоячей волны. Частота стоячей волны fa определяется из выражения: fa = i- c/(2D), 1де с — скорость звука; D — диаметр корпуса; i = 1,2,3...и. Акустический резонанс исследовался в ряде работ, в которых отмечается, что наиболее опасный режим для трубного пучка возникает тогда, когда частота собственных колебаний трубок равна частоте срыва вихрей и акустической резонансной частоте. Акустический резонанс может наблюдаться в основном в теплообменниках, использующих в качестве теплоносителя газ. В жидкостях скорость звука выше, а оборудование обычно имеет меньшие размеры, следовательно, f, будет выше.
Обобщая вышесказанное, можно сделать выводы, что вибрация трубок, вызываемая срывом вихрей, может быть опасной при обтекании потоком теплоносителя одиночных трубок и пучков с большим шагом, причем в пучке срыв вихрей наблюдается только на нескольких первых по потоку рядах трубок. Явление захвата (синхронизации) частот, наблюдаемое на упруго закрепленных трубках, может вызвать увеличение амплитуды колебаний трубок. Вибрация их увеличивается при корреляции вихрей по длине трубки. Наиболее опасен так называемый «тройной» резонанс, наблюдаемый, когда частота срыва вихрей совпадает с собственной частотой колебаний трубки и с частотой акустической стоячей волны. Значительный разброс значений частоты срыва вихрей, полученный различными авторами, свидетельствует о сложности описываемого процесса и подчеркивает необходимость дальнейших исследований.
Еще одним механизмом, вызывающим колебания трубок теплообменников, является так называемый турбулентный бафтинг. Под бафтингом понимают стохастическое (случайное) аэрогидроупругое возбуждение колебательной системы вследствие ее взаимодействия с турбулентными пульсациями набегающего потока. Кроме того, такого рода турбулентные колебания скорости, распределенные по всей ширине спектра частот и накладывающиеся на среднюю скорость потока, появляются в спутной струе за трубками первых рядов трубного пучка. При этом трубки работают как механический фильтр для турбулентных пульсаций, «резонируя» на частотах, близких к собственным, а амплитуда колебаний трубки соответственно увеличивается. Типичным признаком колебаний, возбуждаемых турбулентными пульсациями, является почти квадратичное увеличение амплитуды при увеличении скорости потока.
Возбуждение колебаний описываемым механизмом — случайный процесс, поэтому дать точное описание вибрации трубок невозможно и приходится применять вероятностные методы.
Основные особенности действия механизма турбулентного бафтинга в трубных пучках теплообменных аппаратов [21]: механизм действует почти во всем диапазоне параметров теплоносителя, а силы, которые создаются турбулентным бафтингом, не зависят от незначительных перемещений трубок. Из-за отсутствия достаточных экспериментальных данных, связанных со статистическими характеристиками турбулентного потока в реальных теплообменниках, нет возможности точно рассчитать амплитудно-частотный отклик трубок при их возбуждении турбулентным бафтингом [21].
Несмотря на то, что турбулентный бафтинг многие исследователи считают менее опасным, чем другие механизмы возбуждения колебаний трубок, в литературе имеются данные о том, что вибрация трубок за счет турбулентных пульсаций давления может вызывать их серьезные повреждения. Случайный характер турбулентного бафтинга объясняет значительные трудности в изучении этого процесса. Тот факт, что все остальные механизмы возбуждения вибрации действуют на фоне турбулентного бафтинга, требует относиться к этому механизму с большим вниманием.
Гидроупругая неустойчивость, как механизм возбуждения вибрации трубок при поперечном обтекании, возникает при более высоких скоростях потока, чем срыв вихрей. Максимальная скорость, при которой начинает проявляться этот механизм, зависит от геометрии пучка, характеристик теплоносителя и характеристики демпфирования трубок. Демпфирование — гашение колебаний или уменьшение их амплитуды (способность системы рассеивать энергию колебаний). Такую скорость принято называть критической. Если скорость потока превышает критическую, могут возникнуть колебания трубок с большой амплитудой, которые в течение сравнительно короткого времени приводят к их повреждению. Этот механизм возбуждения трубок подобен решеточному флаттеру, наблюдаемому при колебаниях турбинных лопаток.
Аэрогидродинамические процессы, происходящие при этом механизме, можно описать следующим образом. Пучок трубок в поперечном потоке теплоносителя при невысоких его скоростях находится в достаточно устойчивом положении, так как относительное перемещение одной трубки в пучке не вызывает существенного изменения распределения аэрогидродинамических сил на соседних трубках. При скорости потока, превышающей критическую, какое бы то ни было смещение одной трубки приводит уже к существенному перераспределению аэрогидродинамических сил на соседних со смещенной трубках. Под воздействием измененного распределения сил происходит перемещение и соседних трубок, которые, в свою очередь, втягивают в процесс колебаний все новые и новые трубки пучка. Таким образом, пучок трубок становится неустойчивым по отношению к потоку, который поддерживает колебания трубок. В теории колебаний такой процесс получил название «автоколебаний».
Основное допущение первой математической модели гидроупругой неустойчивости: воздействие потока на трубку обеспечивается за счет стационарных сил, которые, в свою очередь, зависят от положения этой и соседней с ней трубок в
данный момент времени. Второе допущение: форма колебаний трубок изначально задана. Когда энергия, получаемая трубой от потока теплоносителя за цикл колебаний превышает рассеиваемую, амплитуда колебаний трубки увеличивается, т. е. система становится неустойчивой. Критическая скорость Uk для неустойчивости отдельного ряда трубок может быть записана как
UK = к . т5	(1.59)
fs^H	У Р
где 5 — логарифмический декремент;
т — распределенная масса трубки;
р — плотность среды;
К = 9,9 — константа устойчивости.
Если скорость потока выше рассчитанной по уравнению (1.59), то пучок трубок будет находиться в режиме гидроупругой неустойчивости.
Несмотря на многочисленные исследования в области гидроупругой неустойчивости пучков трубок при поперечном обтекании, эта проблема остается актуальной и по сей день. Пока не установлено однозначной зависимости величины константы устойчивости К от геометрии пучка. Основная трудность в получении этой зависимости заключается в определении начала неустойчивости. Несоответствие теоретических представлений экспериментальным результатам в вопросе о влиянии частотной расстройки на величину критической скорости свидетельствует о наличии дополнительных гидродинамических явлений. Отмечается, что пропорциональная зависимость между критической скоростью и демпфированием не всегда подтверждается. Конструкционное демпфирование влияет на порог нестабильности в гораздо меньшей степени, чем предполагалось.
Для оценки динамического отклика трубок в пучке при аэрогидродинамичес-ком возбуждении потоком теплоносителя необходимо знать и учитывать, по меньшей мере, семь параметров:
•	скорость теплоносителя и ее распределение;
•	плотность теплоносителя;
•	кинематическую вязкость теплоносителя;
•	геометрические и конструктивные особенности трубного пучка;
•	распределенную массу трубки, включая присоединенную;
•	собственную частоту и форму колебаний трубной системы;
•	диссипативные свойства трубной системы.
Для получения этих величин требуются знание характеристик потока теплоносителя и динамический расчет конструкции. К сожалению, до настоящего времени определение большинства из указанных параметров вызывает достаточно большие трудности. Точных зависимостей для описания аэрогидродинамических сил, действующих на трубки, также нет. Попытка аналитического описания вибрации, вызываемой потоком, была предпринята Блевинсом. В своих рассуждениях он использовал энергетический подход. Возбуждающая сила, действующая на конструкцию в потоке теплоносителя, была описана им как функция параметров конструкции и теплоносителя:
Гк = Г(У,/,р, V,v,L/D),
где Y— величина, характеризующая перемещение конструкции, ее скорость и ускорение в указанном направлении;
р, U, V, — плотность, скорость и вязкость среды соответственно;
L/D — отношение длины конструкции к ее диаметру; t — время.
Аэрогидродинамическая сила, действующая на конструкцию, рассматривалась как независимая от массы, собственной частоты и демпфирования конструкции, поскольку эти характеристики описывают демпфирующую силу. Баланс энергии возбуждения и демпфирования показывает, в каких случаях возможно изменение амплитуды вибрации трубок. Вибрация может продолжаться при постоянной амплитуде только в том случае, если рассеяние энергии за счет демпфирования равно энергии, подводимой потоком. Если энергии подводится меньше, чем рассеивается, то амплитуда вибрации должна уменьшаться. Если энергии рассеивается меньше, чем подводится, вибрации усиливаются.
Проводились экспериментальные исследования сил, действующих на трубки при поперечном обтекании потоком теплоносителя. В зависимости от вида возбуждения силы, действующие на трубку, имеют различный характер. Возбуждение трубок турбулентными пульсациями давления происходит практически во всем диапазоне изменения скорости потока и при всех условиях их обтекания. Возбуждающая аэрогидродинамическая сила имеет широкополосный частотный спектр. Ее воздействие на трубки носит случайный характер и описывается вероятностными методами. В более узком диапазоне скоростей потока превалирует механизм возбуждения, называемый срывом вихрей. Особенно заметно действие этой периодической аэрогидродинамической силы в направлении, перпендикулярном направлению потока. В литературе ее называют подъемной силой, по аналогии с силой, возникающей при обтекании крыла самолета. Частота возникновения этой силы равна частоте отрыва вихрей. В продольном направлении характерна аэрогидродинамическая сила, частота возникновения которой вдвое больше частоты отрыва вихрей. Нестационарные периодические силы представляются в виде безразмерных коэффициентов:
Cy=2F,l(p-V*-dH -I), CX = 2FX/(p-U2-dH-t),
где Fy и Fx — аэрогидродинамические силы, действующие поперек и вдоль потока соответственно.
Для определения сил применяются среднеквадратичные или амплитудные значения этих коэффициентов.
Непосредственное измерение периодических сил, действующих на поперечно обтекаемую трубку, связано с большими трудностями. Необходимо одновременно измерить мгновенные давления по всему периметру трубки, а затем методом интегрирования определить аэрогидродинамические силы, действующие на трубку вдоль и поперек потока. Определенные разными авторами величины коэффициентов Сх и Су значительно отличаются друг от друга по величине. Эти значения коэффициентов зависят от режима обтекания трубки, который характеризуется изменением числа Рейнольдса потока. В диапазоне чисел Re от 104 до 2-105 наблюдается устойчивый режим обтекания трубок, поэтому и данные работ отдельных авторов
по нестационарным аэрогидродинамическим силам получаются более надежными и имеют меньший разброс, чем при других значениях чисел Re.
Значительно менее исследованная область — возбуждение колебаний трубок двухфазными теплоносителями. Большинство энергетических теплообменных аппаратов работает в условиях конденсации движущегося пара. Аэрогидродинамические процессы, происходящие в теплообменниках с двухфазными теплоносителями, требуют своего изучения.
Имеется ряд работ, посвященных вибрации трубок в двухфазных (водовоздушных) потоках. При этом обычно отмечается значительное отличие характера колебаний трубок в двухфазном потоке по отношению к колебаниям трубок в однофазном потоке. Это объясняется структурой потока и возможностью образования газовых пробок. Амплитуды колебаний трубок в двухфазных потоках могут быть на 1...2 порядка выше, чем в однофазных. Основным механизмом возбуждения вибрации в двухфазных потоках считается турбулентный бафтинг.
Для экспериментального исследования вибрации трубок в конденсаторе была изготовлена полномасштабная модель, создающая рабочие условия конденсатора, которые характеризуются низким давлением потока пара, имеющего высокую скорость и конденсирующегося на трубках. Было отмечено появление аэрогидроупругой неустойчивости. Чрезвычайно малое количество информации о колебаниях трубок в потоках пара показывает актуальность и необходимость исследования физических процессов, вызывающих вибрации трубок в таких теплообменниках.
1.11. Контрольные вопросы
1. Что такое теплообменный аппарат? Дайте определение.
v 2. Что такое первичный и вторичный теплоносители?
О
3. Чем отличается аппарат контактного типа от поверхностного аппарата?______________________________________________
v 4. Что представляет собой принципиальная тепловая схема турбоустановки?______________________________________________
5. По какому принципу аппараты делятся на основные и вспомогательные?_____________________________________________
6. Что такое жизненный цикл теплообменного аппарата?
। ____________________________________________________________________
v 7. Каковы основные схемы взаимного движения теплоносителей в аппарате? ______________________________________________
*/ 8. Назовите основные элементы конструкции теплообменного аппарата?___________________________________________________
9. Что такое эквивалентный диаметр?
V 10. Как определяется эквивалентный диаметр межтрубного пространства аппарата?_________________________________________
11.	Чем ограничивается скорость течения теплоносителей в аппарате?
12.	Дайте определение коэффициентов теплоотдачи и теплопередачи.____________________________________________________
13.	Чему равна температура насыщения пара с давлением 0,05МПа? _________________ v 14. Что является целью поверочного расчета теплообменного аппарата?	_______________________________
15.	Что такое коэффициент запаса прочности?
16.	Каков механизм переноса теплоты при теплообмене между однофазными теплоносителями?
v 17. Как влияет скорость пара на эффективность теплообмена при конденсации в пучке трубок?_____________________
ч< 18. С какой целью применяются различные методы интенсификации теплообмена?______________________________
19. Что такое искусственная шероховатость?
v 20. Почему необходимо удаление растворенных в паре и питательной воде неконденсирующихся газов?
21.	Каковы основные виды коррозии трубных систем теплообменных аппаратов?______________________________
22.	Чем опасны резонансные колебания трубных систем?
23.	Каковы условия вибрационной надежности конструкции теплообменного аппарата?_________________________
ГЛ! 2
КОНДЕНСАЦИОННЫЕ УСТАНОВКИ
ПАРОВЫХ ТУРБИН
2.1. Общие сведения
2.1.1.Назначение и состав конденсационной установки.
Схемы включения
Одним из основных способов достижения высокого термического КПД паротурбинной установки является понижение параметров пара за турбиной. С понижением давления и температуры отработавшего в турбине пара уменьшается количество теплоты, передаваемой холодному источнику, что, как известно из термодинамики, при неизменных параметрах свежего пара повышает мощность турбины (за счет увеличения теплоперепада на нее) и экономичность цикла в целом. Иллюстрацией этому служит рис. 2.1, где на T-S-диаграмме изображены два идеальных тепловых цикла Ренкина, отличающиеся между собой только конечным давлением пара. Площадь фигуры abcdea (полезная работа цикла), относящейся к циклу с меньшим давлением отработавшего в турбине пара, больше площади фигуры aibcdeiai на площадь заштрихованной фигуры aaieiea.
Рис. 2.1. Сопоставление идеальных тепловых циклов ПТУ с разными конечными давлениями пара на T-S-диаграмме
2,1, Общие сведения
В табл. 2.1 в качестве примера представлены данные по изменению мощности турбин и экономичности ПТУ при изменении давления пара за турбиной и неизменных параметрах свежего пара. Как показывают эти данные, при изменении давления за турбиной на 1 кПа экономичность паротурбинных установок ТЭС изменяется примерно на 1 %, а для АЭС это изменение достигает 1,5...2,0 %. Большее изменение в экономичности паротурбинных установок АЭС определяется тем, что для турбин с малым тепло перепадом, в частности для турбин насыщенного пара, относительное изменение перепада оказывается большим.
Марка турбины	Номинальная мощность турбины, МВт	Изменение мощности турбины, МВт	Изменение экономичности ПТУ, %
К-50-90 ЛМЗ	50	0,45	0,90
К-100-90ЛМЗ	100	0,90	0,90
Т-110/120-130 ТМЗ	120*	1,25	0,73*
К-200-13 ОЛМЗ	200	1,90	0,95
Т-250-300-240 ТМЗ	300*	1,83	0,70*
К-3 00-240-Л М3	300	2,76	0,92
K-300-240-XT3	300	3,34	1,П
К-500-240-ХТЗ	500	3,88	0,78
К-750-65/3000 ХТЗ	750	8,91	1,19
К-800-240 ЛМЗ	800	4,94	0,62
К-500-65/3000 ХТЗ	500	8,00	1,60
К-220-44 ХТЗ	220	4,06	1,85
К-1000-60/1500-1 ХТЗ			
(3 ЦНД)	1000	12,75	1,28
* На конденсационном режиме работы.			
Табл. 2.1 Изменение мощности турбин
и экономичности ПТУ при изменении
давления отработавшего пара на
±1 кПа
Понижение параметров пара за турбиной обычно осуществляется до давления, ниже барометрического, для чего необходимо обеспечить конденсацию отработавшего в турбине пара. Этой цели и служит конденсационная установка, которая, кроме вышеуказанного назначения, обеспечивает также получение чистого конденсата для питания парового котла (парогенератора), замыкая цикл. Принципиальная схема конденсационной установки приведена на рис. 1.2.

Пар, отработавший в турбине, направляется в конденсатор, представляющий собой, как правило, горизонтальный кожухотрубный теплообменный аппарат, в котором происходит конденсация. Процесс конденсации совершается за счет отвода от пара теплоты конденсации при постоянном давлении. Для отвода теплоты, выделяющейся при конденсации пара (теплоты фазового перехода), через трубки конденсатора, образующие поверхность охлаждения, циркуляционным насосом непрерывно прокачивается охлаждающая среда. В зависимости от вида охлаждающей среды конденсаторы подразделяются на водяные (охлаждающая среда — вода) и воздушные (охлаждающая среда — воздух). Воздушные конденсаторы по ряду причин пока не получили широкого распространения, перспективные разработки в этой области будут описаны далее. Абсолютное большинство современных ПТУ имеют водяные конденсаторы, для охлаждения которых используются как естественные, так и специально созданные источники воды.
Конденсат, образовавшийся в результате конденсации пара, стекает в конденсатосборник, откуда откачивается конденсатным насосом и подается в систему регенерации.
Поступающий в конденсатор из турбины пар всегда содержит воздух, который попадает в турбину через концевые уплотнения ЦНД, неплотности фланцевых соединений различных элементов ПТУ, где давление меньше барометрического, и т. д. Часть воздуха попадает в конденсатор через неплотности соединения выходного патрубка турбины и переходного патрубка конденсатора. В конденсаторах паровых турбин одноконтурных АЭС содержание неконденсирующихся газов возрастает за счет продуктов радиолиза. Если воздух и другие неконденсирующиеся газы не удалять непрерывно из объема конденсатора, то разрежение в нем создать не удастся. Отсос паровоздушной смеси из парового пространства конденсатора осуществляется воздушным насосом (эжектором), который выбрасывает эту смесь, как правило, в окружающую среду.
Необходимо иметь в виду, что конденсаторы современных паровых турбин выполняют кроме вышеописанных и некоторые другие функции. Например, при пусках или резких изменениях нагрузки, когда паровой котел (парогенератор) производит большее количество пара, чем требуется турбине, или когда параметры пара не соответствуют необходимым, пар, вырабатываемый паровым котлом (парогенератором), через РОУ (редукционно-охладительную установку) направляют прямо в конденсатор, чтобы не допустить потери рабочего тела. Для приема этого пара конденсатор оборудуется специальным пускосбросным устройством.
Кроме того, в конденсаторе обычно предусмотрены патрубки для приема конденсата из коллекторов дренажей паропроводов, уплотнений, некоторых подогревателей и добавки химически очищенной воды для восполнения потерь конденсата в цикле.
Известно, что при пуске турбоустановки как сама турбина, так и объем конденсатора заполнены воздухом. Для ускорения пуска иногда используется специальный пусковой воздушный насос (эжектор), который, как правило, имеет большую произ водител ьность.
Формально к схеме конденсационной установки иногда относится и так называемый хозяйственный эжектор, который обеспечивает удаление воздуха из водяных камер при пуске конденсатора в работу.
Все основные элементы конденсационной установки паровой турбины, кроме воздушных насосов (эжекторов), обычно размещаются в помещении между нулевой отметкой и отметкой машинного зала станции. Это помещение называется конденсационным. Исключение составляют турбины ХТЗ с боковыми конденсаторами. Воздушные насосы, как правило, размещаются на отметке турбины, вблизи нее.
В паротурбинных установках почти исключительное распространение получили поверхностные конденсаторы подвального типа. Конструктивная схема такого конденсатора приведена на рис. 2.2.
Рис. 2.2. Схема поверхностного конденсатора.
1 — корпус, 2 — трубные доски, 3 — трубки, 4 — передняя водяная камера, 5 — задняя (поворотная) водяная камера, б — перегородка водяной камеры, 7 — патрубок подвода циркуляционной воды, 8— патрубок выхода циркуляционной воды, 9— переходный патрубок (горловина) конденсатора, 10— патрубки отсоса паровоздушный смеси, 11 — паровые щиты, 12 — воздухоохладитель, 13, 14 — первый и второй потоки воды соответственно, 75 — конденсатосборник, 16 — промежуточные перегородки, 17— окна в промежуточных перегородках, 18 — сбросное устройство для пара, 19 — трубы выхода пара из камер отбора ЦНД, А — вход пара в конденсатор, Б— отсос паровоздушной смеси, В — отвод конденсата, Г— вход охлаждающей воды, Д— выход охлаждающей воды, Е — сброс пара из котла (парогенератора), Ж— выход пара из отборов ЦНД
К корпусу конденсатора 1 присоединены (чаще всего с помощью сварки, иногда с помощью фланцевого соединения) основные трубные доски 2, в отверстиях которых закреплены трубки 3, образующие охлаждаемую поверхность теплообмена конденсатора. К внешним поверхностям трубных досок крепятся передняя
4 и задняя 5 (поворотная) водяные камеры. Передняя водяная камера с помощью перегородки б разделена на два отсека для организации тока воды через конденсатор в два хода. Под ходом в данном случае понимается течение воды без изменения направления движения. В общем случае выбор числа ходов (и соответствующего количества перегородок в водяных камерах) конденсатора определяется оптимальными значениями скоростей воды, гидродинамическим сопротивлением аппарата, компоновкой турбоустановки в целом и рядом других факторов.
Охлаждающая вода через патрубок 7 поступает в нижний отсек, проходит по трубкам нижней половины конденсатора, поворачивается на 180° в камере 5, проходит по трубкам верхней половины конденсатора и из верхнего отсека (верхней его части) передней водяной камеры 4 через патрубок 8 удаляется из конденсатора. По такой схеме (двухходовой) выполнено большинство конденсаторов современных паровых турбин. Имеются, однако, и конденсаторы с большим и меньшим числом ходов. Например, конденсаторы турбин К-800-240 и К-1200-240 ЛМЗ выполнены одноходовыми.
Паровое пространство конденсатора, в котором размещены охлаждаемые циркуляционной водой трубки, с помощью переходного патрубка (горловины конденсатора) 9 соединяется (обычно с помощью сварки) с выходным патрубком турбины.
Пар, поступающий в конденсатор из турбины через переходный патрубок 9, конденсируясь на охлаждаемых циркуляционной водой трубках 3, движется в направлении патрубка отсоса паровоздушной смеси 10. При этом в приведенной на рис. 2.2 компоновке трубного пучка пар движется преимущественно сверху вниз (часть пара из развитого центрального прохода входит в трубный пучок в радиальном, от центра к периферии, направлении), обходя в нижней части пучка паровые щиты 11, условно выделяющие часть трубного пучка 12, называемую воздухоохладителем.
Для обеспечения более полной конденсации пара в объеме конденсатора и уменьшения количества пара, отсасываемого воздушным насосом через патрубки 10, необходимо, чтобы первый ход циркуляционной воды был организован в части трубного пучка, включающего в себя зону воздухоохладителя. В данном случае (см. рис. 2.2) вода подается в водяную камеру снизу.
Для удобства эксплуатации турбины и конденсатора (чистка трубок, их осмотр, замена или заглушка) современные конденсаторы паровых турбин обычно выполняются двухпоточными. Для этого циркуляционная (охлаждающая) вода подается в конденсатор двумя параллельными потоками.
На рис. 2.2 трубные пучки 13 и 14 этих двух независимых потоков воды симметрично расположены относительно вертикальной осевой линии конденсатора (разрез А—А). Каждый из потоков выполнен двухходовым.
Пар, сконденсировавшийся на поверхности трубок, стекает в нижнюю часть конденсатора, откуда собирается в конденсатосборник 15. Из конденсатосборника конденсат откачивается конденсатными насосами.
В паровом пространстве конденсатора для обеспечения вибронадежности его трубной системы, а также для ужесточения корпуса аппарата устанавливаются промежуточные перегородки 16, количество и система расстановки которых оп
ределяются по специальной методике. Для выравнивания полей скоростей и давления пара по всему объему конденсатора в промежуточных перегородках выполняются окна 17.
В переходном патрубке конденсатора обычно устанавливаются выводные трубы пара 19 из камер отборов ЦНД на регенеративные подогреватели низкого давления, а также сбросное устройство для пара 18, поступающего из парового котла (парогенератора) через РОУ и БРОУ.
В ряде конденсаторов сбросные устройства иногда устанавливаются непосредственно в трубных пучках, но это затрудняет выполнение наиболее рациональной компоновки трубного пучка конденсатора, так как дополнительные потоки пара и воды вызывают аэродинамические и температурные перекосы в пучке и, следовательно, ухудшают эффективность его работы [24]. Такое конструктивное решение может также оказать отрицательное влияние на долговечность работы трубного пучка из-за больших скоростей сбрасываемых потоков пара, его высокой температуры и большой влажности. Эти потоки способствуют эрозионному износу трубок, появлению опасных автоколебаний трубок и их разгерметизации в узле вальцовочного соединения в трубных досках из-за больших термических напряжений.
Схемы включения конденсаторов паровых турбин должны обеспечить высокую эффективность работы всей паротурбинной установки, минимальный расход электроэнергии на прокачку охлаждающей воды, а также рациональную компоновку оборудования и циркуляционных водоводов в машинном зале электростанции.
Паровые турбины большой мощности имеют большое число выхлопных патрубков (до восьми), которые направляют пар в конденсаторы.
В современных конструктивных решениях можно выделить два основных варианта включения конденсаторов по пару: связки «выхлопной патрубок — корпус конденсатора» и «несколько выхлопных патрубков на один корпус конденсатора».
В отечественной практике наиболее часто реализуется вариант одно- и двухкорпусного выполнения конденсаторов с параллельными потоками в них пара.
По расположению конденсаторов относительно турбины все известные схемы могут быть классифицированы по двум основным признакам — местоположению конденсатора относительно турбины и расположению оси трубного пучка конденсатора относительно продольной оси турбоагрегата.
По первому признаку различают три типа конденсаторов:
•	подвальный (конденсатор расположен под турбиной, обычно в пределах фундамента агрегата);
•	боковой (корпус конденсатора расположен сбоку от турбины за пределами ее фундамента);
•	интегральный (трубный пучок компонуется во внешнем корпусе ЦНД или в его части).
По второму признаку различают два варианта: конденсаторы с поперечным и аксиальным (параллельно или вдоль оси турбины) расположением.
Наиболее часто применяется подвальное поперечное расположение конденсатора (рис. 2.3). В большинстве случаев для мощных турбин один корпус конденсатора объединяется в блок с одним ЦНД. Такая схема позволяет на базе отработанного блока «ЦНД - конденсатор» с наименьшими затратами наращивать единичные мощности турбин за счет унифицированных блоков.
Рис 2.3. Схема подвального поперечного расположения конденсатора
По условиям компоновки турбоагрегата ширина подвального поперечного конденсатора ограничена осевой длиной ЦНД. Данная схема не накладывает ограничений на длину конденсатора, которая обычно ограничена сортаментом (длиной) применяемых в конденсаторе трубок. В этих условиях увеличение габаритов аппарата может осуществляться только за счет высоты, что вызовет существенный рост парового сопротивления конденсатора и потребует увеличения напора циркуляционного насоса.
Для подачи пара из выхода ЦНД корпус конденсатора с помощью сварки соединен с нижней частью цилиндра переходным патрубком, который имеет форму усеченной пирамиды. Минимально возможная высота переходного патрубка обычно определяется по условиям компоновки трубопроводов регенеративных отборов турбины, которые выводятся из ЦНД. При этом необходимо учитывать, что с увеличением угла раскрытия патрубка потери давления и неравномерность потока по входному сечению корпуса конденсатора возрастают.
Подвальный продольный конденсатор отличается от поперечного тем, что обычно один корпус конденсатора принимает пар из нескольких выхлопов, в том числе и от нескольких ЦНД. Габариты подвального продольного конденсатора по ширине ограничены шириной фундамента, а по длине — длиной ЦНД (рис. 2.4). Так как протяженность ЦНД часто больше длины охлаждающих трубок, то корпус конденсатора изготовляют из двух—трех частей, которые соединяют по воде промежуточными водяными камерами. Для наборки трубок в такой конденсатор (при его монтаже) используют пространство под ЦВД и генератором.
Рис. 2.4. Схема подвального продольного расположения конденсатора
Общей характерной особенностью подвальных компоновок конденсаторов является то, что поток пара за последней ступенью турбины для того, чтобы попасть в конденсатор, должен развернуться на угол до 90 °, а это приводит к потерям давления в выхлопном патрубке.
Боковая продольная компоновка конденсатора (рис. 2.5) дает возможность свободного размещения поверхности охлаждения при обеспечении необходимого уровня скоростей пара в трубном пучке, гарантирующего удовлетворительные тепловые характеристики конденсатора.
Рис. 2.5. Схема бокового продольного расположения конденсатора
Другим преимуществом боковой компоновки являются низкие потери в выхлопном патрубке турбины за счет меньшего угла поворота потока. Кроме того, боковая компоновка позволяет снизить общую высоту турбоагрегата. Длина бокового продольного конденсатора ограничена, ширина явных ограничений не имеет, а высоту обычно выбирают в соответствии с вертикальным размером ЦНД. Для уменьшения затрат на прокачку охлаждающей воды деление конденсатора на потоки по воде обычно осуществляют по высоте, что позволяет иметь у насоса нижнего потока меньший напор.
Боковая продольная компоновка предусматривает, как правило, применение для одного ЦНД двух конденсаторных корпусов, расположенных по обе стороны от турбины. Каждый из корпусов соединен с выхлопами ЦНД не менее чем двумя переходными патрубками, конфигурация и размеры которых должны обеспечивать равномерный подвод пара к трубным пучкам и низкие потери давления.
Для размещения бокового конденсатора в машинном зале необходимо резервировать дополнительную площадь (в соответствии с его габаритами).
К числу недостатков данной компоновки следует отнести также и то, что размещение конденсатора вдоль турбины затрудняет доступ к ЦНД для обслуживания и ремонта, а боковой подвод пара усложняет процесс проверки гидравлической плотности парового пространства конденсатора при монтаже и ремонтах. Боковая поперечная компоновка конденсаторов в настоящее время не применяется.
Основное отличие интегральной продольной компоновки конденсатора (рис. 2.6) заключается в том, что поверхность охлаждения компонуется непосредственно во внешнем корпусе ЦНД. При таком решении отпадает необходимость в переходных патрубках, а это обеспечивает минимальные металлоемкость и габариты всего блока «ЦНД — конденсатор». В остальном интегральная продольная компоновка имеет те же особенности, что и схема с боковыми продольными конденсаторами.
Рис.2.6. Схема интегрального продольного расположения конденсатора
Интегральная поперечная компоновка конденсаторов в настоящее время не применяется.
Выбор варианта компоновки блока «ЦНД — конденсатор» обычно осуществляется на основе технико-экономического анализа низкопотенциального комплекса конкретной электростанции. В качестве функции цели в этом случае рассматривается сумма расчетных приведенных затрат на систему «турбина - конденсатор -водоохладитель». Существенное значение при этом имеют схемы включения конденсаторов по охлаждающей воде (см. разд. 2.1.4).
2.1.2.	Влияние давления в конденсаторе на экономичность работы паровой турбины
Основным показателем эффективности работы конденсатора является давление пара рк в его переходном (входном) патрубке (горловине) или производные этого параметра — разрежение или вакуум V, т. е. разность между барометрическим давлением В и давлением пара в конденсаторе, а также вакуум, выраженный в процентах барометрического давления и вычисляемый по формуле (1.28).
Исследования ВТИ показали, что эффективность работы конденсационной установки практически не зависит от барометрического давления и поэтому значение давления пара рк характеризует эффективность работы конденсатора (конденсационной установки в целом) и условия работы паровой турбины в части ее противодавления.
Давление в конденсаторе рк однозначно определяется температурой насыщения соответствующей этому давлению. Рассмотрим от каких параметров зависит эта температура.
В конденсаторе, имеющем площадь поверхности теплообмена (охлаждения) F, при расходе через него охлаждающей воды G„ вода нагревается на
^e=he~he	(2.1)
и недогревается до температуры насыщения на
8Z =/и — Z2e 	(2-2)
Таким образом, температура насыщения определяется выражением
= he +	+ •	^-3)
Данная зависимость является основополагающей для анализа эффективности работы конденсатора и всей конденсационной установки в целом, как на номинальном, так и переменном режимах работы турбины (турбоустановки).
Температура охлаждающей воды на входе в конденсатор ti„ зависит от географического месторасположения электростанции, времени года и системы водоснабжения. Сводные данные по среднегодовым температурам воды в различных географических районах приведены в табл. 2.2. При проектировании турбин с учетом того,
что они могут устанавливаться в самых различных районах страны, среднегодовую расчетную температуру охлаждающей воды обычно принимают из следующего ряда: для ТЭС и АЭС—10,12,15 или 20 °C, а для ТЭЦ и АТЭЦ—20 или 27 °C. При этом необходимо иметь в виду, что при рассмотрении переменного режима работы турбины выполняются расчеты и на более широкий диапазон температур — 2...30 °C. В отдельных случаях, например, при последовательном соединении конденсаторов по охлаждающей воде или при оборотной системе водоснабжения с градирнями, температура воды на входе в конденсатор может достигать 40 °C.
Географический район	Прямоточная система водоснабжения		Оборотная система водоснабжения		
			с прудами-охладителями	с градирнями или брызгальными бассейнами	
Средняя полоса европейской части России	10.	. 12	15 ...20	18...	22
Юг европейской части России	10.	. 12	15 ...20	20 ...	24
Урал и Сибирь	6..	. 10	12... 15	18 ...	22
Средняя Азия	8..	. 15	13 ... 18	20 ...	26
Табл. 2.2. Среднегодовые температуры охлаждающей воды в зависимости от системы технического водоснабжения и географического расположения электростанции, °C
Нагрев охлаждающей воды в конденсаторе Д/ можно определить из уравнения теплового баланса для аппарата:
^2в	^1в
GgCpg	mCpt
(2.4)
где DK — расход пара в конденсатор, т/ч;
h„, hK — теплосодержание пара и конденсата соответственно, кДж/кг;
Ga — расход охлаждающей воды через конденсатор, т/ч;
сре — теплоемкость воды при постоянном давлении, кДж/(кг-К).
Отношение расхода охлаждающей воды к расходу поступающего в конденсатор пара называется кратностью охлаждения:
G, т - ~~
DK
(2.5)
Это соотношение показывает, какое количество воды необходимо для конденсации 1 кг пара. Кратность охлаждения выбирается на основе технико-экономического анализа для ПТУ в целом. При этом учитывается, что увеличение т, с одной стороны, означает углубление вакуума в конденсаторе, а с другой — требует больших капитальных вложений в систему водоснабжения электростанции (больше расход охлаждающей воды, больше мощность циркуляционных насосов и др.). Выбор кратности охлаждения взаимосвязан и с конструкцией конденсатора, в частности с числом ходов воды в аппарате, а также со схемой включения конденсатора по воде (табл. 2.3).
Число ходов охлаждающей воды в конденсаторе	Кратность охлаждения, кг/кг	Нагрев охлаждающей воды в конденсаторе, °C
Один	80... 120	5... 7
Два	50 ... 70	7 ... 10
Три и четыре	40... 50	10 ... 13
Табл. 2.3. Значения кратности охлаждения и нагрева охлаждающей воды в конденсаторах современных паровых турбин
Величина (й„ - hK) в выражении (2.4), представляющая собой в основном теплоту фазового перехода, для конденсаторов современных паровых турбин, работающих с рк = 3...6 кПа, изменяется незначительно и в первом приближении для указанного диапазона давлений может быть принята 2 430 кДж/кг. С учетом того, что при реальных уровнях средней температуры воды в конденсаторе ее теплоемкость при постоянном давлении = 4,19 кДж/(кг-К), зависимость (2.4) для предварительных и оценочных расчетов может быть представлена в следующем виде:
л/ ~580
Att «-----
tn
(2.6)
Недогрев охлаждающей воды в конденсаторе 5/ до температуры насыщения с физической точки зрения определяется наличием термического сопротивления между конденсирующимся паром и охлаждающей водой. Недогрев определяется из совместного рассмотрения уравнений теплового баланса и теплопередачи:
(2.7)
где К — коэффициент теплопередачи в конденсаторе, Вт/(м2-К);
F — площадь поверхности теплообмена (охлаждения) конденсатора, м2;
J DK
ак  ----— удельная паровая нагрузка конденсатора (количество пара, сконден-
F
сировавшегося на единице поверхности теплообмена в единицу времени), кг/(м2-ч).
Недогрев охлаждающей воды в конденсаторе 5/ до температуры насыщения зависит от удельной паровой нагрузки конденсатора, чистоты его поверхности теплообмена, воздушной плотности, температуры и скорости охлаждающей воды, материала трубок и ряда других факторов. Недогрев характеризует эффективность работы конденсатора, а также оптимальность подбора оборудования и его взаимодействия в схеме конденсационной установки в целом. Любые мероприятия, приводящие к увеличению коэффициента теплопередачи, к интенсификации теплообмена в конденсаторе, однозначно приводят к снижению недогрева.
В конденсаторах современных паровых турбин недогрев охлаждающей воды до температуры насыщения обычно составляет 8/ = 3... 10 °C. Большие значения недогрева, как правило, относятся к одноходовым конденсаторам.
Необходимо иметь в виду, что в некоторой технической литературе, а также в условиях эксплуатации недогрев иногда называют температурным напором.
Рассматривая совместно зависимости (2.3) — (2.7), можно записать общую функциональную зависимость давления в конденсаторе (температуры насыщения) от основных параметров, определяющих эффективность работы конденсатора:
РЛ)
(2.8)
Эта зависимость называется характеристикой конденсатора. Таким образом, давление в конденсаторе зависит от следующих основных параметров: температуры охлаждающей воды на входе, кратности охлаждения, коэффициента теплопередачи и удельной паровой нагрузки. Существенное влияние на эффективность работы конденсатора оказывают присосы воздуха, а также эффективность работы воздушных насосов. Необходимо также иметь в виду, что в общем случае на эффективность работы оказывают влияние паровое сопротивление конденсатора и переохлаждение конденсата.
Расчетные данные по каждому конденсатору в соответствии с зависимостью (2.8) на номинальном и переменном режимах работы ПТУ обычно являются составной частью технической документации турбины, поставляемой заводом-изготовителем, и используются станционным персоналом при оценке эффективности работы оборудования.
Давление пара за последней ступенью турбины р2 не равно давлению на входе в конденсатор. В выхлопном патрубке турбины возможно как понижение давления, так и его повышение. Обычно это учитывается коэффициентом полных потерь патрубка ф„ятр по формуле
Рг =Рк 1-0>038-(<р„ат/,
(2.9)
Значение этого коэффициента зависит от формы и размеров патрубка и последней ступени турбины, а также от режима течения пара в патрубке (его осреднен-ной осевой скорости С2Л). Значения приводимых коэффициентов полных потерь патрубков <pnemp = 0,7... 1,8 нуждаются в уточнении. Поэтому при выборе оптимального значения давления в конденсаторе и при рассмотрении его влияния на экономичность работы паровой турбины в первом приближении обычно принимают р2а Рк,что соответствует <р„атол = 1.
При изменении давления пара за турбиной (в конденсаторе) изменяются располагаемый на турбину теплоперепад, внутренние относительные КПД последних ступеней, потери с выходной скоростью, расход пара в конденсатор (при неизменном расходе свежего пара на турбину) и конечная влажность пара. При этом следует различать два принципиально разных режима работы последней ступени — режим с докритическими скоростями истечения пара из рабочих лопаток и режим при сверхкритических скоростях истечения с дополнительным ускорением потока пара в косом срезе рабочих лопаток.
Критическое давление пара, соответствующее границе между этими режимами, определяется выражением	*
рк ~ 0,328 • 10-3,	(2.10)
*2
где DK — расход пара в конденсатор, кг/с;
Fi — площадь горловых сечений на выходе из рабочих лопаток последней ступени, м2.
Как показано в [5], для любой паровой турбины при постоянном расходе пара в конденсатор DK и неизменных параметрах свежего пара р0, to можно построить зависимость изменения мощности турбины от давления пара в конденсаторе рк:
&N = f(pK), DK = const, po = const, t0= const	(2-H)
где DK — расход пара в конденсатор, кг/с.
Такие зависимости, полученные на основе расчетных данных, включаются в типовые энергетические характеристики по результатам испытаний и обобщению опыта эксплуатации больших групп однотипных турбин.
На рис. 2.7, по данным [25], в качестве примера представлены графики этих зависимостей для ряда паровых турбин.
Для режимов с докритической скоростью истечения пара из рабочей решетки последней ступени существует пропорциональная зависимость между приращениями теплоперепада и мощности (область, ограниченная линиями I—I и II—II).
При сверхкритических скоростях истечения пара из рабочей решетки последней ступени изменение давления в конденсаторе на параметрах пара перед ступенью не сказывается. Поэтому мощность всех ступеней турбины, кроме последней, останется постоянной, а мощность турбины будет изменяться только за счет изменения окружной составляющей скорости выхода пара из рабочей решетки последней ступени.
Рис. 2.7. Поправки к мощности турбин на отклонение давления пара в конденсаторе.
— зона примерно линейной зависимости; а—турбина К-300-240 ХТЗ, б— К-500-240 ХТЗ
В условиях сверхкритического режима истечения пара из рабочей решетки последней ступени прямая зависимость между приращением теплоперепада и мощности нарушается. Понижение давления за ступенью в этом случае сопровождается отклонением потока пара в косом срезе сопл и лопаток. До тех пор пока не будет достигнуто предельное расширение в косом срезе сопл и лопаток, по мере снижения давления отработавшего пара мощность турбины будет увеличиваться [3-5].
Можно выделить основные факторы, определяющие оптимальное давление в конденсаторах конкретной турбины: конструкцию турбины (особенно ее последней ступени) и технико-экономические показатели конденсационной установки в целом.
Величина предельного давления обусловлена конструкцией турбины — возможностью обеспечить расширение определенного расхода пара в последней ступени лишь до ограниченного противодавления. Для конденсационной турбины давление отработавшего пара, соответствующее режиму, при котором исчерпывается расширительная способность косого среза сопл и лопаток и прекращается прирост мощности, называется предельным вакуумом.
Ограничивающее снижение давления в конденсаторе определяется необходимостью больших размеров конденсаторов (больших поверхностей теплообмена), больших расходов охлаждающей воды и большой мощности циркуляционных насосов на ее прокачку через конденсатор (расход электроэнергии на собственные нужды).
Для экономичной работы турбоустановки необходимо, чтобы прирост мощности турбины при понижении давления пара в конденсаторе и неизменном расходе пара DK был больше увеличения расхода электроэнергии на насосы. Вакуум, соответствующий максимальной выработке полезной мощности турбоустановки при неизменном расходе пара в конденсатор, является наивыгоднейшим и называется экономическим вакуумом.
В реальных условиях эксплуатации турбин предельный вакуум, как правило, не достигается, так как быстрее устанавливается экономический вакуум, при котором полезная мощность турбоустановки (за вычетом затрат мощности на привод циркуляционных насосов) при данном расходе пара в конденсатор достигает максимального значения. В связи с этим величину экономического вакуума обычно считают оптимальным вакуумом конденсатора для данной паровой турбины.
Как показано в [3—5] и подтверждено результатами многочисленных натурных испытаний турбин, для каждой турбины может быть построена универсальная зависимость относительного прироста мощности от относительного изменения давления отработавшего пара:
ДУ
DK
(2-12)
Эта зависимость в отдельных случаях более удобна, так как заменяет сетку кривых при разных расходах пара в конденсатор (см. рис. 2.7).
На рис. 2.8 в качестве примера приведена универсальная зависимость для турбины К-300-240 ЛМЗ. Участок АВ кривой характеризует режим докритического истечения, где относительное изменение мощности линейно зависит от относительного противодавления. Участок кривой ВС соответствует сверхкритическому истечению в ступени с расширением пара в косом срезе сопл и лопаток, где эта зависимость становится нелинейной. На участке CD, где расширительная способность косого среза исчерпывается, мощность последней ступени с уменьшением противодавления не увеличивается, а мощность турбины в целом может даже уменьшаться (линия CD1) за счет увеличения отбора пара в первый по ходу воды подогреватель низкого давления. В табл. 2.4 в качестве примера представлены оптимальные расчетные значения давлений в конденсаторах ряда паровых турбин на номинальном режиме их работы. Для оценочных расчетов применительно к современным электростанциям можно принимать оптимальные значения давлений в конденсаторе в следующих диапазонах: ТЭС и АЭС — 3,5... 5,5 кПа; ТЭЦ и АТЭЦ — 6,0...9,0 кПа.
Рис. 2.8. Универсальная зависимость приращения мощности турбины К-300-240 ЛМЗ от давления пара в конденсаторе
Марка турбины	Марка конденсатора	Поверхность охлаждения одного корпуса, м2	Кол-во корпусов	Число ходов по воде	Температура воды на входе, "С	Давление, кПа
К-200-130 ЛМЗ	200-КЦС-2	4500	2	2	10	3,43
К-300-240 ЛМЗ	ЗОО-КЦС-З	15400	1	2	12	3,43
К-300-240 ХТЗ	К-15240	15240	1	2	12	3,43
К-500-240-2 ХТЗ	К-11520-2	11520	2	2	12	3,63
К-800-240-3 ЛМЗ	800-КЦС	20600	2	1	12	3,43*
К-1200-240 ЛМЗ	1200-КЦС	31300	2	1	12	3,58'
К-220-44 ХТЗ	К-12150	12150	2	2	22	5,10
К-500-60/1500 ХТЗ	К-22550	22550	2	2	22	5,88
К-500-65/3000 ХТЗ	К-10120	10120	4	2	12	3,92
К-750-65 ХТЗ	К-16160	16160	4	2	15	4,41
К-1000-60-1 ХТЗ	К-45600	45600"	6	1	15	3,92
К-1000-60 ЛМЗ	КЦ-1000	22000	4	2	20	5,09
' Среднее значение давления, так как конденсаторы секционированы. " С каждой стороны турбины (на три конденсатора); общая площадь поверхности всей конденсационной установки 91200 м2.						
Табл. 2.4. Расчетные значения давления в конденсаторах на номинальном режиме работы паровых турбин
Для большинства турбин средних параметров изменение давления в конденсаторе на ±1 кПа приводит к изменению мощности турбины примерно на 1 %. Для турбин с высокими параметрами пара и промежуточным перегревом изменение мощности при изменении конечного давления может составлять меньшую относительную величину (до 0,9 %), что определяется большим располагаемым теп-лоперепадом у этих турбин. В то же время у турбин АЭС изменение мощности турбины при изменении давления в конденсаторе на ±1 кПа приводит к гораздо большему изменению относительной мощности (до 2,0 %), что определяется малым располагаемым теплоперепадом, особенно у турбин насыщенного пара (такие данные по ряду турбин представлены в табл. 2.1).
В [10] выбор оптимального давления пара в конденсаторе предлагается осуществлять на основе оптимизации так называемого низкопотенциального комплекса турбоустановки. В наиболее общем случае в состав комплекса включаются часть низкого давления турбины, вся конденсационная установка и система технического водоснабжения. Основа разрабатываемой системы — математические модели, содержащие уравнения теплового и материального балансов, гидродинамики и энергии для комплекса в целом. Основным методическим положением, заложенным в модели комплекса, является условие равенства параметров и расхода теплоты на турбоустановку для всех сравниваемых вариантов. Этот методический прием позволяет исключить всю остальную часть электростанции и рассматривать только низкопотенциальный комплекс, что существенно упрощает задачу. Каж
дый элемент оборудования и сооружений низкопотенциального комплекса электростанции характеризуется значениями его конструктивно-компоновочных, расходных и термодинамических параметров, а комплекс в целом — составом и схемой соединения элементов оборудования и сооружений.
Рассматриваемые варианты низкопотенциального комплекса отличаются параметрами оборудования, а также составом и схемой соединения элементов. Как правило, оптимизируются число выхлопов ЦНД и их характеристики (например длина лопатки последней ступени), основные конструктивные характеристики конденсаторов (поверхность охлаждения, размеры трубок и др.), градирен (площадь орошения и количество), водохранилища-охладителя (площадь активной зоны), брызгального устройства (площадь орошения), насосных станций (тип и количество насосов, работающих параллельно), участков циркуляционного тракта (проходное сечение водоводов) и др.
Критерием выбора оптимальных вариантов низкопотенциального комплекса является минимум приведенных затрат:
п
3 = ^К‘ (£« + 1Д8(Х«) +	(2-13)
1=1
где 3 — приведенные затраты, руб/год;
£« — нормативный коэффициент эффективности капитальных вложений, 1/год;
Kt — капитальные вложения в /-элемент низкопотенциального комплекса, руб.;
а, — коэффициент амортизационных отчислений по элементу I, коэффициент 1,18 учитывает затраты на текущий ремонт;
п — число рассматриваемых элементов низкопотенциального комплекса с изменяющимися капитальными вложениями;
3Пр — затраты, связанные с обеспечением одинакового энергетического эффекта сравниваемых вариантов, руб/год.
Вариант выбора оптимального давления в конденсаторе на основе оптимизации низкопотенциального комплекса несомненно более представителен. Однако такая многоплановость постановки задачи, особенно в части формулировки различных математических моделей, делает ее очень трудоемкой. Кроме того, заводы-изготовители турбин не обладают полной информацией для решения такой задачи, поэтому оптимизацией низкопотенциального комплекса должны заниматься организации, проектирующие электростанцию в целом.
2.1.3.	Общие представления о процессах, происходящих в конденсаторе
Создание разрежения в конденсаторе обусловлено тем, что в объеме аппарата устанавливается некоторое равновесное давление между паром и конденсатом, определяемое температурой в этом объеме. Эта зависимость для насыщенного пара однозначна — каждой температуре конденсирующегося насыщенного пара соответствует определенное значение давления.
Температура пара в объеме конденсатора формируется рядом параметров, определяющих эффективность его работы: температурой циркуляционной воды на входе в аппарат, расходами циркуляционной воды и пара, количеством воздуха в
аппарате и др. Одним из основных параметров в этом ряду является температура воды на входе в конденсатор. Это определяется тем, что в некотором «идеальном» конденсаторе (Ge =	F=°o; Deo3d = 0) наиболее низкая температура пара в объе-
ме аппарата должна равняться температуре охлаждающей воды на входе в аппарат.
При применяемых в конденсационных установках температурах охлаждающей воды, а также расходах воды и пара равновесное давление в объеме конденсатора значительно ниже барометрического, т. е. в объеме конденсатора создается разрежение. Последнее определяется тем, что удельный объем насыщенного пара значительно больше удельного объема воды (конденсата): чем сильнее будет охлажден пар в объеме конденсатора (чем ниже его температура), тем больше образуется конденсата и тем ниже будет давление.
Например, при температуре насыщения t„ =32,90 °C удельный объем образующегося конденсата в 28,2 раз меньше, чем объем насыщенного пара; при этом в объеме конденсатора устанавливается равновесное давление рк =5 кПа. Большинство современных паровых турбин работает с давлением в конденсаторе 3.. .6 кПа.
Присутствие в паровом пространстве конденсатора воздуха существенно ухудшает условия теплообмена между конденсирующимся паром и охлаждающей водой, приводит к росту парового сопротивления конденсатора, снижению температуры пара в конденсаторе и, как следствие, к переохлаждению конденсата. Значительные присосы воздуха, кроме того, приводят к снижению деаэрирующей способности конденсатора и повышению насыщения конденсата кислородом. Повышение содержания кислорода в питательной воде, в свою очередь, увеличивает коррозию тракта от конденсатора до деаэратора.
Рассмотрим влияние присосов воздуха на распределение парциальных давлений в конденсаторе. Предположим, что в конденсатор при установившемся режиме поступают массовые расходы пара и воздуха, равные DK и D.oa соответственно при давлении в переходном патрубке конденсатора рк. Давление в конденсаторе рк, согласно закону Дальтона, равняется сумме парциальных давлений пара рн и воздуха р,^:
Рк=Рп+Рвозд-	<2-14)
Используя уравнение состояния для каждого компонента паровоздушной смеси pV = MRT (для водяного пара это не совсем точно, но погрешность незначительна) и принимая, что Тп = Tem/>, a = V„ = V, где V — удельный объем, получаем
Рвозд _ возд _ Reo3d	(2 15)
рп мп Rn
g
Отношение газовых постоянных: —— - ® 0,622; тогда, введя относительное Rn
возд . ^возд массовое содержание воздуха е =---~------, получим
Мч Dn
Рк
Рп 1 + 0,622-е'	(2.16)
Как следует из данной зависимости, с ростом содержания воздуха в паре парциальное давление пара уменьшается. Однако, даже при е = 0,01, что существенно ниже допустимых норм, разница в давлениях рк и р„ незначительна. Например, при рк - 4,0 кПа и е = 0,01 получаем (р* - р,) = 0,064 кПа.
Рис. 2.9 качественно иллюстрирует изменение параметров паровоздушной смеси в конденсаторе на пути его движения от входного патрубка (горловины) до патрубка отсоса смеси за воздухоохладителем. При входе в конденсатор относительное содержание воздуха мало (например, по данным ВТИ в конденсаторе турбины К-300-240 оно не превышает 0,3 кг/ч, что при номинальном расходе пара D„ = 560 т/ч соответствует значению е = 0,00005 %). В связи с этим парциальное давление пара ри, подсчитанное по (2.16), практически оказывается равным давлению рк (см. рис. 2.9, а).
Рис. 2.9. Изменение параметров паровоздушной смеси в объеме конденсатора.
а — изменение парциального давления пара рп и давления в конденсаторе рк, б — изменение температуры пара tH и относительного содержания воздуха е; 0 — вход в конденсатор, 1 — начало зоны воздухоохладителя, 2 — отсос паровоздушной смеси
По мере движения паровоздушной смеси от входного патрубка конденсатора к патрубку отсоса паровоздушной смеси пар конденсируется, а относительное содержание воздуха е растет и на входе в эжектор может достигать 60...70 %. Парциальное давление пара р„ в соответствии с (2.16) падает. Градиент давлений паровоздушной смеси между входом в конденсатор (горловина) и выходом из него (патрубок отсоса смеси) называется паровым сопротивлением конденсатора'. Лрп = Рк~ Рк-
На рис. 2.9, б представлена качественная зависимость изменения температуры пара tn и относительного содержания воздуха е в конденсаторе. По мере конденса
ции пара из паровоздушной смеси температура пара в конденсаторе уменьшается, так как снижается парциальное давление насыщенного пара. Это определяется наличием в паре воздуха и возрастанием его относительного содержания в паровоздушной смеси, а также наличием у трубного пучка конденсатора парового сопротивления и снижением общего давления паровоздушной смеси.
Весь объем конденсатора с точки зрения эффективности конденсации пара можно условно разбить на две зоны (см. рис. 2.9): зону массовой конденсации и зону охлаждения паровоздушной смеси.
Зона массовой конденсации (зона 0-1) характеризуется слабым влиянием содержания воздуха на температуру пара; в этой зоне конденсируется основная масса пришедшего в конденсатор пара при незначительном изменении температуры.
Зона охлаждения паровоздушной смеси (зона 1-2) отличается не только более резким понижением температуры паровоздушной смеси, но и характером процесса теплообмена от смеси к охлаждающей воде; эта зона служит для завершения процесса конденсации и называется иногда также зоной воздухоохладителя.
Следствием понижения парциального давления и температуры насыщенного пара из-за присосов воздуха и парового сопротивления конденсатора является переохлаждение конденсата, под которым понимают разность температуры насыщенного пара /я при давлении паровоздушной смеси рк на входе в конденсатор и температуры конденсата tK при выходе из конденсатора, как правило, на входе в конденсатосборник (рис. 2.9):
MK=tn-tK.	<2-17)
При конденсации пара из паровоздушной смеси температура образовавшегося конденсата определяется не давлением смеси, а парциальным давлением конденсирующегося пара. Чем выше содержание воздуха в паровоздушной смеси, тем меньше в соответствии с формулой (2.16) парциальное давление пара рн, а следовательно, и температура /* образующегося конденсата. В зоне массовой конденсации пара, где е мало, переохлаждение также незначительно, а в зоне охлаждения паровоздушной смеси может достигать 6...7 °C.
Переохлаждение конденсата зависит от конструкции конденсатора, его паровой нагрузки, температуры охлаждающей воды, воздушной плотности аппарата, а также эффективности работы эжектора. Переохлаждение конденсата без соответствующего снижения давления в горловине конденсатора означает уменьшение теплосодержания рабочего тела, поступающего в систему регенерации, а затем в паровой котел (парогенератор). Это приводит к дополнительным затратам топлива для получения необходимых параметров свежего пара.
Основное отрицательное последствие переохлаждения образовавшегося конденсата — его насыщение кислородом, который вызывает и активизирует коррозию тракта конденсата от конденсатора до деаэратора; продукты коррозии попадают также в паровой котел и в турбину, снижая их эффективность и надежность. Насыщение конденсата кислородом объясняется тем, что при охлаждении конденсата ниже температуры насыщения происходит интенсивное поглощение кислорода из парогазовой смеси. Процесс абсорбции кислорода в жидкую фазу начи
нается при конденсации пара на пленке конденсата, образующейся на охлаждаемых трубках.
Для сведения до минимума переохлаждения конденсата современные конденсаторы изготавливаются так называемого регенеративного типа — в них основной поток пара подогревает конденсат, сливающийся с поверхности теплообмена в конденсатосборник. Этой же цели служат различные конструктивные решения по компоновке трубных пучков конденсаторов (организация проходов пара в застойные зоны, установка различных направляющих щитов и устройств, разбрызгивающих конденсат при сливе его в конденсатосборник, и др.).
2.1.4.	Охлаждение конденсаторов и схемы их включения по охлаждающей воде
Как показано выше, для создания в конденсаторе разрежения через его трубную систему необходимо прокачивать охлаждающую воду.
Конденсаторы паровых турбин являются основными потребителями воды в системе технического водоснабжения тепловых и атомных электростанций. Доля воды, идущей на охлаждение конденсаторов, составляет 90...94 %. При этом необходимо иметь в виду, что для конденсаторов паровых турбин АЭС расход охлаждающей воды в 1,5... 1,7 раза выше, чем для ТЭС. Это в основном определяется применением на АЭС турбин насыщенного пара невысоких параметров, у которых в конденсаторы поступает существенно больше пара. В среднем для производства 1 кВт-ч электроэнергии требуется 130 кг воды для ТЭС и 200 кг для АЭС.
В табл. 2.5 в качестве примера приводятся данные по расходу охлаждающей воды на конденсационные установки ряда паровых турбин при номинальном режиме их работы и расчетных значениях температуры охлаждающей воды на входе в конденсатор.
Табл. 2.5. Расходы охлаждающей воды на конденсационные установки паровых турбин при расчетном значении температуры воды на входе
Марка турбины	Расход воды, м3/ч
К-50-90	8000
ПТ-60/75-130/13,Т-50/60-130	8000
К-100-90,Т-110/120-130	16000
ПТ-135/165-130/15	12500
К-200-130	25000
К-220-44	36000
Т-250/300-240	28000
К-300-240	36000
К-500-240	52000
К-500-166	55000
К-500-65/3000	83000
К-750-65-3000	120000
К-800-240	73000
К-1000-65/1500	170000
К-1200-240	108000
Расход воды на конденсатор (конденсационную установку) определяется из уравнения теплового баланса конденсатора и характеризуется кратностью охлаждения т — количеством воды, необходимым для конденсации 1 кг пара.
Капитальные затраты на систему технического водоснабжения достаточно велики и составляют до 10... 12 % от общей стоимости установленного 1 кВт мощности. В связи с этим система технического водоснабжения обычно выбирается на основе технико-экономического анализа при проектировании станций в целом.
Снабжение конденсаторов паровых турбин охлаждающей водой может производиться от различных источников. Рассмотрим общие положения по применяемым в настоящее время системам технического водоснабжения электростанций. Различают три основных типа системы водоснабжения: прямоточная, оборотная с водохранилищами-охладителями, оборотная с градирнями.
Наиболее эффективной и экономичной является система прямоточного водоснабжения. Источником воды при такой системе обычно служат река, море или озеро. Вода из водоема циркуляционным насосом прокачивается через конденсатор и сбрасывается обратно в водоем. Если в качестве водоема используется река, то сброс должен осуществляться ниже по течению реки. Если водоемом служит озеро, то места забора и сброса воды должны быть разнесены на расстояние, исключающее подмешивание нагретой воды к свежей охлаждающей. При использовании в качестве источника соленой морской воды необходимы специальные меры защиты оборудования от коррозии. В этом случае трубки конденсатора, его водяные камеры и трубные доски должны выполняться из коррозионно-стойких металлов. Необходимы также дополнительные мероприятия по обеспечению герметичности узла вальцовочного соединения трубок в трубных досках.
Использование прямоточной системы водоснабжения ограничено, что определяется двумя основными факторами:
•	для питания водой крупных современных электростанций требуются реки (водоемы) с большими расходами воды (дебит реки или водоема). Обычно считается, что надежность водоснабжения обеспечена, если дебит реки в 3.. .4 раза превышает расход воды, необходимый для электростанции, или необходимая площадь озера составляет 5...9 м2/кВт установленной на электростанции мощности;
•	в соответствии с современными экологическими требованиями допустимый подогрев воды в реке (водоеме) не должен превышать летом 3 °C, а зимой 5 °C. В противном случае уменьшается содержание в воде растворенного кислорода, усиливается развитие водной растительности, а в ряде случаев оказывается вредное воздействие на ценные виды холодолюбивых рыб.
В условиях роста мощностей электростанций и нехватки охлаждающей воды все большее распространение получают системы оборотного водоснабжения. В таких системах нагретая в конденсаторах вода после охлаждения в атмосферных условиях повторно направляется в конденсатор. Значительная часть вводимых в настоящее время в действие ТЭС и АЭС имеет оборотную систему водоснабжения.
В системе оборотного водоснабжения с водохранилищами-охладителями источником воды обычно является водохранилище, сооружаемое в долине неболь-
I
I
2.1.	Общие сведения ।  - - - .
шой реки или ее пойме и заполняемое в течение нескольких лет. Забор воды из водохранилища обычно производится вблизи плотины, а подогретую в конденсаторах воду сбрасывают на таком расстоянии, чтобы она успела охладиться на
= he ~ he  При вытянутой форме водохранилища это расстояние составляет до 12 км. При глубоком водохранилище (более 6 м) свежую воду забирают с большой глубины (из придонного слоя), а подогретую в конденсаторе сливают здесь же (в поверхностный слой).
В системе оборотного водоснабжения с градирнями (на электростанциях небольшой мощности — с брызгальными бассейнами) охлаждение нагретой в конденсаторах воды осуществляется в специальных охладителях — градирнях. Градирни используются тогда, когда нет возможности соорудить водохранилище-охладитель на месте строительства электростанции. Такое положение возникает обычно при строительстве крупных ТЭЦ в городах.
Необходимо иметь в виду, что на отдельных электростанциях встречается также прямоточно-оборотная система водоснабжения с использованием реки или водохранилища-охладителя, а также искусственного охладителя.
Принципиальные схемы включения конденсаторов по охлаждающей воде представлены на рис. 2.10. Варианты включения: at и а2 — с двухкорпусным конденсатором, поперечно расположенным относительно оси турбогенератора; at — с параллельным включением корпусов; а2 — с последовательным включением корпусов по воде. Эти варианты включения наиболее часто применяются в ПТУ мощностью до 300 МВт.

Рис. 2.10. Принципиальные схемы включения конденсаторов по охлаждающей воде (усл. обознач. см. текст)
В турбоустановках большей единичной мощности широкое распространение получили схемы с аксиальным расположением конденсаторов (параллельно или вдоль оси паровой турбины; варианты б, в). В этих схемах также возможно как параллельное (б>), так и последовательное (62, бз) включение корпусов с параллельным (61, бз, в?) или встречным (62, ei) движением охлаждающей воды. Встречное движение воды обеспечивает более равномерное распределение паровой нагрузки между корпусами конденсаторов.
Аксиальная компоновка имеет дополнительное преимущество в том, что позволяет разделить конденсатор на секции с различным давлением пара (секционированные конденсаторы).
Рис. 2.11 качественно иллюстрирует термодинамическое преимущество этого решения. Давление р1к в первой по ходу воды секции заметно ниже, чем в односекционном конденсаторе, а давление р* во второй секции лишь незначительно выше.
Рис. 2.11. Параметры воды и пара в не-секционированном (а) и секционированном (б) конденсаторах
В результате среднее значение давления пара Рк ниже, а термодинамическая эффективность цикла с секционированным конденсатором выше.
По данным [4], относительный прирост КПД паротурбинной установки К-1000-60/3000 при температуре воды на входе в конденсатор 15 °C при номинальных расходах воды и пара и разделении конденсатора на две секции составляет 0,25 %. С повышением температуры и уменьшением расхода охлаждающей воды прирост КПД этой ПТУ от секционирования конденсаторов увеличивается до 0,7 %. Однако увеличение числа секций более трех нецелесообразно, так как к дальнейшему повышению КПД цикла не приводит.
В настоящее время аксиальные компоновки конденсаторов с секционированием по пару реализованы, например, в турбинах К-800-240, К-1200-240 и К-1000-60/3000 ЛМЗ.
Выбор системы технического водоснабжения электростанции осуществляется на основе технико-экономического анализа для электростанции в целом (или низкопотенциального комплекса турбоустановки) при обязательном условии обеспечения расчетных значений давлений в конденсаторах.
2.2.	Конструктивное оформление конденсаторов
2.2.1.	Принципы проектирования
При проектировании конденсаторов паровых турбин конструктор стремится выполнить следующие основные требования, обеспечивающие, как правило, эффективность работы конденсационной установки в целом:
•	интенсивность процессов тепло- и массообмена в трубном пучке конденсатора;
•	уменьшение массогабаритных характеристик аппарата и трудоемкости его изготовления;
•	минимально возможные переохлаждение и кислородсодержание конденсата;
•	уменьшение парового сопротивления конденсатора;
•	технологичность изготовления, сборки, транспортировки и монтажа аппарата на электростанции;
•	обеспечение простоты и надежности эксплуатации всей конденсационной установки на различных режимах работы турбины.
Необходимо иметь в виду, что некоторые из этих требований противоречивы, например увеличение скорости пара, с одной стороны, интенсифицирует теплообмен при конденсации, а с другой — увеличивает паровое сопротивление трубного пучка аппарата; повышение надежности работы конденсаторов обеспечивается, как правило, за счет повышения трудоемкости их изготовления и др. Критерием оценки принимаемых конструктором решений для выполнения вышеуказанных требований обычно является опыт проектирования, испытаний и эксплуатации действующих конденсаторов паровых турбин.
Наиболее сложным вопросом, который приходится решать при проектировании конденсатора, является вопрос рационального проектирования и размещения поверхности охлаждения в корпусе конденсатора. С одной стороны, это определяется сложностью процессов, происходящих в развитых трубных пучках современных конденсаторов, а с другой — предопределяет массогабаритные характеристики аппарата, а также технологичность и трудоемкость его изготовления, сборки, транспортировки и монтажа на электростанции.
На основе обобщения длительного опыта проектирования и эксплуатации конденсаторов различных паровых турбин в [10,24,26] даны основные принципы и рекомендации по проектированию высокоэффективных конденсаторов, дополняющие и уточняющие ряд сформулированных выше требований.
1.	Желательно обеспечить равномерное распределение поступающего в конденсатор пара по его длине и открытой для доступа пара части периметра трубного пучка, что обеспечит лучшее использование поверхности охлаждения и уменьшит паровое сопротивление аппарата. Это может быть реализовано соответствующими размерами и формой выходного патрубка турбины, а также организацией проходов для пара в трубном пучке конденсатора. Направление этих проходов должно быть увязано с аэродинамикой парового потока, поступающего в трубный пучок из выхлопного патрубка турбины, а их размеры должны обеспечить умеренные скорости пара в проходах.
2.	При проектировании проходов для поступающего пара необходимо избегать того, чтобы наличие этих проходов и конструктивных разрывов между рядами трубок в пучке (например в местах расположения перегородок в водяных камерах) приводило к образованию островных пучков трубок, в которые по всему периметру может поступать снаружи пар, а внутри — образовываться застойные зоны. Для предотвращения этого рекомендуется установка в соответствующих местах заградительных перегородок (щитов).
3.	В живом сечении трубного пучка на входе в зону интенсивной конденсации пара и в пределах этой зоны во избежание значительного падения давления пара его скорость на расчетном режиме (номинальном режиме работы турбины) должна ограничиваться 60...70 м/с. По тем же соображениям число рядов трубок по пути движения парового потока от входа к выходу из этой зоны должно быть возможно меньшим. Уменьшение скорости пара на входе в трубный пучок может достигаться увеличением шага между трубками или увеличением протяженности доступного для поступающего пара периметра трубного пучка, а также организацией (направлением) движения потока пара по более короткому пути — устройством каналов для отвода пара (паровоздушной смеси) из зоны массовой конденсации в зону воздухоохладителя.
4.	Для более эффективного охлаждения отсасываемой из конденсатора паровоздушной смеси и уменьшения соответствующего содержания в ней пара скорость смеси в зоне ее охлаждения (воздухоохладителе) должна быть повышена по сравнению с ее скоростью на выходе из зоны интенсивной конденсации. Это может быть достигнуто подбором живого сечения на входе и в пределах зоны воздухоохладителя, обычно отделяемого от остального пучка системой перегородок, а иногда — выполнением его с паровой стороны многоходовым. Скорость смеси, однако, не должна превышать 40.. .50 м/с, а длина пути ее движения быть чрезмерно большой, так как при этом отрицательное влияние роста парового сопротивления воздухоохладителя может свести на нет или даже превзойти положительный эффект; достигающийся в результате большего охлаждения паровоздушной смеси.
5.	В воздухоохладитель должна поступать паровоздушная смесь в основном только из зоны интенсивной конденсации пара. Попадание в него через проходы в трубном пучке или зазоры между пучком и корпусом конденсатора части пара, не прошедшего через основную зону трубного пучка, должно быть максимально исключено, так как это существенно снижает эффективность воздухоохладителя. В последний может отводиться выпар из устройства для деаэрации конденсата, расположенного под трубным пучком или в деаэрационном конденсатосборнике.
6.	В крупных конденсаторах с высоким трубным пучком целесообразно улавливание стекающего конденсата на двух—трех уровнях по высоте пучка при помощи перегородок или желобов, направляющих уловленный конденсат на трубные доски и промежуточные перегородки. При этом из-за освобождения проходов для пара (от конденсатного дождя) уменьшается паровое сопротивление аппарата.
7.	Для лучшего охлаждения отсасываемой из конденсатора воздушным насосом паровоздушной смеси воздухоохладитель в двухходовых конденсаторах должен располагаться в зоне трубного пучка, где организован первый ход воды. В одноходовых конденсаторах для достижения той же цели воздухоохладитель может быть выполнен не в виде выделенного по всей длине корпуса конденсатора пучка трубок, а расположен в крайнем отсеке между трубной доской и промежуточной перегородкой со стороны входа охлаждающей воды. Такое решение было осуществлено на ряде конденсаторов, но не получило широкого распространения из-за увеличения при этом парового сопротивления тракта между основной поверхностью конденсации и воздухоохладителем.
Процесс проектирования включает в себя не только выполнение тепловых и гидродинамических расчетов, но и расчетов на прочность всех основных элементов конструкции конденсатора. Аналогично тепловому прочностной расчет может быть конструкторским (прямым) или поверочным.
При конструкторском расчете определяются размеры элементов конструкции конденсатора, а при поверочном — допустимые значения рабочих нагрузок, напряжения или деформации конструкций, размеры которых заданы (например, на основе опыта проектирования) или предварительно оценивались в процессе конструкторских расчетов. Только при такой организации проектирования (оценка или конструкторский расчет, а затем — поверочный расчет) может быть создана рациональная с точки зрения прочности конструкция конденсатора, все размеры которой обоснованы.
Особенности расчета на прочность основных деталей конденсаторов приведены ниже, при рассмотрении соответствующих элементов конструкции.
Изложенные основные принципы проектирования конденсаторов не следует считать исчерпывающими. В общем случае в ряд этих принципов должны быть включены вопросы выбора конструктивной схемы «конденсатор—турбина», схемы включения конденсатора по воде, скорости воды в трубках, типоразмеров и материалов трубок, компоновочные решения по турбоагрегату в целом и др.
Считаем необходимым подчеркнуть, что большинство принципиальных решений при проектировании конденсаторов должно приниматься на основе техникоэкономического анализа всей турбоустановки в целом или низкопотенциального комплекса. Ряд решений принимается конструкторами на основе опыта проектирования конденсаторов других турбин, а также традиционных решений, принятых на конкретных турбинных заводах.
2.2.2.	Компоновка трубного пучка
Выбор рациональной компоновки трубного пучка — определяющее условие высокоэффективной работы конденсатора. В связи с этим в ряду вопросов, которые приходится решать конструктору при проектировании конденсатора, данный вопрос наиболее сложен и трудоемок.
Ряд основополагающих принципов по рациональной компоновке трубных пучков изложен выше, при рассмотрении принципов проектирования конденсаторов в целом. В настоящем параграфе рассматриваются вопросы практического размещения трубок в пучке (разбивка трубок), конструктивные параметры, характеризующие пучок, а также типовые компоновочные решения трубных пучков конденсаторов различных турбинных заводов
При проведении предварительных или оценочных расчетов конденсатора, когда нет чертежа разбивки трубок, удобно использовать коэффициент заполнения трубной доски т)^, еще удобнее воспользоваться (не нужно задаваться шагом S) коэффициентом использования трубной доски (и^), которые приведены в разделе 1.6.
Использование для конденсатора понятия условного диаметра трубной доски Df (см. формулу (1.12.)) — вынужденное, так как трубные доски современных конденсаторов практически не бывают полностью круглыми. В связи с этим условно заменяют трубную доску произвольной формы круглой доской равновеликой площади.
Взаимосвязь поверхности теплообмена конденсатора с вышеприведенными параметрами при полезной длине трубок L (без учета толщины трубных досок) может быть представлена следующими зависимостями:
LI)2t\	L1)2u
Г = 2,85---J — - = 3,14----i-H* ,
V2rf„	d„
(2.18)
(2.19)
=0,564
L^mp
FdH
Lumn
mp
£>.. = 0,593 V
Основной признак классификации компоновочных решений трубных пучков конденсаторов — направление движения потока пара, что, в свою очередь, взаимосвязано с местом расположения отсоса паровоздушной смеси. По направлению движения парового потока в трубном пучке конденсаторы можно разделить на четыре основных типа (рис. 2.12).
В конденсаторе с нисходящим потоком пара (см. рис. 2.12, а) пар поступает в трубный пучок сверху, а отсос паровоздушной смеси организуется в нижней части корпуса. Достоинством данной схемы является ее компактность, а недостатками — большое паровое сопротивление и большое переохлаждение конденсата. Первое вызвано прежде всего большой скоростью пара на входе в трубный пучок (малые проходные сечения со стороны входа пара), а также большой длиной пути, проходимого паром по пучку. Второе определяется тем, что стекающий с трубки на трубку конденсат в нижней части конденсатора приходит в соприкосновение с паровоздушной смесью, сильно обогащенной воздухом и имеющей более низкую температуру, чем поступающий в конденсатор пар. Полностью устранить или зна-
Рис. 2.12. Принципиальные схемы компоновочных решений трубного пучка конденсаторов.
а — с нисходящим потоком пара, б - с восходящим потоком пара, в — с центральным потоком пара, г — с боковым потоком пара; А — пар из турбины, В — отсос воздуха
чительно уменьшить переохлаждение конденсата можно за счет его подогрева с помощью пара. Такие конденсаторы называются регенеративными. Современные конденсаторы, как правило, все регенеративные.
В конденсаторе с восходящим потоком пара (см. рис. 2.12, б) принцип регенерации используется наиболее полно. Поступающий в конденсатор с такой компоновкой пар, направляемый специальными щитами в нижнюю часть конденсатора, непосредственно соприкасается с поверхностью конденсата в конденсатосборнике, а стекающий с трубки на трубку конденсат подогревается паром, движущимся навстречу. При таком конструктивном решении переохлаждение конденсата может быть устранено практически полностью, что является достоинством данной компоновки трубного пучка.
Основным недостатком рассматриваемой компоновки является ее значительное паровое сопротивление, вызванное теми же причинами, что и в конденсаторе с нисходящим потоком пара, а также наличием поворота потока пара на 180° (в нижней части), в связи с чем такая компоновка практически не применяется.
На рис. 2.12, в показана схема трубного пучка конденсатора с центральным потоком пара. Трубный пучок имеет форму круга, пар подводится практически по всей наружной поверхности пучка и движется радиально к центру — к месту отсоса паровоздушной смеси. Стекающий сверху конденсат, а также поверхность конденсата в конденсатосборнике контактируют с частью пара, поступающей в нижнюю часть конденсатора, и этим обеспечивается принцип регенерации. Паро
вое сопротивление трубного пучка при данной компоновке меньше, чем у ранее описанных, что определяется большей поверхностью пучка со стороны входа пара и меньшей длиной пути пара в пучке (пар двигается практически по радиусу).
Достоинством данной компоновки является постепенное уменьшение проходного сечения для пара в пучке от периферии к центру (за счет соответствующей разбивки трубок), а также в нижней части трубного пучка (за счет эксцентриситета е корпуса и трубного пучка), что обеспечивает поддержание необходимого уровня скоростей пара в нижних рядах трубок и отсутствие контакта между основным конденсатом и отсасываемой паровоздушной смесью, способствующее дегазации конденсата.
Конденсатор с боковым потоком пара (см. рис. 2.12, г) имеет развитый центральный проход для пара, благодаря чему обеспечивается контакт конденсата и пара как в трубном пучке, так и в конденсатосборнике. В конденсаторах с такой компоновкой трубного пучка, особенно в сочетании с ленточной компоновкой (см. ниже), переохлаждение конденсата незначительно (обычно доли градуса), а паровое сопротивление сравнительно невелико, что определяется развитой поверхностью со стороны входа пара в пучок и сравнительно небольшой длиной пути пара.
Компоновки трубных пучков, приведенные на рис. 2.12, характерны в основном для конденсаторов паровых турбин небольшой мощности и в настоящее время в таком виде практически не применяются. В отдельных случаях элементы таких компоновок используются во взаимном сочетании.
Анализ компоновок трубных пучков конденсаторов паровых турбин различных отечественных и зарубежных турбинных заводов показал, что, несмотря на многообразие конструктивных решений, основные соображения, закладываемые конструкторами при их проектировании, совпадают с принципами рациональной компоновки, изложенными в разделе 2.2.1.
С ростом единичной мощности турбоагрегатов и увеличением размеров конденсаторов преимущественное применение получила так называемая ленточная компоновка (в виде узкой изогнутой ленты, толщина которой определяет длину пути пара в этом сечении), удовлетворяющая практически всем основным требованиям рационального проектирования пучков, а также наиболее компактная.
На рис. 2.13, 2.14 показаны схемы некоторых характерных примеров выполнения ленточной компоновки трубных пучков. Такие компоновки позволяют сравнительно равномерно распределять пар по отдельным зонам конденсатора при небольшом его паровом сопротивлении. Необходимо иметь в виду, что воздухоохладитель при такой компоновке, как правило, выполняется отдельно от основного трубного пучка и имеет треугольную или трапецеидальную форму с горизонтальным или восходящим движением паровоздушной смеси. Ленточная компоновка выполняется с вертикальным или наклонным (в сторону сечения отсоса паровоздушной смеси) расположением петель.
Особенностью конденсатора К-150-9115 ХТЗ является наличие центрального воздухоохладителя, выполненного в виде цилиндрического трубного пучка, что предопределило сочетание чисто ленточной компоновки и компоновки с центральным потоком пара (см. выше). Разбивка трубок внутри ленточной компоновки, как правило, треугольная.
Рис 2.13. Схемы ленточных компоновок трубных пучков конденсаторов турбин.
1 - 100-КЦС-4 (К-100-90-2 ЛМЗ), 2 — 200-КЦС-2 (К-200-130 ЛМЗ), 3 — 300-КЦС-1 (К-300-240 ЛМЗ), 4 — КГ2-6200-1 (Т-110/120-130 ТМЗ), 5 —К-100-3685 (К-100-90ХТЗ), б —К-150-9115 (К-160-130-2 ХТЗ), 7 —К-15240 (К-300-240 ХТЗ), 8 — К-11520 (К-500-240 ХТЗ). Стрелкой обозначено место отсоса паровоздушной смеси
Рис. 2.14. Компоновка трубного пучка конденсатора с боковым подводом пара. 1 — основной трубный пучок, 2 — воздухоохладитель, 3 — короб отвода паровоздушной смеси, 4 — сбросной короб паровоздушной смеси
Трубные пучки с ленточной компоновкой достаточно компактны. Поступающий в конденсатор с такой компоновкой трубного пучка поток отработавшего пара набегает по широкому фронту на трубки с относительно малым количеством рядов трубок по толщине ленты. Пар (паровоздушная смесь) проходит при этом срав
нительно короткий путь к месту отсоса воздуха из конденсатора. В пучках имеются выделенные воздухоохладители, а в некоторых конструкциях предусматриваются устройства для улавливания и отвода конденсата на промежуточных по высоте пучка уровнях. Широкие центральные проходы для доступа пара в нижнюю часть обеспечивают подогрев конденсата до температуры насыщения отработавшего пара и его деаэрацию в нижней части конденсатора.
Особенность компоновки трубного пучка конденсатора турбины Т-110/120-130 ТМЗ состоит в том, что 18 % поверхности теплообмена выделено в так называемый встроенный пучок, расположенный в центре, необходимый для работы теплофикационной турбины по тепловому графику. При работе по такому графику основные пучки конденсатора отключаются по воде, так как в конденсатор поступает не более 10... 15 % расхода пара на конденсационном режиме работы турбины. Встроенный пучок имеет свои водяные камеры и индивидуальный отсос воздуха. Через встроенный пучок может пропускаться циркуляционная, сетевая или подпиточная вода.
Все рассмотренные выше трубные пучки с ленточной компоновкой разделены на две симметричные половины, и лента трубного пучка в каждой половине не замкнута.
Наряду с ленточной компоновкой в конденсаторах турбин небольшой мощности, например в конденсаторах КТЗ, иногда применяется веерная компоновка пучка типа Controflo.
На рис. 2.15 в качестве примера приведены компоновки трубок конденсатора КП-540 КТЗ, выполненные в виде ленты типа Controflo. Сравнительные испытания таких конденсаторов не выявили преимуществ [24].
Рис. 2.15. Ленточная (а) и веерная (б) компоновки трубного пучка конденсатора КП-540 КТЗ
Рост единичной мощности турбоагрегатов, достигшей 800 МВт и более, привел к тому, что в одном корпусе конденсатора потребовалось размещать большие поверхности. В этих условиях для обеспечения высоких теплотехнических харак
теристик конденсаторов наиболее целесообразно использование модульного принципа организации поверхности охлаждения.
В модульных пучках вся расположенная в корпусе поверхность делится на ряд одинаковых модулей (пучков), разделенных проходами для пара и имеющих воздухоохладительный пучок и индивидуальный отсос воздуха. Это позволяет увеличить доступный для поступающего пара суммарный периметр всех модулей и ограничить в каждом из них толщину ленты, обеспечив таким путем и при очень большой общей поверхности охлаждения более равномерное распределение пара и небольшое паровое сопротивление.
Несомненным достоинством модульной компоновки является и то, что ее несколько проще отрабатывать как экспериментальными, так и расчетными методами. Для этого достаточно провести всестороннее исследование одного модуля. Кроме того, модульные пучки легко типизировать и унифицировать, что позволяет, меняя три параметра—типоразмер профиля, количество модулей и длину трубок, — создать неограниченный ряд конденсаторов необходимых типоразмеров и характеристик (параметров).
Учитывая, что, по мнению многих специалистов, модульная компоновка является для конденсаторов паровых турбин большой единичной мощности наиболее перспективной, остановимся на ней подробнее. Два характерных примера выполнения модульных компоновок трубного пучка представлены на рис. 2.16 и 2.17.
Рис. 2.16. Компоновка трубного пучка конденсатора турбины К-750-65/3000 ХТЗ.
1,2 — верхняя и нижняя части основного пучка модуля, 3 — воздухоохладительные пучки, 4 — деаэрационное устройство
Рис. 2.17. Компоновка трубного пучка конденсатора турбины К-800-240 ЛМЗ.
1, 2 — верхняя и нижняя части трубного пучка одного модуля, 3 — отсос паровоздушной смеси, 4 — щиты, препятствующие попаданию пара в отсос мимо охлаждающих трубок
Трубный пучок каждого корпуса конденсатора турбины К-750-65/3000 ХТЗ (всего корпусов четыре) разделен на четыре модуля (см. рис. 2.16), между которыми оставлены каналы для прохода пара в пучок модуля и в деаэрационное устройство, размещенное под каждым модулем.
В пределах каждого модуля трубный пучок по конфигурации выполнен в виде замкнутой ленты, вытянутой по вертикали. На правой и левой ветвях ленты на высоте горизонтального монтажного шва, делящего пучок пополам, симметрично расположены воздухоохладительные пучки. Конденсатор не имеет специально выделенного конденсатосборника, его функции выполняет нижняя часть всего корпуса. Аналогичная компоновка трубного пучка предусмотрена и в подвальных конденсаторах для турбин АЭС мощностью 1000 МВт ХТЗ.
Трубный пучок конденсатора турбины К-800-240 ЛМЗ (см. рис. 2.17) также разделен на модули. Конденсатор — одноходовой, аксиальный, с двумя последовательно включенными по охлаждающей воде корпусами. В каждом корпусе трубный пучок разделен на восемь самостоятельных модулей. Особенность компоновки этого конденсатора состоит в том, что в пределах каждого модуля трубный пучок выполнен в виде сплошного массива трубок, вытянутого по вертика
ли и расширяющегося в нижней части. Между модулями оставлены проходы для пара. Каждый модуль имеет самостоятельный отсос паровоздушной смеси (в центральной по высоте части). Выделенного воздухоохладительного пучка модули не имеют. Эту функцию выполняет часть трубного пучка каждого модуля, примыкающая к месту отсоса воздуха. Эта зона отгорожена щитами, препятствующими попаданию в нее и в патрубок для отсоса воздуха отработавшего пара помимо охлаждающих трубок основной части пучка. Модули попарно обращены друг к другу воздухоохладительными зонами, т. е. как бы зеркально отображены. Аналогичная компоновка трубного пучка применяется и в конденсаторах турбины К-1200-240 ЛМЗ.
Несмотря на существенные различия в типовых компоновочных решениях трубных пучков конденсаторов различных турбинных заводов, представляется возможным определить общую последовательность практического выполнения компоновки трубного пучка. При этом естественно, что ряд принципиальных решений принимается конструктором на основе представлений о процессах, происходящих в трубных пучках (например об аэродинамике потоков), опыта и традиций, принятых на конкретном турбинном заводе.
1.	В зависимости от принятых вариантов разбивки трубок (чаще всего — треугольной), диаметра трубок и относительного шага разбивки (4/) вычерчивают со-гветствующую сетку как заготовку будущей компоновки. В узлах этой сетки и размещаются трубки поверхности охлаждения конденсатора.
2.	В зависимости от выбранной конструктором общей компоновки трубного пучка (ленточная, модульная и т. д.) устанавливаются место отсоса паровоздушной смеси и примерная зона воздухоохладителя (если он закладывается в компоновку в явном виде, как самостоятельно выделенный пучок трубок), которая обычно выделяется с помощью щитов.
Поверхность теплообмена воздухоохладителя обычно принимается на уровне 15...25 % от общей поверхности теплообмена конденсатора (которые к этому моменту определены в процессе теплового расчета). Отсутствие зависимостей для строгого расчета поверхности теплообмена воздухоохладителя определяется сложностью происходящих в нем тепловых процессов.
Ряд известных зависимостей могут быть использованы лишь для оценок применительно к конденсаторам судовых энергетических установок, а также конденсаторам турбин небольшой мощности.
3.	На общей сетке компоновки трубного пучка намечают свободные от трубок участки для установки перегородок и анкерных связей в водяных камерах, направляющих щитов и поддонов (желобов), а также каналов для организации течения пара в межтрубном пространстве (обычно в направлении от центрального прохода в сторону месторасположения патрубков отсоса паровоздушной смеси), окон в промежуточных перегородках для выравнивания полей скоростей по объему конденсатора и других вспомогательных элементов.
4.	Окружностями или точками в узлах сетки намечается и очерчивается контур компоновки трубного пучка с одновременным подсчетом количества размещенных трубок, которое должно быть одинаковым в каждом ходе и в каждом потоке конденсатора.
5.	На основе уравнения неразрывности, с учетом представлений конструктора о количестве поступающего в конкретное сечение трубного пучка пара (при обязательном учете ранее сконденсировавшегося количества пара), производится оценка скорости парового потока в отдельных зонах пучка. Рекомендуемые уровни скорости пара в различных зонах пучка даны в разделе 2.2.1. В случае несоответствия полученных скоростей этим требованиям необходимо скорректировать компоновку, соответственно меняя (сужая или расширяя) размеры каналов для прохода пара.
6.	При определении окончательного контура трубной доски необходимо учитывать общую компоновку конденсатора в составе турбоагрегата (например расположение конденсатора относительно турбины, форму и размеры фундамента и др.), технологичность изготовления трубных досок и промежуточных перегородок определенной формы, вопросы сборки, транспортировки и монтажа конденсатора на станции (с учетом трассировки различных расположенных рядом трубопроводов) и другие факторы.
На всех этапах проектирования компоновки трубного пучка, особенно при определении окончательных размеров трубной доски, рекомендуется ориентироваться на оптимальные величины коэффициентов заполнения т] и использования итр трубной доски, значения и взаимосвязь которых с основными геометрическими размерами конденсатора приведены выше.
В отдельных случаях сформулированные в данном пункте позиции могут активно влиять на компоновку трубного пучка конденсатора, что приведет к ее последовательному уточнению.
2.2.3. Типовые конструкции и технические характеристики конденсаторов
В табл. 2.6 приведены основные технические характеристики ряда конденсаторов паровых турбин различных турбинных заводов.
Рассмотрим некоторые принципиальные решения, заложенные конструкторами в конденсаторы этих турбин.
Все конденсаторы турбин ТЭС и ТЭЦ на органическом топливе выполняются в подвальном исполнении, т. е. устанавливаются непосредственно под ЦНД турбины. В зависимости от мощности турбины, числа выхлопов из нее пара и общей компоновки турбоагрегата применяются одно- и многокорпусные конденсаторы. Среди мощных турбин ТЭС однокорпусные конденсаторы имеют турбины К-160-130 ХТЗ (два выхлопа) и К-300-240 ЛМЗ и ХТЗ (три выхлопа). У турбин К-100-90 и К-200-130 ЛМЗ два корпуса (по одному на каждый выхлоп), а у турбины К-500-240 ХТЗ — также два корпуса, но каждый из них обслуживает двухпоточный ЦНД. Все эти конденсаторы имеют два хода охлаждающей воды и поперечное расположение корпусов относительно оси турбины. Конденсаторы турбин К-300-240 и К-160-130 по охлаждающей воде двухпоточные, с вертикальными перегородками в водяных камерах, позволяющими отключать по воде одну из половин конденсатора при работе турбины с соответственно пониженной нагрузкой для отыскания и отглушения поврежденных трубок или очистки трубок в отключенной половине. Возможен также вариант не остановки, а лишь разгрузки турбины в пределах, определяющихся допустимой температурой отработавшего пара при аварийном выходе из строя одного из блочных циркуляционных насосов.
Маркировка конденсатора		Тип турбины	Количество корпусов	Поверхность охлаждения 2 одного корпуса, м	Конденсаторные трубки		Число ходов по воде	Расчетные значения завода-изготовителя					Расположение корпусов относительно турбины
					Диаметр, мм	Длина в одном корпусе, мм		Удельная паровая нагрузка, кг/(м2-ч)	Кратность охлаждения всей конденсационной установки	Температура охлаждающей воды на входе, °C	Давление пара, кПа	Гидравлическое сопротивление, кПа	
ЛМЗ	50-КЦС-З 50-КЦС-4 50-КЦС-5 К2-3000-2 60-КЦС 80-КЦС 100-КЦС-2(4) 180-КЦС 200-КЦС-2(3) 300-КЦС-1(3)	К-50-90-1(2) ПТ-50-2(3) К-50-90-3 Т-50-130 ПТ-60-130/13 ПТ-80/100-130/13 К-100-90-2(6) Т-180/210-130 К-200-130 К-300-240	1 1 1 1 1 1 2 1 2 1	3 000 3 000 3 000 3 000 3 000 3 000 3 000 9 000 4 500 15 400	25x1 25x1 25x1 24x1 25x1 25x1 25x1 28x1 30x1 28x1	6 650 6 650 6 650 7 390 6 600 6 600 6 650 9 000 8 065 8 930	2 2 2 2 2 2 2 2 2 2	46,7 55,0 46,7 46.7 60,0 73,3 46,7 51,2 44,4 37,2	57,1 48,5 57,1 50,0 44,4 36,4 57,1 47,7 62,5 62,8	10,0 20,0 10,0 15,0 15,0 20,0 10,0 20,0 10,0 12,0	2,95 5,98 3,43 3,92 3,92 5,88 3,43 6,27 3,43 3,43	35,3 35,3 35,3 37,3 35,3 35,3 35,3 48,1 37,3 47,1	Подвальное, поперечное
	500-КЦС-4 800-КЦС-3(4) 1200- КЦС-3	К-500-240-4 К-800-240-3(4) К-1200-240-3	2 2 2	11 250 20 600 30 000	28x1 28x1 28x1	8 930 12 000 12 000	1 1 1	39,6 35,8 35,7	57,7 50,7 48,8	12,0 12,0 12,0	3,50 3,43 3,38	44,1 58,8 58,6	Подвальное, продольное; последовательное соединение корпусов по воде
	1000-КЦС-1	К-1000-60/3000	4	22 300	28x1	12 000	1	36,1	53,5	20,0	5,09	70,2	Подвальное, поперечное; две группы последовательно соединенных по воде 2-х корпусов
Табл. 2.6. Характеристика конденсаторов паровых турбин различных турбинных заводов
2.2. Конструктивное оформление конденсаторов
	К-100-3685	К-100-90	2	3 685	25x1	7350	2	36,2	61,4	10,0	2,95	32,4	
	К-150-9115	К-160-130	1	9 115	28x1	8 850	2	36,3	62,9	12,0	3,43	39,2	
	К-10120	К-220-44	2	10120	28x1	8 890	2	36,0	60,4	12,0	3,43	39,1	
	К-12150	К-220-44	2	12150	28x1	8 850	2	31,5	72,5	12,0	5,09	39,2	
	К-8170	К-220-44-2	2	8 170	28x1	8 890	2	44,0	50,9	5,0	2,94	39,1	
ХТЗ	К-15240 К-11520	К-300-240 К-500-240	1 2	15240 11520	28x1 28x1	8 850 8 890	2 2	37,0 41,7	61,7 53,6	12,0 15,0	3,43 4,42	42,2 39,3	Подвальное, поперечное
	К-12150	К-500-65/3000	4	12150	28x1,5	8 890	2	36,3	53,8	18,0	4,90	35,6	
	К-10120	К-500-60/3000	4	10120	28x1,5	8 890	2	40,6	51,6	12,0	3,92	35,7	
	К-22550	К-500-60/1500	2	22550	28x1	9 800	2	39,1	53,8	22,0	5,88	42,2	
	К-16560	К-750-65/3000	4	16560	26x1	11460	2	38,3	48,3	15,0	4,41	50,52	
	К-16360	К-1000-60/1500-1	6	16360	28x1	8 890	1	34,3	47,4	15,0	3,92	68,21	
	К-33160	К-1000-60/1500-2	3	33160	28x1	14000	2	34,7	49,2	15,0	3,92	74,38	
	КГ2-6200 К-2-6000-1	Т-110/120-130 ПТ-135/165-130/15	2 1	3 100 6 010	24x1 24x1	7 500 9 000	2 2	45,3' 53,2"	57, Г 38,8"	20,0 20,0	5,6 7,3	59,96 54,91	Подвальное, поперечное
ТМЗ	КГ2-12000-1	Т-175/210-130	2	5 980	24x1	9 000	1	42,6"	48,6"	20,0	5,0; 6,4"’	74,53	Подвальное, поперечное: последовательное соединение корпусов по охлаждающей воде
	К2-14000-1	Т-250/300-240-2	1	1 380	24x1	9 000	2	38,7"	52,3"	20,0	5,8	- 54,91	Подвальное, поперечное
		К-6-35											
	КП-540	ПТ-12-36/10М	1	540	19x1	4 000	2	46-89	65...41	20,0	5,0...9,0	29...44	
КТЗ	КП-935	ПТ-12-90/10 К-12-35М	1	935	22x1	5 000	2	45,0	81,0	20,0	5,0	49,0	Подвальное,
	КП-935-1	ПТ-25-90/10М	1	935	22x1	5 000	2	80,0	45,0	20,0	9,0	49,0	поперечное
	КП-1220	ПТ-12 35/1ЗТ ПТ-25-90/14	1	1 220	22x1	5 750	2	39,0	79,0	40,0	14,0	42,0	
Примечание. Материалы трубок конденсаторов варьируются из следующего ряда: Л68, ЛО70-1, МНЖ5-1, МНЖМцЗО-1-1.
*	для номинальной конденсационной мощности турбины;
*	* для максимальной конденсационной мощности турбины;
*	** для первого и второго корпусов по ходу воды.
Табл. 2.6 (окончание)
2.2. Конструктивное оформление кондеисато
У большинства остальных указанных выше конденсаторов (для турбин мощностью 50.. .300 МВт) по два параллельно включенных по охлаждающей воде корпуса, паровые пространства которых соединены между собой перепускными патрубками, что позволяет отключать по воде один из корпусов при работе турбины.
Турбины ЛМЗ мощностью 500, 800 и 1200 МВт имеют одноходовые конденсаторы с аксиальным расположением корпусов (вдоль оси турбины). Аксиальные одноходовые конденсаторы имеют один или два последовательно включенных по воде (через общую промежуточную водяную камеру) двухпоточных корпуса (турбины К-500-240 и К-800-240), или две параллельные группы по два последовательно включенных однопоточных корпуса (К-1200-240). Применение в данном случае аксиальных конденсаторов упрощает схему и облегчает размещение циркуляционных водоводов.
Последовательное включение корпусов аксиальных конденсаторов позволило ограничить длину применяемых трубок и достаточно просто осуществить секционирование аппаратов. В этих конденсаторах предусмотрена двухступенчатая конденсация отработавшего пара, при которой давление его в первом корпусе по ходу охлаждающей воды ниже, чем во втором корпусе, в который поступает вода, подогретая в первом корпусе.
Конденсаторы большинства теплофикационных турбин отличаются от применяющихся для конденсационных турбин наличием, наряду с основным, встроенного трубного пучка со своими водяными камерами и независимыми подводами и отводами охлаждающей воды.
Конденсаторы быстроходных турбин АЭС К-220-44, К-500-65 и К-750-65 (3000 об/мин) — подвальные, двухходовые по охлаждающей воде с поперечным расположением однопоточных корпусов. Турбина К-220-44 имеет по одному корпусу конденсатора на каждый из двух двухпоточных ЦНД, а другие две турбины — на каждый из четырех двухпоточных ЦНД. Боковые конденсаторы у турбины К-5 00-60/1500 имеют по одному, а у турбины К-1000-60/1500-1 по три последовательно соединенных по охлаждающей воде корпуса с каждой стороны турбины; отработавший пар поступает в конденсаторы как из нижней, так и из верхней половины корпуса ЦНД. В отличие от подвальных конденсаторов, перегородки в водяных камерах, разделяющие два потока воды, у этих конденсаторов горизонтальные.
Применение боковых конденсаторов позволило упростить конструкцию ЦНД и фундамента турбины, а также облегчило размещение контурных конденсаторов.
Рассмотрим некоторые типовые конструкции поверхностных конденсаторов, изготовляемых отечественными турбинными заводами.
На рис. 2.18 показана конструкция конденсатора КП-540 КТЗ, работающего с турбинами небольшой мощности (6... 12 МВт).
Цилиндрический корпус конденсатора 4 сварной, к нему приварены переходный патрубок 2 (горловина), передняя и задняя трубные доски 5, а также передняя 3 и поворотная 11 (задняя) водяные камеры. Корпус установлен на пружинных опорах 20 и соединяется с выходным патрубком турбины фланцами 21. Компоновка трубного пучка обеспечивает проход пара к зеркалу конденсата в конденсатосборнике 7, что способствует уменьшению переохлаждения конденсата. В про-
Рис. 2.18. Конденсатор КП-540 КТЗ.
А - к атмосферному клапану, Б - отсос воздуха (усл. обознач. см. текст)
межуточных перегородках парового пространства 17 (одна из двух видна на виде сверху) имеются окна 22, которые обеспечивают выравнивание давлений в объеме конденсатора.
В паровом пространстве конденсатора установлены две пары глухих паронаправляющих щитов 15, служащих одновременно для промежуточного улавливания конденсата, стекающего с верхних трубок.
Нижний паронаправляющий щит, кроме того, выделяет зону воздухоохладителя 23. Два коллектора 14 служат для направления отсасываемой из конденсатора паровоздушной смеси к патрубку отсоса 10, расположенному в верхней точке корпуса.
Подвод охлаждающей воды к конденсатору организован в нижней, а выход — в верхней точке водяной камеры (показано стрелками).
Конденсатор четырехходовой по воде, для чего в водяных камерах установлены перегородки 16 (две перегородки в передней водяной камере и одна в задней). Первый ход воды проходит через зону воздухоохладителя (остальные ходы воды показаны на рисунке стрелками). Передняя и задняя водяные камеры имеют вертикальные глухие перегородки 24, а крышки 9 водяных камер выполнены из двух половин. Конденсатор двухпоточный, что позволяет производить осмотр, ремонт и чистку каждой из половин конденсатора без останова турбины (при соответ
ствующем снижении ее нагрузки). Люки 12 позволяют осматривать трубные доски и водяные камеры. Анкерные связи 13 ужесточают водяные камеры и плоские крышки 9.
В горловине конденсатора смонтированы трубопровод, соединенный с атмосферными предохранительными клапанами, а также коллектор 18, представляющий собой трубу, перфорированную отверстиями. При пуске турбины, когда в конденсатор может поступать перегретый пар, в распылитель подается вода, охлаждающая выхлопной патрубок и предохраняющая трубки конденсатора от перегрева (есть опасность разгерметизации узла вальцовочного соединения). Для определения уровня воды в конденсаторе служит указатель 8.
На рис. 2.19 показана конструкция конденсатора К-150-9115,турбины К-160-130 ХТЗ.
Б
Рис. 2.19. Конденсатор К-150-9115 ХТЗ.
1.4 — передняя и задняя водяные камеры, 2 — сбросное устройство, 3—трубопровод отбора пара, 5 — отсос паровоздушной смеси, 6 — пружинная опора, 7, 8 — подвод и отвод охлаждающей воды (в одном потоке), 9 — входной патрубок (горловина), 10—трубный пучок, 11 —воздухоохладитель, 12 — паровые щиты, 13 — конденсатосборник, 14 — ребра жесткости, 15 — трубные доски
Корпус конденсатора сварной из стальных листов, почти прямоугольной формы (с некоторым скруглением лишь в нижней части). Снаружи и внутри корпус имеет ребра жесткости 14, которые обычно выполняются из швеллера. К корпусу приварены горловина 9, трубные доски 15 и водяные камеры 1, 4.
Основной трубный пучок конденсатора 10 выполнен в виде ленты, а трубный пучок воздухоохладителя 11 — в виде трех коаксиальных цилиндров. Наличие свободных проходов пара внутри трубного пучка обеспечивает хорошую деаэрацию конденсата и практически полное отсутствие его переохлаждения.
Патрубок отсоса паровоздушной смеси 5 выведен через заднюю (поворотную) водяную камеру 4, что способствует хорошему охлаждению смеси и высокому парциальному давлению воздуха в зоне отсоса.
Организация потоков пара к воздухоохладителю осуществляется паровыми щитами 12, которые, наряду с применяемыми сливными трубками (см. ниже), служат для промежуточного сбора конденсата и его отвода к трубным доскам и промежуточным перегородкам.
Конструкция сливной трубки показана на рис. 2.20. Верхний край сливной трубки срезан, и поэтому трубка наполняется конденсатом, натекающим с вышерасположенных трубок. В нижней части трубок, вблизи трубных досок и перегородок, выполнены отверстия для их опорожнения. Применение таких трубок способствует уменьшению переохлаждения конденсата и организации его направленного стока в зонах перегородок и трубных досок.
Рис. 2.20. Конструкция сливной трубки.
1 — основные трубные доски, 2 — промежуточ-
ные перегородки, 3 — трубка сливная; В — элек-
тросварка в двух-трех точках по периметру
По данным [3], трубный пучок воздухоохладителя обладает повышенным паровым сопротивлением.
Охлаждающая вода подается в конденсатор двумя раздельными потоками (на рис. 2.19 показан один поток), что позволяет производить ревизию, чистку и ремонт конденсатора без останова турбины.
Конденсатор двухходовой — на виде по стрелке А перегородка показана двойной пунктирной линией (крышка водяной камеры закрыта); на разрезе Б — Б в трубном пучке предусмотрен симметричный просвет (зона без трубок) для аналогичной перегородки в правой части конденсатора. Подвод охлаждающей воды организован в каждом потоке снизу (7), а отвод воды — сверху (S).
В горловине конденсатора установлено сбросное устройство, обеспечивающее прием пара при пуске и резких сбросах нагрузки турбины. Здесь же проходит трубопровод отбора пара из турбины. Трубные доски конденсатора выполнены двойными, с гидравлическим уплотнением конденсатом.
На рис. 2.21 показана конструкция конденсатора К-15240 турбины К-300-240 ХТЗ.
Конденсатор двухходовой двухпоточный, имеет параллельное расположение ходов по воде по отношению к паровому потоку, т. е. пар одновременно поступает в трубные пучки первого и второго ходов воды. Подвод воды осуществляется снизу, отвод сверху.
Трубный пучок выполнен в виде ленты с треугольной разбивкой трубок. Периферийные трубки пучка имеют толщину стенки 2 мм, так как они наиболее подвержены воздействию динамического напора пара, остальные — 1 мм.
Рис. 2.21. Конденсатор К-15240 ХТЗ.
1,2 — выход и вход охлаждающей воды, 3 — люк, 4 — сброс отработавшего пара приводной турбины питательного насоса, 5 — горловина конденсатора, 6 — основной трубный пучок, 7 — патрубок отсоса паровоздушной смеси (4 шт.), 8 — воздухоохладитель, 9— деаэрационный конденсатосборник, 10— пружинная опора, 11 —патрубок подвода пара для деаэрации, 12,16 — передняя и задняя водные камеры, 13,17, 18,19 — трубопроводы соответственно из 7,6,8 и 9-го отборов турбины, 14 — подвод конденсата для охлаждения переходного патрубка, 75 — подвод химически очищенной воды, 20 — сброс пара в паросбросное устройство из БРОУ (8 штуцеров), 21 — подвод охлаждающего конденсата, 22 — отсос воздуха из водяных камер (циркуляционной системы), 23 — паровой щит, 24 — зона установки сливных трубок, 25 — сечение, соответствующее месту установки перегородки, 26 — приварная опорная рама
Поверхность теплообмена конденсатора с центральным проходом для пара и боковыми отсосами паровоздушной смеси 7 состоит из двух симметричных (относительно вертикальной оси конденсатора) трубных пучков 6, скомпонованных вокруг воздухоохладителя 8 и образующих проход для пара в нижнюю часть конденсатора. Такая схема наиболее полно отвечает основным требованиям к рациональной компоновке трубных пучков конденсаторов.
Ленточная компоновка трубного пучка обеспечивает большое живое сечение на стороне входа пара в трубный пучок. В трубных пучках, выполненных в виде сложенных лент, со стороны входа пара образованы внешние сужающиеся каналы для увеличения входного периметра и уменьшения глубины пучка, а на стороне выхода пара имеются внутренние расширяющиеся каналы для отвода из пучков паровоздушной смеси. Несконденсировавшийся пар и воздух, выходящие из внутренних каналов, поступают к воздухоохладителю 8. Число рядов трубок в ленте по ходу пара составляет 8... 12.
Расположенные в нижней части конденсатора горизонтальные участки лент трубного пучка препятствуют попаданию пара из центрального прохода непосредственно к воздухоохладителю 8. В то же время они обеспечивают постоянное протекание пара над зеркалом конденсата, собирающегося на днище конденсатора, способствуя хорошей деаэрации конденсата. Трубный пучок воздухоохладителя 8 отделен от основного трубного пучка 6 наклонным паровым щитом 23, обеспечивающим слив конденсата (с вышерасположенных трубок) в зону трубных досок. Улавливание конденсата на промежуточных уровнях по высоте трубного пучка (например 24) осуществляется с помощью сливных трубок (см. рис. 2.20) и специальных перегородок.
Трубный пучок конденсатора размещен в стальном корпусе сварной конструкции. В поперечном сечении корпус имеет форму прямоугольника, с наружной стороны боковые плоские стенки укреплены элементами жесткости — швеллерами. Повышенная водяная плотность конденсатора обеспечивается нанесением уплотняющего (битумного) покрытия на основные трубные доски (после развальцовки в них концов охлаждающих трубок) со стороны водяных камер.
С обеих торцевых сторон корпуса к трубным доскам приварены передние 12 и задние 16 водяные камеры, которые заканчиваются фланцами. К этим фланцам на шпильках и болтах крепятся съемные крышки, которые дополнительно укреплены анкерными шпильками. Плотность фланцевых разъемов крышек обеспечивается резиновым жгутом прямоугольного сечения, закладываемым в имеющиеся во фланцах канавки. В ряде модификаций конденсатора крышки задних камер 16 выполнены приварными.
Для организации двух ходов воды в каждом потоке воды в передней водяной камере имеется горизонтальная перегородка. Сечение, соответствующее месту установки этой перегородки в водяной камере, на рис. 2.21 (разрез Б—Б) обозначено цифрой 25.
Горловина конденсатора 5 имеет прямоугольное, расширяющееся в сторону конденсатора сечение и выполнена из плоских наклонных стальных листов, укрепленных изнутри ребрами и скрещивающимися тягами круглого сечения. Через горловину выведены трубопроводы отборов пара из ЦНД турбины, которые экранированы кожухами. Здесь же установлено приемно-сбросное устройст во 20.
Днище конденсатора укреплено приварной опорной рамой 26, которая одновременно придает общую жесткость конденсатору в целом. Опорная рама состоит из сварных балок двутаврового сечения. Передаваемая опорной рамой нагрузка воспринимается четырьмя пружинными опорами 10 (по восемь пружин в каждой). Пружинные опоры расположены по торцам конденсатора со стороны передней и задней водяных камер каждого потока.
На рис. 2.22 показана типовая конструкция конденсатора турбин К-220-44, К-500-240 и К-500-65/3000 ХТЗ. Маркировка различных модификаций конденсаторов этих турбин, отличающихся в основном поверхностью теплообмена и количеством конденсаторов в составе конденсационной установки, приведена в табл. 2.6.
Рис. 2.22.Типовая конструкция конденсатора турбин К-220-44, К-500-240, К-500-65/ 3000 ХТЗ.
1 — трубный пучок, 2 — трубки сливные, 3 — тупиковый канал для пара, 4 — боковой канал для пара, 5 — щиты паровые, 6— воздухоохладитель, 7 — правый конденсатор, 8 — левый конденсатор, 9 — конденсатосборник, 10 — задняя (поворотная) водяная камера, 11 — пружинная опора, 72 — передняя водяная камера, 13 — входной патрубок (горловина), 14 — приемно-сбросное устройство, 75 — перепускной патрубок; А — выход пара из турбины, Б — вход сбрасываемого в конденсатор пара, В — отсос паровоздушной смеси, Г— подвод охлаждающей воды, Ц— слив охлаждающей воды, Е — отвод конденсата
Конденсатор подвального типа, двухходовой по охлаждающей воде (перегородки в водяной камере расположены горизонтально), однопоточный. Такое решение позволило уменьшить число подводящих и сливных водоводов циркуляционной воды и, как следствие, облегчить компоновку всего турбоагрегата в целом (основная сложность — большие диаметры водоводов).
Применение однопоточных конденсаторов привело к их объединению по паровому пространству (перепускной патрубок 75) для предотвращения полной потери мощности блока при вынужденном отключении одного из конденсаторов. Перепускные патрубки выполнены с системой компенсаторов, которая, с одной стороны, обеспечивает компенсацию температурных удлинений ЦНД от своих фикс-пунктов, а с другой — восприятие усилий от барометрического давления на стенки переходного патрубка в зоне расположения компенсаторов.
Конструкция крышек подвода и слива охлаждающей воды при нижнем расположении обоих водяных патрубков обеспечивает подвод воды в нижнюю половину трубного пучка (I ход), а слива — из верхней половины (II ход).
Трубный пучок 1 выполнен с центральным отсосом воздуха в виде ленты, симметричной для каждой половины конденсатора (относительно вертикальной оси). В центральной части и у боковых стенок конденсатора предусмотрены проходы для пара. Ширина сквозных проходов 4 так же, как и тупиковых проходов 3 в ленте трубного пучка, определялась расчетным путем из условия допустимости скорости пара 120... 130 м/с.
Принятая компоновка трубного пучка в виде многократно свернутой ленты и размещения на выступающих участках пучка разреженных зубцов существенно увеличивает общий периметр трубного пучка, тем самым достигается сравнительно невысокая скорость пара в периферийных рядах трубок — 50.. .60 м/с. Хотя входная скорость и невелика, для предотвращения эрозионного износа трубок первого по ходу пара ряда толщина стенки у них увеличена до 2 мм (у остальных - 1 мм). В зависимости от места расположения ленты по ходам воды (узкая лента — в глубине пучка, более широкая — по периферии выступающих частей ленты) число рядов трубок в ленте составляет 12... 14. Кроме того, ширина ленты зависит от конкретного расположения трубок по зонам.
Поверхность воздухоохладителя 6 во всех рассматриваемых конденсаторах составляет 8... 10 % от всей поверхности охлаждения конденсаторов. Воздухоохладитель 6 расположен во внутренней части трубного пучка. По ходу движения паровоздушной смеси место отсоса выполнено резко суживающимся (отделено паровыми щитами 5), благодаря чему по ходу движения скорость смеси возрастает. Это способствует интенсификации теплообмена, а также снижению температуры и удельного объема отсасываемой смеси.
Конденсатор имеет дополнительные конструктивные элементы, повышающие эффективность трубного пучка и конденсатора в целом, — сливные трубки 2, паровые щиты 5, специальная вварка конденсатосборников в корпус и пр. Конструктивное оформление этих элементов показано на рис. 2.23. Назначение этих элементов — предотвратить переохлаждение конденсата и его аэрацию, свести до минимума потери теплоты с охлаждающей водой.
Рис. 2.23. Конструкция отдельных узлов конденсатора.
а — установка паровых щитов, б—установка и схема работы деаэрационного конденсатосборника; 1 — передняя трубная доска; 2 — промежуточная перегородка, 3 — задняя трубная доска, 4 - паровой щит, 5 — вырез в паровом щите, 6 — крепление щита к трубной доске, 7—крепление щита к промежуточной перегородке, 8 — днище конденсатора, 9—конденсатосборник, 10 — перфорированный лист конденсатосборника, А — вход отработавшего пара, Б — на вход в воздухоохладитель
Улавливание конденсата сливными трубками (см. выше) способствует, кроме того, уменьшению общего парового сопротивления конденсатора, так как при этом обеспечивается свободный доступ пара в тупиковые проходы трубного пучка. Этой же цели частично служат установленные во внутренних проходах трубного пучка паровые щиты, по которым попадающий на них конденсат также отводится к трубным доскам и промежуточным перегородкам и через вырезы в щитах (см. рис. 2.23) сливается в нижнюю часть конденсатора. Для выравнивания давления паровоздушной смеси по обе стороны щита предусмотрены вварные втулки, выступаю
щие над щитом с верхней стороны. Через отверстия в этих втулках выравнивается давление в зонах трубного пучка по обе стороны щита, а выступающие части втулок предотвращают перекрытие отверстий конденсатом, стекающим по щитам.
Из условий транспортировки по железной дороге конденсатор не может быть полностью собран на заводе, и поэтому предусмотрено его изготовление в виде отдельных транспортабельных блоков, сборка и сварка которых выполняются на монтажной площадке. Корпус конденсатора (сварной, прямоугольной формы) выполнен из четырех продольных частей, входной патрубок (горловина) — из двух частей, отдельно поставляются водяные камеры (передняя и задняя), специальные опорные рамы конденсатора, блоки опор и другие узлы.
Каждая продольная часть корпуса для обеспечения соосности отверстий в трубных досках и промежуточных перегородках изготавливается на специальных блоках с соответствующей центровкой трубных досок по отверстиям при помощи струны.
Для сохранения в процессе транспортировки геометрических форм и размеров свариваемых на монтаже частей корпуса, входного патрубка (горловины) и водяных камер перечисленные элементы временно укрепляются швеллерами жесткости, которые затем удаляются в процессе сборки узлов.
Входной патрубок (горловина) конденсатора 13 представляет собой коробчатую сварную конструкцию (см. рис. 2.22). Для ужесточения стенок внутри патрубка вварены продольные и поперечные распорные стержни (в несколько ярусов), которые одновременно являются опорами для паропроводов, проходящих от ЦНД через патрубок к подогревателям системы регенерации.
Во входном патрубке также расположены приемно-сбросные устройства 14, 4 приварка которых к стенке патрубка осуществляется при монтаже конденсатора.
конструктивная схема одного из вариантов приемно-сбросного устройства, применяемого в конденсаторах ХТЗ, показана на рис. 2.24. Впрыском конденсата Б можно регулировать температуру сбрасываемого пара А перед входом в конденсатор. Сбрасываемый в конденсатор пар в отличие от основного потока пара обычно поступает с некоторым перегревом, что обеспечивает испарение впрыскиваемого конденсата.
Рис. 2.24. Конструктивная схема приемно-сбросного устройства, применяемого в конденсаторах ХТЗ.
1 —увлажнитель пара, 2 — корпус, 3 — кольцевые кожухи, 4 — патрубок, 5 — конденсатор; А — подвод сбрасываемого пара, Б — подвод охлаждающего конденсата
Для придания общей жесткости конденсатору к его днищу приварены две (по одной с каждой стороны) продольные сварные балки Т-образного сечения, через которые нагрузка передается на четыре пружинные опоры 11, расположенные вдоль корпуса конденсатора по две с каждой стороны.
На рис. 2.25 показана конструкция конденсатора К-22550 турбины К-500-60/ 1500 ХТЗ. Впервые в практике турбостроения применены ЦНД с боковым расположением конденсаторов. Такая схема позволяет решить задачу размещения большой поверхности охлаждения в корпусе конденсатора.
При проектировании схем с бесподвальным конденсатором практически отсутствуют ограничения, связанные с их размещением в проеме фундамента, которые приходится учитывать при подвальном исполнении конденсаторов.
Рис. 2.25. Конденсатор К-22550 ХТЗ.
1 — трубный пучок, 2 — воздухоохладитель, 3 — паровые щиты, 4 — правый конденсатор, 5 —деаэрационное устройство, 6 — конденсатосборник, 7 — входной патрубок, 8 — приемно-сбросное устройство, 9 — опора боковая, 10 — верхний поток (по охлаждающей воде), 11 —нижний поток (по охлаждающей воде), 12 — опора нижняя стержневая однорядная, 13 — опора нижняя стержневая двухрядная, 14 — левый конденсатор, 75 — водяная камера задняя (поворотная), 16 — водяная камера передняя; А — вход охлаждающей воды в верхний поток, Б — вход охлаждающей воды в нижний поток, В — выход охлаждающей воды из верхнего потока, Г— выход охлаждающей воды из нижнего потока, Д— вход пара в конденсатор, Ж — отсос паровоздушной смеси, 3 — подвод к приемно-сбросному устройству
Несомненным достоинством боковых конденсаторов является снижение высоты отметки расположения турбины и, следовательно, меньшая высота фундамента, что важно для больших габаритов и масс тихоходных турбоагрегатов. Кроме того, более равномерный выход пара из последней ступени ЦНД обеспечивает меньшие потери в выходном патрубке и меньшую окружную неравномерность потока за этой ступенью.
Отработавший пар в турбине из двухпоточного ЦНД поступает в два боковых конденсатора, расположенных по обе стороны ЦНД. Каждый из конденсаторов двухходовой, двухпоточный по воде и соединен с четырьмя выхлопами одной стороны ЦНД патрубком 7, имеющим общий выхлоп на стороне конденсатора.
Потоки 10,11, одинаковые по конструктивному исполнению, расположены один над другим по вертикали в два яруса. Применение такой двухпоточной конструкции конденсаторов позволяет использовать для нижних потоков 11 циркуляционные насосы с меньшим напором, а для верхних — с большим при подаче в каждый поток половины суммарного расхода охлаждающей воды на все конденсаторы.
В передней водяной камере каждого потока установлена вертикальная перегородка, которая создает условия для двух подводов охлаждающей воды, причем первый подвод А расположен в нижней части камеры у наружной стенки конденсатора в зоне воздухоохладителей 2, а отвод В — в верхней. Подвод Б и отвод Г охлаждающей воды в нижнем потоке осуществляются в нижней части водяной камеры.
Продольные размеры конденсатора ограничены выхлопами ЦНД, а их размеры по высоте (с учетом диффузорности переходных патрубков) — определяющие факторы при выборе длины и высоты конденсатора. Поскольку высота конденсатора однозначно определяется высотой выхлопных патрубков ЦНД, то ширина его определяется количеством охлаждающих трубок, образующих поверхность охлаждения конденсатора. Следовательно, увеличение поверхности охлаждения конденсатора при боковом выхлопе пара осуществляется за счет увеличения ши-
> рины трубного пучка (ширины конденсатора).
Компоновка трубного пучка 1 так же, как и в подвальных конденсаторах, выполнена в виде многократно свернутой ленты, однако с учетом бокового, несколько наклонного к горизонтальной плоскости направления потока пара из ЦНД. По внешнему периметру ленты имеются достаточно глубокие и широкие проходы для пара, что дало возможность снизить среднюю скорость пара на входе в пучок и уменьшить толщину ленты.
Между отдельными частями трубного пучка предусмотрены каналы для прохода пара, направление которых совпадает с направлением движения пара в выхлопном патрубке турбины.
В данном случае фактически применена так называемая горизонтальная модульная компоновка трубного пучка. Главная ее особенность — разделение всего трубного пучка на ряд совершенно идентичных элементов, в каждом из которых имеется зона воздухоохладителя.
В конденсаторе в вертикальном направлении выделены четыре зоны удаления воздуха 2, расположенные во внутренней части ленты и обслуживающие каждая свою четверть основного трубного пучка 1. Отсос воздуха из вохдухоохладителя 2,
отделенного щитами от основного трубного пучка, осуществляется через каналы коробчатого сечения. Далее через вырезы в стенке корпуса конденсатора воздух поступает в коллекторы, расположенные снаружи корпуса и одновременно являющиеся его элементами жесткости.
Применение паровых щитов, расположенных во внутренних проходах трубного пучка, а также сливных трубок (см. выше), находящихся под лентой пучка каждого парового прохода, обеспечивает отвод и слив конденсата по промежуточным перегородкам, что предотвращает (снижает) его переохлаждение и аэрацию, а также уменьшает паровое сопротивление конденсатора.
Деаэрация конденсата в трубном пучке осуществляется специальной, постоянно действующей деаэрационной установкой струйного типа. Поскольку конденсаторы могут отключаться попарно по потокам (верхние или нижние половины каждого конденсатора), деаэрационное устройство 5 предусмотрено в каждом потоке — на двух уровнях по высоте конденсатора.
Каждый конденсатор турбины двумя патрубками 7 соединен с четырьмя выходными патрубками турбины через линзовый компенсатор. Высота патрубка 7 соответствует высоте конденсатора, а ширина — половине его длины. Соединения патрубков 7 с конденсатором и с выходными патрубками турбины неразъемные, сварные. При таком соединении ЦНД с конденсатором возникают значительные боковые усилия, действующие на корпус конденсатора в сторону ЦНД и определяемые перепадом в 0,1 МПа и площадью его выходных патрубков.
Усилия на каждый конденсатор составляют примерно 500т и передаются на фундамент турбины гибкими боковыми опорами из труб, устанавливаемыми по обе стороны трубного пучка между конденсатором и фундаментом турбины (на рис. 2.25 не показаны). Нагрузка от конденсатора с водой воспринимается системой гибких стержней 12,13, расположенных вдоль конденсатора под каждой трубной доской. С наружной стороны конденсатора опора 12 имеет один ряд стержней, а с внутренней стороны — два ряда 13. Опоры жестко заделываются в элементы конструкции нижней плиты фундамента и привариваются к конденсатору.
Окончательная сборка и сварка конденсатора осуществляются на электростанции.
Корпус каждого конденсатора состоит из восьми транспортабельных блоков. Из-за больших габаритов каждый идентичный элемент трубной системы дополнительно разделен на две части по ходам охлаждающей воды. Деление конденсатора на продольные блоки обеспечивает сохранение соосности отверстий под трубки.
Входной (переходной) патрубок 7 состоит из четырех блоков, свариваемых также на электростанции. На боковых вертикальных стенках этих патрубков (по два на каждом конденсаторе) установлены выносные приемно-сбросные устройства 8 (аналогично описанному выше, см. рис. 2.24). Производительность устройства определяется условиями расхолаживания реактора при аварийной ситуации и составляет 60 % полного расхода пара через стопорный клапан турбины Do.
Наряду с указанными выше достоинствами боковых конденсаторов такое решение имеет и ряд недостатков. Назовем основные из них: затруднен доступ к ЦНД при обслуживании, ревизии и ремонтах; большая протяженность соединений, находящихся под разрежением, что может вызывать повышенные присосы воздуха; при гидравлической опрессовке конденсатора необходимо заливать водой и турбину,
уплотнения которой требуют при этом герметизации. Кроме того, уровень конденсата в конденсаторе изначально приближен к проточной части турбины, что может привести к его забросу в турбину на отдельных режимах ее работы.
В турбине К-1000-60/1500-1 применены одноходовые боковые конденсаторы, аналогичные вышеописанным, однако с каждой стороны турбины расположены по три последовательно включенные по охлаждающей воде корпуса (из-за недостаточной длины поставляемых трубок). При этом возникают дополнительные эксплуатационные проблемы: затруднена чистка трубок в среднем корпусе; исключена возможность механизации выемки из среднего корпуса конденсатора трубок для их замены и установки новых трубок, которые должны вставляться через проемы в крайних корпусах, что увеличивает трудоемкость и продолжительность проведения ремонтов.
Опыт эксплуатации турбин ХТЗ с боковыми конденсаторами показывает удов-i летворительную возможность их эксплуатации [4].
Необходимо иметь в виду, что в более поздней модификации турбины К-1000-60/1500-2 ХТЗ применены подвальные конденсаторы К-33160 с поперечным расположением относительно оси турбины. Длина трубок в конденсаторах составляет 14,1 м. Компоновка трубок модульная, аналогично изображенной на рис. 2.19.
На рис. 2.26 показан общий вид конденсатора ЗОО-КЦС-1 (3) турбины К-300-240 ЛМЗ. Компоновка трубного пучка данного конденсатора дана ранее (см. рис. 2.13).
Рис. 2.26. Общий вид конденсатора
ЗОО-КЦС-1 (3) ЛМЗ
Трубный пучок имеет ленточную компоновку с вертикальным расположением петель ленты, обеспечивающую широкий фронт натекания пара. Воздухоохладитель выделен в нижней части пучка, отсос боковой. Охлаждающие трубки заваль-цованы в трубные доски толщиной 28 мм и уплотнены после этого битумом или специальным резиновым покрытием.
Корпус конденсатора практически прямоугольной формы сваривается при монтаже из шестнадцати отдельных блоков.
Конденсатор выполнен двухходовым с двумя раздельными потоками циркуляционной воды. Для этого каждая из передних водяных камер разделена вертикальной перегородкой. Циркуляционная вода подводится к внешним частям корпуса, в зону, где расположен воздухоохладитель. Крышки водяных камер и трубные доски скреплены анкерными связями.
Конденсатор имеет два деаэрационных конденсатосборника. Для подогрева в них конденсата используется пар из шестого отбора турбины.
Конденсатор оборудован солевыми отсеками для обнаружения и улавливания конденсата, загрязненного присосами циркуляционной воды; отсеки расположены между основными трубными досками и ближайшими к ним промежуточными перегородками. На основе периодически проводимого химического анализа воды из солевых отсеков делается заключение о герметичности вальцовочного соединения трубок конденсатора.
В горловине конденсатора установлен ряд вспомогательных устройств, необходимых для работы ПТУ. Два пускосбросных устройства служат для сброса пара в конденсатор при пусках и остановах турбины. Каждое из устройств представляет собой трубу диаметром 600 мм с большим количеством отверстий, проходя через которые пар снижает свое давление; внутри трубы помещена вторая труба диаметром 150 мм, из которой через большое количество мелких сверлений распиливается конденсат, подаваемый из напорной линии конденсатных насосов. Этим достигается охлаждение сбрасываемого во внешнюю трубу пара.
По двум трубопроводам, установленным в горловине, подводится обессоленная вода для подпитки водяного контура турбоустановки; деаэрация этого потока воды производится в конденсаторе. Через горловину конденсатора проходят и трубопроводы последних отборов ЦИД, из которых пар поступает в подогреватели регенеративной системы подогрева питательной воды.
Конструкции конденсаторов турбин К-800-240 ЛМЗ различных модификаций претерпели ряд существенных изменений.
Первая модификация конденсационной установки одновальной турбины К-800-240-2 ЛМЗ включала в себя три корпуса, расположенные каждый под отдельным ЦНД поперек оси турбины. Каждый конденсатор двухходовой, общая поверхность охлаждения трех корпусов 35025 м2.
В дальнейшем завод перешел к аксиальному расположению корпусов конденсаторов. Конденсационная установка турбины К-800-240-3 ЛМЗ состоит из двух корпусов, расположенных под турбиной вдоль оси. Общая площадь поверхности охлаждения двух корпусов 41 200 м2. В конденсаторе применен трубный пучок с углом наклона к горизонту 3°15'.
В данной и последующих модификациях турбин конденсаторы соединены по охлаждающей воде последовательно, т. е. вода проходит через первый (холодный) корпус в один ход (два потока), а затем из промежуточной водяной камеры, соединяющей между собой корпуса, через второй корпус (теплый) тоже в один ход.
Давление пара в обоих корпусах конденсаторов турбины К-800-240-3 одинаковое, т. е. секционирование по давлению не предусмотрено.
В верхней части корпусов конденсаторов турбины этой модификации имеется патрубок, соединяющий между собой их паровое пространство. В нижней части корпуса также соединены по пару и конденсату. Конденсаторы двухпоточные, что позволяет отключить для ремонта и чистки одну из половин корпусов конденсаторов без останова турбины (с соответствующей ее разгрузкой). При этом допустимая нагрузка турбины определяется температурой ее выхлопной части, которая не должна превышать 60 °C.
На рис. 2.27 показан общий вид двух конденсаторов 800-КЦС-4 турбины К-800-240-4 ЛМЗ. Принципиальное отличие данных конденсаторов от предыдущей модификации заключается в секционировании каждого конденсатора по давлению пара — корпуса конденсаторов по паровой стороне не сообщаются. Последовательное включение корпусов аксиальных конденсаторов позволило ограничить длину применяемых трубок (весьма существенное преимущество) и достаточно просто осуществить их секционирование. В первом по ходу воды корпусе устанавливается более низкое давление пара, чем во втором. Холодный корпус с более глубоким вакуумом образует первую ступень конденсации пара, а теплый корпус с меньшим вакуумом — вторую ступень. Среднее давление пара при этом оказывается меньше, чем при одинаковом давлении в корпусах, последовательно соединенных по охлаждающей воде. Благодаря этому удается повысить экономичность турбоустановки в целом.
Рис. 2.27. Общий вид конденсаторов 800-КЦС-4 ЛМЗ
Несконденсировавшаяся паровоздушная смесь из корпусов конденсаторов отводится к отсасывающему устройству последовательно. Из корпуса с повышенным давлением паровоздушная смесь отводится по сборным коллекторам, проходящим по всей длине корпуса и через промежуточную водяную камеру, в корпус пониженного давления. Из этого корпуса паровоздушная смесь по двум трубо
проводам, выведенным через водяную камеру (иногда через боковую стенку), отсасывается воздушным насосом.
Конденсат в данной конденсационной установке удаляется из корпуса с повышенным давлением.
Каждый корпус конденсатора по условиям перевозки делится на отдельные транспортабельные блоки, которые свариваются при монтаже на электростанции. Установка и развальцовка трубок в трубные доски производятся после монтажа конденсатора. В целях противокоррозионной защиты детали, контактирующие с охлаждающей водой, после монтажа покрываются изолирующими материалами на основе эпоксидных или битумных составов. При этом покрытие трубных досок является дополнительным уплотнением мест соединения трубок с трубными досками.
Конденсаторы устанавливаются на пружинных опорах, нагруженных весом полностью собранных конструкций, без воды. Вес конденсата и циркуляционной воды, находящейся в конденсаторе, передается на опоры турбин и нагружает верхний пояс фундамента. Масса конденсаторной группы — около 1100 т, циркуляционной воды в конденсаторной группе — около 430 т, воды, помещающейся в паровом пространстве при гидравлических испытаниях конденсатора — 1700 т.
Компенсация несоответствия тепловых расширений ЦНД и корпусов конденсаторов достигается применением линзовых компенсаторов, установленных на соединительных патрубках среднего ЦНД и на корпусах конденсатора около водяных камер.
В верхних частях корпусов конденсаторов, примыкающих к выхлопным патрубкам турбины (к каждому корпусу присоединяются три выходных патрубка ЦНД), размещаются паропроводы восьмого регенеративного отбора и пароприемные устройства для пара, сбрасываемого из котла через БРОУ и пусковые сепараторы в период его растопки и пуска, останова и аварийного сброса нагрузки турбины. Для охлаждения сбрасываемого пара в приемном устройстве конденсатора предусматривается подвод конденсата от напорной линии конденсатных насосов.
Корпус имеет сварную конструкцию. На фланцах закрепляются только крышки водяных камер.
Конденсаторная группа имеет также устройство для отбора проб конденсата из четырех отсеков каждого корпуса в целях определения его засоленности и для приема обессоленной воды. Расширители дренажей, устанавливаемые в нижней части корпуса конденсатора, рассчитаны на прием дренажей как из самой турбины, так и из основных трубопроводов блока при их прогреве.
Конденсаторы теплофикационных турбин ТМЗ, наряду с основным, имеют встроенный трубный пучок со своими водяными камерами и независимыми подводом и отводом охлаждающей (нагреваемой) воды. Поверхность теплообмена встроенного пучка обычно составляет 15...25 % от общей поверхности теплообмена конденсатора. Например, у конденсаторов турбин Т-110/120-130 — 18 %, турбин ПТ-135/165-130/15 — 23 %, турбин Т-250/300-240-2 — 24 %. Необходимость такого специально выделенного пучка определяется следующими основными соображениями.
В теплофикационных турбинах на режимах работы с тепловой нагрузкой имеется пропуск пара в конденсатор, служащий для охлаждения ступеней ЦНД. Потери теплоты в конденсаторе на этих режимах работы могут быть сведены к минимуму или полностью исключены (в частности, использованием теплоты пара, по
ступающего в конденсатор в цикле электростанции, например для подогрева обратной сетевой воды или подпиточной воды тепловых сетей).
К основному трубному пучку конденсатора предусматривается подвод циркуляционной воды, а к встроенному пучку — циркуляционной воды и воды тепловых сетей (обратной сетевой или подпиточной).
На режиме работы турбины с конденсационной выработкой электроэнергии в основной и встроенный трубные пучки (или только в основной пучок) поступает циркуляционная вода, подвод сетевой воды к встроенному пучку на этом режиме работы турбины отключен.
При работе турбины на теплофикационном режиме с ограниченным пропуском пара в конденсатор отключается подвод циркуляционной воды к основному и встроенному пучкам, а встроенный пучок охлаждается сетевой или подпиточной водой. Переход с одного режима на другой производится на ходу, без останова турбины.
На рис. 2.28 в качестве примера показана конструкция конденсатора К2-14000-1 турбины Т-250/300-240-2 ТМЗ. Конденсатор расположен поперек оси турбины, приварен к выходному патрубку и дополнительно опирается на пружинные опоры. Основные трубные пучки 3 размещены симметрично относительно оси турбины; компоновка трубок в пучке ленточная с треугольной разбивкой. Воздухоохладитель 6 выделен в самостоятельный пучок (с помощью направляющих щитов по паровой стороне конденсатора). Конденсатор двухпоточный, двухходовой; перегородки 7 передних водяных камер делят трубный пучок на две части таким образом, что трубный пучок воздухоохладителя 6 охлаждается первым ходом воды.
Рис. 2.28. Конденсатор К2-14000-1 ТМЗ (вид сбоку со снятыми крышками основной водяной камеры и камеры встроенного пучка у половины конденсатора).
1 — корпус ЦНД, 2 — встроенный ПНД, 3 — основной трубный пучок, 4 — встроенный трубный пучок, 5—конденсатосборник, 6— воздухоохладитель, 7— перегородка водяной камеры, делящая ее на
два хода
Встроенный трубный пучок 4 расположен на оси конденсатора, имеет свои водяные камеры и индивидуальный отсос воздуха. Разбивка трубного пучка также треугольная. Основные трубные доски конденсатора общие как для основного трубного пучка, так и для встроенного. Встроенный пучок однопоточный, четырехходовой по воде (возможен переход на двухходовой вариант).
Корпус конденсатора цельносварной с приваренными водяными камерами. Фланцевые соединения предусмотрены только на крышках водяных камер. В первых модификациях турбины в горловину конденсатора, кроме пускосбросного устройства и подвода химически очищенной воды, был встроен подогреватель низкого давления (ПНД-1); позже завод вернулся к традиционной компоновке. Конденсатор снабжен деаэрационным коденсатосборником.
Анализ типовых конструкций конденсаторов паровых турбин различных турбинных заводов наглядно показывает, что имеется ряд базовых решений, которые позволяют обеспечить необходимые технико-экономические показатели конденсаторов и турбоустановок в целом. В то же время обращает на себя внимание практически полное отсутствие унификации в элементах конструкций конденсаторов (и конденсационных установок в целом) различных турбинных заводов, что, по-видимому, объясняется различиями в традициях и опыте проектирования этого оборудования паровых турбин.
2.2.4. Конструкции основных узлов конденсаторов
Корпуса и водяные камеры конденсаторов современных паровых турбин выполняются сварными из стальных листов (например из углеродистой стали ВСтЗсп5), что обеспечивает простоту, дешевизну и малую массу конструкции.
Форма поперечного сечения корпуса конденсатора определяется принятой компоновкой трубного пучка. При этом необходимо иметь в виду, что прямоугольная форма конденсаторов позволяет более рационально использовать располагаемый проем фундамента турбины.
Корпус конденсатора в условиях эксплуатации подвергается нагрузке, определяемой разностью барометрического давления и давления в конденсаторе. Толщину стенок корпуса обычно определяют исходя из расчета устойчивости его формы, при деформации которой возможно нарушение плотности (герметичности) конденсатора. Кроме того, при гидравлическом испытании корпуса конденсатора внутреннее давление обычно составляет 0,15...0,25 МПа, толщина стенок корпусов конденсаторов — 10... 15 мм. Для обеспечения жесткости и прочности корпус конденсатора усиливается приварными ребрами из листовой или профильной стали (см. рис. 2.29). Для придания жесткости конденсаторам в целом (особенно конденсаторам прямоугольной формы) к их днищу приваривается рама из основных продольных несущих балок двутаврового сечения и нескольких поперечных. Первая и последняя балки предназначены для размещения под ними пружинных опор конденсатора, а вся рама жесткости одновременно может служить монтажной площадкой, на которой в условиях электростанции производятся сборка и сварка отдельных транспортабельных блоков конденсатора.
Рис.2.29. Характерные примеры ребер жесткости на корпусе конденсатора
С обоих торцов корпуса конденсатора ввариваются трубные доски, а внутри корпуса к нему привариваются (в нескольких точках по периметру) промежуточные перегородки, что также ужесточает корпус конденсатора в целом.
Несмотря на различные конструктивные мероприятия по уплотнению узла крепления трубок в трубных досках, присосы охлаждающей воды в паровое пространство конденсатора все же появляются. Оперативному обнаружению этих присосов может служить организация в корпусе конденсатора солевых отсеков. Такие отсеки (обычно их два, вблизи обеих трубных досок) организуются путем установки на расстоянии 100...250 мм от трубных досок дополнительных перегородок, приваренных по всему периметру в нижней части корпуса. Трубки через отверстия в этих перегородках проходят свободно, аналогично остальным промежуточным перегородкам. Конденсат в солевом отсеке не смешивается с основным (несолевым) потоком конденсата. Постоянный химический контроль конденсата из солевого отсека позволяет оперативному персоналу химической службы электростанции обнаружить присосы охлаждающей воды.
Горловина конденсатора (переходный патрубок) для конденсаторов с подвальным расположением представляет собой коробчатую сварную конструкцию. Для укрепления стенок внутри горловины обычно ввариваются продольные и поперечные распорные стержни в несколько ярусов, которые одновременно являются опорами для паропроводов отборов, проходящих от ЦНД к подогревателям низкого давления.
Форма поперечного сечения водяных камер определяется компоновкой трубного пучка, формой корпуса конденсатора, а также месторасположением патрубков подвода и отвода охлаждающей воды. В современных двухпоточных конденсаторах каждый поток воды имеет свою водяную камеру. Встроенные пучки конденсаторов теплофикационных турбин также имеют отдельные водяные камеры.
В современных конденсаторах паровых турбин обычно применяются цельносварные конструкции, в которых водяные камеры составляют одно целое с корпусом (с вваренными трубными досками), что способствует герметизации конденсатора.
Крышки водяных камер чаще всего выполняются съемными (для обеспечения доступа в водяные камеры и к трубным доскам), уплотняются резиновым прямоугольным жгутом и большим количеством стягивающих болтов (шпилек) по всему периметру водяной камеры (рис. 2.30, а). Крышки обычно имеют ряд люков стандартных размеров для возможности ревизии состояния трубок и водяных камер (в каждом ходе воды).
Рис. 2.30. Уплотнение разъемных соединений конденсатора.
а — уплотнение крышек водяных камер, б — уплотнение перегородки в водяной камере, в — уплотнение анкерного болта водяной камеры; 7 — крышка водяной камеры, 2 — стенка водяной камеры, 3 — уплотнительный резиновый жгут, 4 — перегородка водяной камеры, 5 — уплотнительная подмотка, б — анкерная шпилька, 7 — трубная доска
В зависимости от числа ходов воды каждая из водяных камер делится глухими перегородками на необходимое количество отсеков. Форма перегородок внутри водяных камер определяется компоновкой трубного пучка конденсатора. Уплотнение перегородок водяных камер осуществляется аналогично уплотнению крышек (см. рис. 2.30, б).
На крышки водяных камер (особенно плоских) действуют большие усилия от давления охлаждающей воды, и, чтобы не делать крышки толстыми, в водяных камерах устанавливаются анкерные связи (см. рис. 2.30, в). Для этого на трубных досках выполнены приливы, в которые ввинчены анкерные шпильки (это исключает попадание охлаждающей воды в паровое пространство конденсатора).
Плоские стенки водяных камер обычно укрепляют аналогично корпусу конденсатора при помощи различных ребер жесткости (см. выше).
Конфигурации водяных камер в перпендикулярном к трубной доске направлении, патрубков для подвода и отвода и охлаждающей воды и их расположение оказывают существенное влияние на гидравлическое сопротивление конденсатора. При неудачном выборе формы камер и месторасположения патрубков воды в водяных камерах появляются вихреобразование и большая неравномерность в распределении охлаждающей воды между трубками (особенно по высоте трубного пучка).
Многочисленные модельные и натурные исследования водяных камер конденсаторов показали, что наиболее оптимальны водяные камеры в форме клинового (раздающего и собирающего) коллектора с углом наклона фронтальной стенки от 45° до 75° к горизонту.
В табл. 2.7 в качестве примера представлены конкретные значения этих углов для ряда конденсаторов, приведенные в [10].
Марка турбины	Угол наклона фронтальной стенки водяной камеры, град.	
	Входной	Выходной
Т-250/300-240	71	64
К-500-240-2	71	49
ТК-450/500-60	52	50
К-800-240-3	54	45
Табл. 2.7. Оптимальное значение угла
наклона фронтальной стенки водяной
камеры
Патрубки подвода охлаждающей воды обычно размещаются в нижней части водяной камеры (в среднем ее сечении), а отводящие — в верхней (выше верхнего ряда трубок). Последнее связано с тем, что из водяных камер необходимо удалять воздух, выделяющийся из воды при ее нагреве, без подключения эжекторов циркуляционной системы.
В ряде конденсаторов паровых турбин ХТЗ из-за больших расходов охлаждающей воды и соответственно больших диаметров водоводов установка отводящего водовода в верхней части водяной камеры невозможна. В связи с этим разработана и применена специальная конструкция крышек передних водяных камер, у которых патрубки подвода и слива охлаждающей воды расположены в нижней части конденсатора, что обеспечивает отвод охлаждающей воды из верхней части водяной камеры. При этом по воде конденсаторы двухходовые с расположением первого хода в их нижней половине, второго — в верхней.
Конструктивное оформление таких крышек водяных камер в качестве примера представлено на рис. 2.22. Форма крышек соответствует гидродинамике потоков воды и способствует снижению общего гидравлического сопротивления конденсаторов.
Подводящие и отводящие патрубки водяных камер конденсаторов в нижней своей части имеют, как правило, круглое сечение, диаметр которого определяется по уравнению неразрывности при заданных значениях расхода и температуры охлаждающей воды. Скорость воды в водоводах обычно принимается равной 2.. .3 м/с.
Трубки конденсаторов. В отечественном турбостроении в конденсаторах турбин мощностью свыше 50 МВт обычно применяются цельнотянутые бесшовные трубки с наружным диаметром 24...30 мм, в конденсаторах турбин меньшей мощности — с наружным диаметром 16... 19 мм и толщиной стенки трубок 1 мм.
Длины конденсаторных трубок, выпускаемых отечественными трубными заводами, достигают в настоящее время 12 м. Актуальны освоение производства и поставка трубок большей длины (до 25 м), что позволит упростить ряд конструктивно-технологических решений.
Долговечность трубок зависит от материала и качества их производства, конструкции конденсатора (в частности от способа крепления трубок в трубных досках), параметров и режимов работы конденсатора (прежде всего — температуры и скорости охлаждающей воды), параметров вибрации и других факторов.
Для предотвращения недопустимых присосов охлаждающей воды материалы, из которых изготовляются конденсаторные трубки, должны быть коррозионно-стойкими одновременно в двух агрессивных средах — охлаждающей воде и паре.
При сохранении общемировой тенденции выбора материала для конденсаторных трубок в отечественной практике наиболее широкое распространение имеют трубки из латуни и медно-никелевых сплавов. Титановые трубки пока не получили распространения в отечественном конденсаторостроении. Однако, по мере снижения стоимости и совершенствования технологии изготовления титановых трубок и аппаратов с такими трубками, они могут стать экономически целесообразными для применения в конденсаторах, в первую очередь у турбин большой единичной мощности.
Наиболее широко в конденсаторах турбин используется сплав МНЖ5-1, так как трубки из этого материала хорошо себя зарекомендовали при работе на охлаждающей воде с солесодержанием до 3000 мг/кг при небольшом содержании взвеси и солесодержанием 3000...5000 мг/кг — при отсутствии загрязнения стоками и взвесью. Допустимая скорость воды без взвеси — 2,5...2,7 м/с, при наличии взвеси — 2,0...2,2 м/с.
Ряд отечественных и зарубежных электростанций осуществляет входной контроль трубок для выявления дефектов материала, а трубок из цветных металлов — и на наличие внутренних напряжений. Для этой цели обычно используется аммиачная проба, с помощью которой можно обнаружить остаточные напряжения до 5 Н/мм2.
В отдельных (наиболее ответственных) случаях для контроля трубок применяют перископный осмотр со стороны внутренней поверхности, однако имеющиеся перископы обеспечивают доступ на глубину не более 3...4 м от конца трубки. В целом отечественная практика располагает необходимым сортаментом трубок и материалов для создания надежных и высокоэффективных конденсаторов.
В конденсаторах современных паровых турбин соединение трубок с трубными досками обычно выполняется за счет развальцовки трубок. Исключение составляют отдельные специальные конденсаторы, в которых для повышения надежности данного соединения используется последующая (после развальцовки) обварка или пайка концов трубок к трубным доскам (со стороны водяных камер).
Как показал опыт эксплуатации конденсаторов, метод развальцовки обоих концов трубок в трубных досках, при условии соблюдения тщательно отработанного технологического процесса, надежен и удовлетворяет всем требованиям, предъявляемым к креплению и уплотнению трубок. Исключением является требование легкой замены трубок, вышедших из строя, так как при выемке развальцованной трубки в трубных досках всегда происходят повреждения. Обычно смена части или отдельных трубок производится после 7—8 лет эксплуатации.
Несмотря на высокую плотность вальцовочных соединений, обеспечиваемую при заводской сборке конденсаторов, в условиях эксплуатации надежность этого
соединения со временем ослабевает (термические напряжения, вибрация трубок и другие факторы). Поэтому в конденсаторах применяются специальные конструктивные меры, уменьшающие присосы охлаждающей воды в паровое пространство, или такие устройства, которые предотвращают попадание в конденсат солей даже при неплотности вальцовочного соединения.
Эффективным способом уменьшения присосов является, например, выполнение двойных трубных досок с подачей в полость между ними конденсата с давлением, превышающим давление охлаждающей воды (см. рис. 2.31, б). В этом случае при недостаточной плотности внутренней трубной доски в паровое пространство конденсатора будет попадать конденсат, а не циркуляционная вода.
Рис. 2.31. Закрепление трубок в одинарной (о) и двойной (б) трубных досках.
1 — трубка, 2 — трубная доска, 3 — уплотняющий слой, 4, б — внешняя и внутренняя трубные доски, 5 — камера гидравлического уплотнения
Основной недостаток данной конструкции — трудность развальцовки трубок во внутренних трубных досках, а также установление точного места подсоса и устранения неплотности. Применение двойных трубных досок требует тщательного соблюдения технологии развальцовки трубок. В конденсаторах турбин большой единичной мощности данный способ применяется редко.
Другие методы герметизации узла соединения трубок с трубными досками, применяемые в зарубежной практике конденсаторостроения (в частности приварка концов развальцованных трубок к трубным доскам), пока не получили широкого распространения. Частично это объясняется ограничениями на применение трубок из нержавеющих сталей в отечественных конденсаторах (приварка трубок из цветных сплавов требует изготовления и трубных досок из аналогичных материалов), а также специальной трудоемкой технологии сварки.
Трубные доски и промежуточные перегородки конденсаторов. Трубные доски конденсаторов, охлаждаемых пресной водой, обычно изготавливаются из стали ВСтЗсп5 (или аналогичной ей), а охлаждаемые морской водой — из нержавеющей стали 12Х18Н9Т или из цветных сплавов (чаще всего на основе латуни). Из аналогичной нержавеющей стали изготавливаются также трубные доски конденсаторов турбин большой единичной мощности для АЭС (например турбины
К-500-65 / 3000), что определяется повышенными требованиями к надежности всей турбоустановки.
Толщина трубных досок конденсатора обычно составляет 25...40 мм. Применение трубных досок толщиной менее 25 мм не рекомендуется по условиям их прочности, жесткости и надежности узла вальцовочного соединения. Диаметр отверстий в трубных досках под вальцовку трубок должен быть на 0,2... 0,4 мм больше наружного диаметра трубок. Края отверстия со стороны парового пространства конденсатора рекомендуется скруглять галтелью (для повышения надежности узла вальцовочного соединения).
В конденсаторах современных конструкций соединение трубных досок с корпусом обычно осуществляется при помощи сварки, что упрощаег изготовление и сборку конденсатора, а также повышает его плотность. В конструкциях конденсаторов турбин малой единичной мощности иногда применяются фланцевые соединения трубных досок с корпусом и водяной камерой.
Во время работы конденсатора, а также при его гидравлических испытаниях в трубных досках возникают напряжения от изгиба. В связи с этим для обеспечения жесткости трубные доски по паровой стороне конденсатора укрепляются дополнительными продольными связями, чаще всего представляющими собой распорные трубы, в оба конца которых ввинчены и вварены хвостовики с резьбой. В месте крепления продольных связей к трубным доскам должна быть обеспечена плотность, исключающая попадание охлаждающей воды в паровое пространство конденсатора. Частично для ужесточения трубных досок служат также анкерные связи, устанавливаемые между крышками водяных камер и трубными досками.
Промежуточные перегородки устанавливаются в паровом пространстве конденсатора, обеспечивая необходимую отстройку параметров колебаний трубок от резонансной частоты (за счет выбора количества и системы их расстановки), а также дополнительную жесткость корпуса конденсатора. Толщина промежуточных перегородок обычно не превышает 25 мм, материал — низкоуглеродистая сталь. Отверстия, через которые проходят трубки в промежуточных перегородках, должны иметь диаметр на 0,2...0,4 мм больше наружного диаметра трубок. Края отверстий должны раззенковываться или скругляться галтелью.
На основе исследования и обобщения динамических характеристик трубных систем различных теплообменных аппаратов, в том числе конденсаторов, рекомендуется применять промежуточные перегородки толщиной примерно 15 мм при минимально возможных технологических зазорах между трубкой и отверстием в перегородке (из-за трудоемкости сборки аппаратов).
Форма перегородок определяется в основном компоновкой трубного пучка. В местах, не занятых пучками трубок, в перегородках выполняются окна для выравнивания распределения пара по объему конденсатора.
Разметка отверстий для трубок в промежуточных перегородках должна полностью соответствовать разметке в трубных досках.
Крепление промежуточных перегородок к корпусу конденсатора обычно производится при помощи сварки в нескольких точках по периметру. При этом для повышения вибронадежности трубной системы промежуточные перегородки обычно смещают вверх от соосного с трубой (с трубной доской) положения на несколько миллиметров.
Смещение промежуточных перегородок, установленных в средних пролетах конденсаторов, обычно не превышает 10 мм от соосного с трубными досками положения соответствующих отверстий. Вследствие этого трубки в средней своей части оказываются изогнутыми вверх.
Деаэрационные устройства и конденсатосборники. Согласно требованиям ПТЭ, в конденсате, поступающем из конденсатора турбины в питательную систему котла (парогенератора), содержание кислорода должно быть не выше 20 мкг/ кг, что предотвращает вынос в деаэратор при гидразинно-аммиачном водном режиме продуктов коррозии — оксидов железа и меди, образующихся на участке конденсатор — деаэратор. Поступая с водой из деаэратора в котел (парогенератор), эти продукты коррозии способствуют пережогу его экранных и конвективных труб.
Как показали исследования ВТИ, ОРГРЭС и КТЗ, применение в современных конденсаторах трубных пучков регенеративного типа с хорошим доступом отработавшего пара в расположенную под трубным пучком нижнюю часть парового пространства обычно позволяет обеспечить требуемое ПТЭ содержание кислорода в конденсате при работе воздухоудаляющего устройства в режиме, не выходящем за пределы рабочего участка его характеристики. Однако при присосах воздуха, превышающих норму, а также малых паровых нагрузках и низких температурах охлаждающей воды возникает необходимость в дополнительной деаэрации конденсата в конденсаторе. Кроме того, в конденсатор поступают и другие различные потоки воды (дренажи ПНД и холодильников пароструйных эжекторов, добавочная химочищенная вода и др.), которые требуют дегазации. В связи с этим большинство современных конденсаторов оборудуются специальными деаэрационными устройствами, которые размещаются под трубными пучками или в конденсатосборниках.
В зависимости от системы организации потоков деаэрационные устройства подразделяются на пленочные, насадочные, струйные (при движении воды в паре) и барботажные (при движении пара в воде). Наиболее эффективны, с точки зрения деаэрационной способности, два последних типа [10].
Рассмотрим ряд типовых конструктивных решений деаэрационных устройств, применяемых в конденсаторах различных турбинных заводов.
На рис. 2.32 представлена схема барботажного деаэрационного конденса-то-сборника конденсаторов турбин К-300-240 ЛМЗ.
Главным элементом устройства является барботажный перфорированный лист 2 с порогом (перегородкой) 6. Конденсат на него сливается через зубчатый порог (распределительный водослив) 10 с листа 11, на который он поступает из конденсатора 1 через отверстие 3. Пар, барботируемый через воду, поступает в камеру 8 из коллектора 9. Равномерно по всей длине коллектора 9 размещены сопла, рассчитанные на критический расход пара при давлении 1,2-10s Па. Перфорация барботажного листа выполнена в виде щелей шириной 3 мм.
Пар в виде пузырей барботируется через слой конденсата, что препятствует попаданию конденсата через щелевые отверстия в барботажном листе 2 под него. Часть пара конденсируется, остальной пар проходит через слой конденсата, обогащается газами и отводится в конденсатор через слой стекающего конденсата, подогревая его на распределительном водосливе 10.
Рис. 2.32. Деаэрационный конденсатосборник конденсатора турбины К-ЗОО-24О ЛМЗ.
1 — конденсатор, 2 — барботажный лист, 3 — подвод конденсата и отвод выпара, 4 — корпус конденсатосборника, 5 — лаз (люк), 6 — перегородки (порог), 7 -— отвод конденсата к насосам, 8 — паровая камера, 9 — паровой коллектор, 10 — зубчатый порог (распределительный водослив), 11—лист, 12 — пояса жесткости
На рис. 2.33 представлена конструктивная схема струйного деаэрационного конденсатосборника, применяемого в ряде конденсаторов турбин К-220-44, К-500-240, К-500-65/3000 ХТЗ и др.
Рис. 2.33. Деаэрационное устройство конденсатора К-22550 ХТЗ.
7 —трубный пучок, 2 — воздухоохладитель, 3 — водораспределительная тарелка, 4 — неохлажда-емые стержни, 5 — отверстие отвода паровоздушной смеси, 6 — сборная тарелка
Конденсат, стекающий через край конденсатосборника, пост} лает на перфорированный лист 10. Струи стекающего конденсата под листом 10 омываются поперечным потоком отработавшего пара, поступающего в конденсатосборник из выхлопного патрубка ЦНД за счет перепада давлений на основной части трубного пучка.
Для эффективной поверхностной деаэрации конденсата конденсатосборники ввариваются в корпус конденсатора 8 таким образом, чтобы кромки стенок возвышались над днищем на 15...20 мм. Конденсат, разлитый по днищу конденсатора тонким слоем, до поступления в конденсатосборник омывается поступающим в «ижнюю часть трубного пучка паром и таким образом дополнительно деаэрируется. Такой принцип работы конденсатосборника наиболее экономичен, так как осуществляется без затрат с использованием теплоты отработавшего пара.
При делении поверхности охлаждения на модули деаэрационные устройства располагаются в подвальных конденсаторах под пучком каждого модуля.
В боковых двухпоточных конденсаторах турбин ХТЗ, имеющих компоновку трубных пучков типа показанного на рис. 2.25, деаэрационные устройства устанавливаются на двух уровнях: под верхним и нижним модулями в каждом из корпусов. Это позволяет обеспечить деаэрацию конденсата и при переходе на работу конденсатора с одним (верхним или нижним) потоком охлаждающей воды. В этих конденсаторах применено деаэрационное устройство струйного типа с деаэрирующими стержнями, в котором используется только отработавший пар турбины.
Под охлаждающими трубками I в каждом отсеке между опорными перегородками установлены водораспределительные тарелки 3, на которых собирается образующийся конденсат и из тарелок сливается через отверстия диаметром 8 мм на расположенные строго под ними неохлаждаемые стержни 4.
Стекающий конденсат разбивается на стержнях на мелкие капли и пленки, что способствует образованию большой поверхности контакта между водой и паром.
Пар для деаэрации просасывается между стержнями 4 непосредственно к воздухоохладителю 2 через специальные отверстия 5 в водораспределительных тарелках. Сечение этих отверстий рассчитано на пропуск строго заданного количества пара. Деаэрированный конденсат попадает на сборную тарелку бис нее отводится в конденсатосборник.
Ранее показан ряд преимуществ и особенностей в секционировании конденсаторов по давлению. В частности, установлено, что при секционировании конденсаторов целесообразен каскадный перепуск конденсата в сторону секции с более высоким давлением, что обеспечивает выигрыш в экономичности турбоустановки. Реализация схемы каскадного перепуска конденсата может иметь различное конструктивное оформление.
На рис. 2.34 приведена схема подогрева конденсата в двухсекционном конденсаторе. Конденсат отработавшего пара секции с меньшим давлением 1 собирается на днище этой секции. В нескольких отсеках смонтированы устройства для слива конденсата в нижнее паровое пространство в виде струй. При этом слив конденсата происходит через гидрозатвор и систему отверстий за счет разности его уровней в смежных секциях с разными давлениями.
Для организации направленного движения пара из секции II в секцию I в днище секции I (слева) выполнены отверстия, через которые некоторое количество пара из секции II просасывается в секцию I, подогревая стекающий в виде струй конденсат. Этот конденсат собирается на дне конденсатора и движется в сторону секции II. Такое противоточное движение по отношению к потоку вентиляционного пара создает благоприятные условия для выделения пузырьков газа из объема воды и ее деаэрации.
Рис. 2.34. Схема подогрева и деаэрации конденсата при двухступенчатой конденсации пара в конденсаторах турбин ЛМЗ. А — пар, Б — охлаждающая вода, В -конденсат
Известно, что наиболее тяжелые условия для поддержания низкого кислородо-содержания конденсата возникают в конденсаторах теплофикационных турбин типов Т и ПТ, особенно в течение отопительного периода, когда малые паровые нагрузки конденсатора сочетаются с низкой температурой охлаждающей воды. Кроме того, теплофикационные турбины имеют более развитую вакуумную систему, включающую в себя помимо конденсационной установки и сетевые подогреватели. Это повышает вероятность возрастания присосов воздуха при работе турбины по тепловому графику. Для конденсаторов турбин типа ПТ положение усугубляется и тем, что для восполнения значительных потерь в цикле в конденсаторы подается большое количество насыщенной газами химически обессоленной воды. С учетом всех этих соображений ТМЗ и УралВТИ разработан деаэрационный конденсатосборник, применяемый в конденсаторах ряда турбин ТМЗ (рис. 2.35).
В данном конденсатосборнике установлено двухступенчатое струйно-барботажное устройство, работающее по противоточно-перекрестной схеме движения воды и пара.
Конденсат с днища конденсатора 1 через гидрозатвор 2 поступает на барботажный лист 3, через отверстия которого снизу подается пар, образующийся при вскипании горячих дренажей, поступающих в камеру 4 из коллектора 5. Затем конденсат попадает на перфорированный водораспределитель 6, с которого сливается струями на разделительную перегородку 7, движется по барботажному листу 8 и отводится через канал 9 из конденсатосборника 10 в трубопровод 11. Под
лист 8 через патрубок 12 подается конденсат рециркуляции. Пар, образующийся при его вскипании, проходит через отверстия в барботажном листе, а вода по каналу 13 вытесняется на начальный участок барботажного листа. Парогазовая смесь из конденсатосборника отводится через окно, образованное плоскостью перфорированного листа 14 и уровнем конденсата на поддоне 75.
Назначение такого гидравлического пароперепускного клапана, который подпитывается через патрубки 16, заключается в поддержании оптимального перепада давлений между конденсатосборником и конденсатором.
В настоящее время в связи с разработкой и внецрением бездеаэраторных схем требования к деаэрационным устройствам конденсаторов возрастают, что потребует их дальнейшего совершенствования.
2.3. Насосы конденсационной установки
Для обеспечения работы конденсационной установки необходимо откачивать конденсат отработавшего пара, охлаждать поверхность теплообмена, удаля гь воздух из конденсатора и циркуляционной системы. Для выполнения этих функций предназначены насосы конденсационной установки — соответственно конденсатные, циркуляционные и воздушные.
2.3.1. Воздушные насосы
Воздушные насосы предназначены для удаления воздуха из конденсатора и циркуляционной системы и поддержания необходимого вакуума.
По принципу действия воздушные насосы подразделяются на насосы струйного типа, центробежные и ротационные.
В конденсационных установках энергетических турбин отечественных заводов в настоящее время применяются насосы струйного типа, в которых рабочей (эжектирующей) средой служит пар (пароструйные эжекторы) или вода (водоструйные эжекторы).
В конденсационных устройствах судовых энергоустановок применяются элек-троприводные вакуумные насосы. В зарубежной практике находят применение водокольцевые вакуум-насосы, принадлежащие к числу ротационных насосов вытеснения.
По назначению эжекторы подразделяются на следующие виды:
•	основные эжекторы, предназначенные для удаления воздуха из конденсатора при нормальной работе турбины;
•	пусковые эжекторы, создающие при пуске турбоустановки разрежение в паровом пространстве конденсатора (при достижении давления 20... 30 кПа пусковые эжекторы отключаются и включаются основные эжекторы);
•	пусковые эжекторы циркуляционной системы, создающие разрежение в водяном пространстве конденсатора для заполнения его и сливных циркуляционных водоводов водой, а также удаляющие скапливающийся воздух при работе турбоустановки из верхней точки циркуляционной системы при наличии в ней разрежения.
Схема работы струйного насоса показана на рис. 2.36. Принцип действия пароструйного и водоструйного эжекторов одинаков. Рабочее тело (пар или вода) под давлением подается в приемную камеру 7, откуда через суживающееся сопло 2 (или несколько сопел) с большой скоростью направляется в камеру смешения 3, соединенную с паровым пространством конденсатора.
тора.
А — паровоздушная смесь из конденсатора, Б — подвод рабочего тела (пар или вода), В - выход смеси (усл. обознач. см. текст)
Струя рабочего тела, обладая большой кинетической энергией, увлекает за собой паровоздушную смесь из камеры смешения через проточную часть, состоящую из суживающейся (4) и цилиндрической (5) частей канала, а также диффузора 6, в котором происходят преобразование кинетической энергии потока в потенциальную и повышение его давления выше барометрического.
В пароструйном эжекторе рабочий пар, поступающий в приемную камеру с давлением рр , расширяется в сопле до давления насыщения р„ в камере смешения. Поскольку отношение давлений р„/рр ниже критического, в эжекторах применяются сопла Лаваля. Применение суживающейся (конфузорной) части 4 канала позволяет увеличить количество отсасываемого воздуха, при котором наступает перегрузка эжектора.
Одна ступень эжектора повышает давление не более чем в 4...6 раз. Поэтому в паротурбинных установках одноступенчатые эжекторы применяются в качестве пусковых. Для обеспечения степени повышения давления отсасываемого воздуха до 25...30 (от 3...6 кПа до барометрического давления) основные эжекторы выполняются с двумя или тремя последовательно включенными ступенями.
Схема двухступенчатого пароструйного эжектора представлена на рис.2.37. После первой ступени эжектора отсасываемая из конденсатора паровоздушная смесь попадает в охладитель (холодильник), где происходит конденсация части пара. Оставшаяся смесь поступает для дальнейшего сжатия во вторую ступень эжектора с меньшим остаточным содержанием пара, что создает условия для сжатия смеси с меньшей затратой энергии. Расход рабочего пара в трехступенчатом эжекторе может быть на 20...25 % ниже, чем в двухступенчатом. Конденсат из охладителей отводится раздельно или каскадно через холодильники в конденсатор, что позволяет предотвратить потери рабочего тела. Чтобы вместе с конденсатом из охладителей в конденсатор не возвращался воздух, обычно используют гидравлический затвор.
Рис. 2.37. Принципиальная схема двухступенчатого пароструйного эжектора.
I, II— первая и вторая ступени эжектора, 1 — конденсатор, 2 — конденсатный насос, 3 — холодильник, 4 — вход паровоздушной смеси, 5 — подвод рабочего пара, 6—выхлоп эжектора, 7— вход охлаждающей воды, 8 — линия рециркуляции, 9 — линия конденсата, 10 — каскадный сброс дренажа, II — отвод дренажа в конденсатор
Охладители эжекторов представляют собой теплообменники поверхностного типа, на наружной поверхности трубок которых происходит конденсация и охлаждение паровоздушной смеси, внутри трубок проходит основной конденсат, подаваемый из напорного коллектора конденсатных насосов. Таким образом, теплосодержание рабочего пара в пароструйном эжекторе используется для подогрева основного конденсата.
Технические характеристики основных пароструйных эжекторов представлены в табл. 2.8.
Характеристика	Марка эжектора														
	ЭП-3-25/75			ЭП-3-55/150			ЭП-3-50/150			эп-з-з			ЭП-3-135		
	I	II	III	I	II	III	I	II	III	I	II	III	I	II	III
Производительность на паровоздушной смеси, к'Уч		75			166,5			175			135			135	
Производительность на сухом воздухе, кг/ч		25/75			40/150			50/150			85/135			135	
Расход охлаждающей воды, кг/ч		165,024			500,000			500,000			69,840			70,000	
Расход рабочего пара, кг/ч	176	332	527	1224	1392	937	385	1004	1452	300	300	300	296	296	258
Давление рабочего пара, МПа		0,49			0,49			0,51			0,49			0,49	
Давление смеси на входе в эжек-		2,68			3,53			3,06			3,33			3,33	
тор, кПа Температура смеси на входе в эжектор, °C		17,5			21,0			17,0			—			—	
															
Давление за эжектором, МПа		0,108			0,123			0,108			0,108			0,108	
Поверхность охладителя, м2	15,0	10,3	8,1	61,4	44,7	30,6	40,7	31,2	25,2	14,2	8,0	5,1	15,3	17,9	17,9
Примечание. В числителе — номинальная производительность, в знаменателе — перезагрузоч-ная производительность, I-III — ступени.
Табл. 2.8. Технические характеристики основных пароструйных эжекторов
Водоструйный эжектор осуществляет одноступенчатое сжатие паровоздушной смеси, причем конденсация пара, содержащегося в ней, происходит на струе рабочей воды. Водяная струя, вытекающая из суживающегося сопла, быстро распадается на капли, на поверхности которых конденсируется паровоздушная смесь, отсасываемая из конденсатора. Диспергированная водяная струя и эжектируемый
воздух или паровоздушная смесь движутся первоначально раздельно. Затем происходит возмущение двухфазного водовоздушного потока, сопровождающееся его перемешиванием и торможением, приводящим к повышению давления смешанной среды.
Водоструйные эжекторы различаются между собой формой и длиной проточной части. Один тип эжектора имеет канал, состоящий, как и в пароструйном эжекторе, из конфузорного участка, затем относительно короткого цилиндрического участка и диффузора (как правило, эжекторы этого типа используются в качестве пусковых); другой тип - с удлиненной проточной частью, цилиндрической по всей длине и без диффузора (используется в качестве основных эжекторов). Из-за меньших потерь при сжатии водовоздушной смеси в удлиненной камере смешения второй тип эжекторов почти в 2 раза экономичнее эжекторов с короткой камерой.
Включение водоструйного эжектора по рабочей воде возможно по двум схемам — разомкнутой и замкнутой. При разомкнутой схеме рабочая вода для эжектора подается подъемными насосами, как правило, из напорного циркуляционного водовода. Водовоздушная смесь обычно сбрасывается из эжектора в сливной циркуляционный водовод либо в сливной канал. При оборотном водоснабжении с градирнями иногда применяются низконапорные водоструйные эжекторы, не требующие установки подземного насоса для подачи рабочей воды в эжектор.
Недостатки разомкнутой схемы: потери пара, отсасываемого из конденсатора вместе с воздухом, а также потребление значительного количества охлаждающей воды (до 10% полного ее расхода). Эти недостатки удается скомпенсировать применением замкнутой схемы (рис. 2.38), при которой рабочая вода (основной конденсат) циркулирует в контуре «эжектор — сливной бак — насос — эжектор». В баке за счет брызгального устройства происходит выделение из воды воздуха, после чего она вновь забирается насосом и подается на эжектор.
Рис. 2.38. Замкнутая схема водоструйной эжекторной установки.
1 — водоструйный эжектор, 2 — сливной бак, 3 — насос, 4 — поверхностный охладитель, 5 — трубопровод в бак низких точек, 6 — отсос из конденсатора, 7 — брызгальное устройство
На рис. 2.39, а приведена конструкция водоструйного эжектора ЭВ-4-1400, разработанного ЛМЗ.
Рис. 2.39. Водоструйный эжектор.
а — ЭВ-4-1400, б — ЭВ-7-1000; А — подвод воды, Б — подвод паровоздушной смеси, В — отвод паровоздушной смеси
Эжектор состоит из четырех параллельно включенных проточных частей с общими приемной 1 и сбросной 4 камерами. Водяные сопла 2 выполнены цилиндрическими и установлены против диффузоров 3, в которые направляются струи воды и увлекаемая ими паровоздушная смесь.
В состав турбоустановки К-300-240 ЛМЗ входят два водоструйных эжектора ЭВ-4-1400 и два подъемных насоса 32-Д-19. Основные эжекторы установлены на отметке 7,1 м машинного зала. Слив воды из эжекторов производится в сливной циркуляционный водовод конденсатора.
На рис. 2.39, б показан общий вид семиканального водоструйного эжектора ЭВ-7-100, разработанного ВТИ. По сравнению с эжектором ЭВ-4-1400 этот эжектор при меньшем расходе воды имеет объемный расход в 1,5.. .2,0 раза выше, что позволяет работать с высокой экономичностью при значительных присосах воздуха.
Эжектор состоит из семи параллельных цилиндрических камер смешения без диффузоров. В каждую камеру смешения 1 из своего сопла 2 поступает рабочая вода. Эжектор имеет общую водяную камеру, из которой вода поступает к рабочим соплам, и общую приемную камеру 3, в которую поступает паровоздушная смесь из конденсатора, а также общую сливную трубу.
Аналогичную конструкцию имеет эжектор ЭВ-7-1700, несколько отличающийся диаметрами камер смешения и сопел.
Технические характеристики применяемых на отечественных турбоустановках водоструйных эжекторов представлены в табл. 2.9.
Характеристика	Марка эжектора			
	ЭВ-4-1400	ЭВ-7-1000	ЭВ-7-1700	ЭВ-4-1100
Диаметр рабочего сопла, мм	75	46	56	64,5
Количество рабочих сопел	4	7	7	4
Диаметр камеры смешения, мм	115x4	100x7	125x7	115 х4
Расчетная температура рабочей воды, °C	10	20	12	26,5
Номинальное давление рабочей воды, кПа	343,2	343,2	343,2	441,0
Объемная производительность на сухом воздухе, м3/ч	2 160	3 500	5 950	2 000
Расчетный расход рабочей воды, м3/ч	1 545	1 000	1 700	1 260
Давление всасывания, кПа	3,42	3,42	3,92	6,77
Массовый расход воздуха, кг/ч	70	90	167	65
Давление за эжектором, МПа	93,2	93,2	93,2	88,2
Табл. 2.9. Технические характеристики основных водоструйных эжекторов
Рассмотрим показатели и характеристики эжекторов, режимы их работы и взаимосвязь с работой конденсатора.
Основными показателями работы эжекторов являются параметры рабочей и эжектируемой сред (расход, давление, температура), степень сжатия (рс /рр ), массовый (U=Dw / Dp) или объемный (Uo = VcmI Vp) коэффициенты инжекции соответственно.
При выборе расчетного давления рабочего пара пароструйного эжектора определяющим является обеспечение устойчивой работы эжектора при изменениях
давления пара, связанных с переменным режимом работы турбоустановки. Если на турбоустановках с начальным давлением пара 2,9 и 9,0 МПа принималось давление рабочего пара на эжектор 1,3 МПа, то в современных установках используется давление 0,5 МПа (см. табл. 2.8). Применение относительно невысокого давления позволяет отказаться от сопел с малыми диаметрами узкого сечения, вероятность засорения которых больше.
Расход рабочего пара на пароструйный эжектор определяется в результате детального расчета эжектора. Для ступени эжектора ориентировочное значение расхода пара можно оценить по формуле
D. = 347^“-^,	(2.20)
Г И, р,
где Dcm — количество паровоздушной смеси, кг/ч;
На — адиабатный перепад теплоты между давлениями рс, рн;
рс, рн — давления за диффузором и в приемной камере соответствующей ступени эжектора.
Расход пара на трехступенчатый эжектор равен 10...20-кратному расходу удаляемой эжектором паровоздушной смеси и составляет 0,1% от расхода пара на турбину.
Давление рабочей воды в водоструйном эжекторе определяется схемой его включения. По данным ВТИ, максимальный объемный коэффициент эжекции ир (кПа), достигается при давлении рабочей воды
0,85-
где F,f— площади наименьших сечений диффузора и сопла рабочей воды.
Для основных водоструйных эжекторов соотношение площадей составляет 2.. .3 и давление рабочей воды — 0,342...0,735 МПа (см. табл. 2.9).
Расход рабочей воды на водоструйный эжектор (м3/ч), ориентировочно можно определить (для одной струи) по зависимости
V
v -
Ро-Рн /	(2-22)
Рс ~ Рн
Расход рабочей воды на один эжектор составляет от 1 до 3,5% расхода циркуляционной воды, на всю группу эжекторов — от 4 до 10%.
Степень сжатия эжектора при неизменном давлении на выходе из него определяется давлением всасывания. В условиях эксплуатации основными причинами, вызывающими изменение давления всасывания эжектора, являются изменения расхода отсасываемого воздуха и температуры паровоздушной смеси.
Давление всасывания эжектора (на входе в его первую ступень) при отсасывании паровоздушной смеси составляет
Рн Рп Рвозд Рп 0,287	• Deo3d рп + аОвоз^,	(2.23)
'возд
где Taat, Vtuad, D,m» — соответственно температура (К), объем (м3/кг) и количество воздуха (кг/с).
Дня обеспечения давления рк в конденсаторе необходимо, чтобы абсолютное давление всасывания ри в приемной камере эжектора первой ступени составляло
Рн Рк Дрк ~ Дртр ,
(2-24)
где Дрк, Др „у — паровое сопротивление конденсатора и сопротивление трубопровода от места отсоса паровоздушной смеси до приемной камеры эжекто-
ра соответственно.
Общее количество паровоздушной смеси Du (кг/ч) , удаляемой из конденсатора, равно сумме количества воздуха Z>e(ad и пара D„.cm в этой смеси:
В см	^возд ~^^п.см
1 + 0,622-^-
Рвозд >
 Вдозд г
(2.25)
где РъРва») — парциальное давление пара и воздуха в удаляемой смеси.
Объем удаляемой из конденсатора паровоздушной смеси (м3/ч), равный объему удаляемого воздуха опрт деляется из уравнения
ж/ _ ж/	_-^возд^возд^возд _ 0,287 (273 + tcM)	Г? ЭМ
'см - ’'возд  --------------------------------ивозд •
Рвозд	Рвозд
Объем пара, удаляемого вместе с воздухом из конденсатора, считаем равным общему объему смеси, поэтому количество пара в смеси
у
D = — пСМ	’
vn
где vn — удельный объем насыщенного пара (м3/кг) при температуре ten.
Практикум. Определить количество и состав удаляемой эжектором из конденсатора паровоздушной смеси при 1см = 20°С;	= 10 кг/ч; р« = 5,6 кПа; Дрк = 0,5 кПа; Дртр =
=<0,1 кПа.
Давление паровоздушной смеси в приемной камере эжектора определим по формуле (2-24)
Р„ = РК- Дрк - Ьртр = 5,6 - 0,5 - 0,1 = 5,0 кПа.
Парциальное давление пара в смеси при ten = 20°С: рл = 2,337 кПа. Соответствующий удельный объем vn = 57,84 м3/кг. Парциальное давление воздуха в смеси из выражения (2.24) равно
= Рп~ Рп= 5,0 - 2,337 = 2,663 кПа.
Объем паровоздушной смеси, удаляемой из конденсатора, определим по формуле (2.26)
0,287(273 +	0,287(273 + 20)	,
vcm = -------—-------—  Овозд = -------------------1 - 10 = 315,8 М3/кг.
2,663
Рвозд
Количество несконденсировавшегося пара, удаляемого с воздухом:
Уем	315,8	„	,
Dn.cM =------- =------ “ 5,5 кг/ч.
v	57,84
Общее количество паровоздушной смеси, удаляемой из конденсатора, определим по выражению (2.25):
^см ~ ^возй + &щсм Ю + 5,5 15,5 кг/ч.
Характеристику пароструйного эжеюпора обычно представляют в форме зависимости давления всасывания р„ перед ступенью эжектора от расхода сухого воздуха D„rm>. Аналогичный характер имеют характеристики эжектора при отсасывании паровоздушной смеси определенной температуры. Характеристика пароструйного эжектора при отсасывании им сухого воздуха или паровоздушной смеси определенной температуры состоит из двух различных участков (рис. 2.40).
VH, м3/ч
Рис. 2.40. Характеристики пароструйного эжектора ЭП-3-75.
-------паровоздушная смесь, -------сухой воздух
0	20	40	60	80	100 И^д.кг/ч
На первом участке, отвечающем изменению расхода воздуха от нуля до некоторого значения D*O3d и называемом рабочим участком (участок ab, см. рис. 2.40), характеристики сравнительно пологие, на втором участке, отвечающем Овозд > Deo3d и называемом перегрузочным (участок be), они значительно более крутые.
Два участка характеристики эжектора соответствуют двум различным режимам работы первой ступени: предельному (рабочий участок) и допредельному (перегрузочный участок).
Предельный режим работы наступает, когда скорость инжектируемого или смешанного потока достигает критического значения и производительность эжектора становится максимальной (предельной) для заданных параметров рабочего и отсасываемого потоков.
Переход от предельного к допредельному режиму зависит от того, является ли действительное противодавление первой ступени большим или меньшим, чем ее предельное противодавление.
Предельное противодавление — значение давления парогазовой смеси на выходе из эжектора, ниже которого при фиксированных значениях рр и р„ изменение давления рс не влияет на расход эжектируемой среды и зависит от размеров проточной части эжектора, параметров рабочего пара и количества отсасываемой смеси. Его значение можно ориентировочно оценить из выражения
f 6 ч	(2-27)
Pnp--PV + uh
Г
где f, F — соответственно площадь минимального сечения сопла рабочего пара и площадь горла диффузора;
р — абсолютное давление рабочего пара;
и — коэффициент эжекции.
При неизменном давлении всасывания противодавление определяется степенью сжатия смеси в ступени.
Предельному режиму соответствует условие, что действительное противодавление не превышает предельного, а при допредельном режиме оно выше предельного.
Противодавление первой ступени в двухступенчатом эжекторе, а также первой и второй — в трехступенчатом определяется давлением всасывания следующей за ней ступени и сопротивлением расположенного перед ней промежуточного охладителя и растет с увеличением расхода воздуха Demd , содержащегося в отсасываемой из конденсатора паровоздушной смеси.
Режим работы каждой последовательно включенной ступени эжектора зависит от фактического противодавления, которое устанавливается после ее диффузора и зависит от режима работы эжектора в целом.
Рабочий участок характеристики пароструйного эжектора определяется работой первой ступени эжектора на предельном режиме, а перегрузочная часть — переходом первой ступени на допредельный режим. На рабочем участке объемный расход отсасываемой эжектором среды постоянен и не зависит от противо
давления и температуры отсасываемой паровоздушной смеси. Рабочие участки характеристик эжектора представляют собой семейство параллельных прямых линий, отвечающих каждая определенному значению температуры всасываемой смеси, и описываются уравнением (2.23).
Чем выше температура, тем выше давление всасывания эжектора при данном расходе воздуха, т. е. выше расположен рабочий участок характеристики эжектора. Каждая характеристика пересекает ось ординат р„ в точке, соответствующей давлению насыщения водяного пара при температуре /е., (см. рис. 2.40).
Поскольку объемный расход пара, содержащегося в отсасываемой смеси, равен объемной производительности эжектора Vn, то рабочему участку характеристики, на котором Vn = const, отвечает при неизменной температуре насыщенной смеси практически постоянный массовый расход пара.
При повышении температуры смеси содержание пара в ней значительно возрастает, однако увеличивающийся при этом суммарный расход отсасываемой среды (см. выражение 2.25) приводит к перегрузке эжектора, так как большая часть пара конденсируется в промежуточном холодильнике.
При переходе на перегрузочный участок (Ptajj>= Deoji)) объемный расход отсасываемой среды понижается с увеличением расхода воздуха, что приводит к резкому росту давления всасывания. Работа эжектора на этом участке не должна допускаться во избежание повышения давления в конденсаторе сверх допустимых значений. Поэтому рабочей производительностью эжектора при данных условиях его работы называется максимальный расход сухого воздуха D*o3i), отсасываемый в пределах рабочего участка, т. е. до наступления перегрузки эжектора.
Одноступенчатые эжекторы работают при практически постоянном противодавлении, и их характеристики не имеют перегрузочного участка.
Характеристику эжектора при отсосе сухого (атмосферного) воздуха, получаемую при испытаниях эжектора в условиях завода-изготовителя, можно пересчитать на паровоздушную смесь. Давление всасывания определяется в этом случае по формуле
Рн
Р -0,45 _
+'Веозд, Q,95Deo3i)
(2.28)
где р* — давление всасывания, кПа;
Deo3(t — весовое количество отсасываемого сухого воздуха в точке перехода на перегрузочный режим (точка Ь, см. рис. 2.40), кг/ч.
Весовой расход отсасываемой паровоздушной смеси определяется на основании уравнений Клапейрона — Менделеева
Рн^возд — ^возд ' В-возд '^возд’
Рн^см ~ ^см ' ^см ' ^см •
Поскольку объемы равны (Р = ¥втд), то справедливо выражение
= “''‘У . 7-' , о-тЛЪ*.. G _ 0,378—I.	(2.29)
"си 'си	'си V	Рем >
Объемная производительность эжектора (м3/ч) при отсасывании паровоздушной смеси приближенно оценивается по формуле
у _ ^^возд	(2.30)
" р* - 0,45 ’
Конденсационная установка оснащается не менее чем двумя пароструйными эжекторами, присоединенными по рабочему пару и отсасываемой смеси к общим коллекторам. Удаление расчетного количества воздуха и поддержание давления в конденсаторе должны обеспечиваться, как правило, одним эжектором. Максимальный расход воздуха DeO3d, отвечающий переходу эжектора на перегрузочную ветвь его характеристики, принимается в 3 раза превосходящим допускаемый по ПТЭ присос воздуха в вакуумную систему. При повышении присосов воздуха выше
Deo3d работа турбоустановки с номинальной нагрузкой должна обеспечиваться дополнительным включением эжекторов.
При параллельной работе двух эжекторов их объемные производительности суммируются и угловой коэффициент а совмещенной характеристики в формуле (2.23) определяется по их суммарной производительности.
Показатели работы эжектора зависят также от параметров рабочего пара и эффективности работы промежуточных холодильников.
Характеристику водоструйного эжектора представляют в виде зависимости давления всасывания р„ от расхода эжектируемого сухого воздуха, чистого или находящегося в смеси с паром, при конкретных значениях давления рабочей воды рр и ее температуры /р (рис. 2.41). С ростом расхода воздуха давление всасывания увеличивается, а при Demd — 0 давление всасывания близко к давлению насыщенного пара при температуре рабочей воды.
При отсасывании сухого воздуха водоструйные эжекторы имеют практически линейную характеристику во всем рабочем диапазоне давлений всасывания, причем эжекторы с удлиненной цилиндрической камерой смешения сохраняют линейную характеристику до значений давления всасывания, приближающихся к барометрическому давлению.
С увеличением давления рабочей воды (до определенных значений) давление всасывания уменьшается (см. рис. 2.41, а) и характеристика протекает более полого. При этом увеличиваются объемная производительность эжектора и объемный расход рабочей воды.
Характеристики эжектора при постоянном давлении рабочей воды и различной ее температуре эквидистантны (см. рис. 2.41, б), их ординаты различаются на величину, равную разности давлений насыщения, соответствующих температурам рабочей воды. Объемная производительность эжектора практически не зависит от температуры рабочей воды.
Рис. 2.41. Характеристики водоструйного эжектора ЭВ-4-1400 при отсасывании сухого воздуха (усл. обознач. см. текст)
Рабочая характеристика водоструйного эжектора при отсасывании сухого воздуха описывается уравнением, аналогичным (2.23)
Рн ~ Ptp
^еозй(273 + /р)
+ у	пеозд >
'возд
(2-31)
где ptp — абсолютное давление насыщенного водяного пара при температуре рабочей воды /р, равной температуре смеси в камере смешения.
При отсасывании сухого воздуха в камере смешения эжектора происходит насыщение пузырьков воздуха парами рабочей воды, причем температура пара в водовоздушной эмульсии практически равна температуре рабочей воды.
При отсасывании из конденсаторов паровоздушной смеси пар полностью конденсируется на струе рабочей воды и не требует затраты энергии на его сжатие. При отсасывании из конденсатора чистого пара = 0) начальная точка характеристики эжектора должна соответствовать давлению пара при температуре отсасываемого из конденсатора чистого пара (/„, при = 0).
По мере увеличения содержания воздуха в паре (/«, = const) давление всасывания водоструйного эжектора растет и определяется выражением (2.16)
(
Рн= Рн 1 + 6,622 V
Ввозд
D„
Объемная и массовая производительность водоструйного эжектора при отсасывании чистого пара (или паровоздушной смеси с большим содержанием в ней пара) значительно выше, чем при отсасывании сухого воздуха. Это объясняется
интенсивным теплообменом между паром и водяной струей, что приводит к полной конденсации пара в камере смешения эжектора. По мере увеличения расхода воздуха массовый расход пара, содержащегося в отсасываемой смеси, и объемная производительность эжектора уменьшаются, а давление всасывания эжектора (при прочих равных условиях) приближается к его значению при работе на сухом воздухе. При некотором значении Deo3d = D*o3d обе характеристики практически совпадают.
С увеличением расхода воздуха количество пара, захватываемого из конденсатора вместе с воздухом, несколько уменьшается, поскольку уменьшается интенсивность теплообмена между паровоздушной смесью и струей жидкости, а также сказывается присутствие неконденсирующихся газов (воздуха), которые должны быть сжаты в проточной части эжектора.
На рис. 2.42 представлена характеристика эжектора при отсасывании паровоздушной смеси. Переход кривых объемной производительности эжектора на горизонтальную ветвь соответствует переходу характеристики эжектора ря	в
область перегрузки. Объемная производительность эжектора в этом случае приближается к его производительности на сухом воздухе (см. рис. 2.42: Vetn) = 100 м3/ч).
Рис. 2.42. Зависимости давления (а) и расхода пароводяной смеси (6) от расхода воздуха водоструйного эжектора ЭВ-4-1400 при отсасывании паровоздушной смеси
При режиме работы конденсационной установки, отвечающем наклонной ветви характеристики с—Ь, давление в конденсаторе растет с увеличением расхода воздуха, что приводит к снижению экономичности работы турбины. В отличие от пароструйного эжектора, не допускающего работу при его перегрузке, водоструйный эжектор обеспечивает и в этих условиях устойчивое удержание давления в конденсаторе в соответствии со своей характеристикой на сухом воздухе.
Характеристику водоструйного эжектора при отсасывании паровоздушной смеси можно построить следующим приближенным способом:
•	по уравнению (2.31) для заданной температуры рабочей воды построить ха
рактеристику а—b при отсасывании сухого воздуха, определяя объемную производительность эжектора по уравнению состояния для воздуха;
•	для любой заданной температуры паровоздушной смеси по таблицам водяного пара определяется соответствующее давление насыщения при Z>e<Od = 0. Эта точка располагается на оси ординат характеристики эжектора (точка d для = 40 °C). При увеличении содержания воздуха в смеси ри слабо растет, и в первом приближении можно полагать, что р„ = const. Переход на перегрузочную ветвь совершается по кривой d—с—Ь, асимптотически приближающейся к характеристике а—b для сухого воздуха.
Таким образом можно построить семейство характеристик для нескольких температур отсасываемой смеси при различных температурах рабочей воды.
Сжатие воздуха в водоструйном эжекторе происходит до противодавления рс, устанавливающегося на выходе из эжектора в сливной трубе. Противодавление определяется высотой установки эжектора над уровнем воды в сливном баке h (м), средней плотностью водовоздушной смеси (кг/м3), в сливной трубе и гидравлическим сопротивлением сливной трубы (кПа):
рс=В- hpt„g • 10'3 + Лртр.
В рабочем диапазоне противодавлений наблюдаются два различных режима работы водоструйного эжектора: допредельный, при котором понижение противодавления вызывает понижение давления всасывания (или рост объемной производительности), и предельный, когда давление всасывания и объемная производительность не зависят от противодавления. Допредельный режим наблюдается при более низких противодавлениях, а предельный — при более высоких. Уменьшение противодавления может быть достигнуто увеличением высоты установки эжектора при соблюдении условия обеспечения устойчивой работы сифона в сливной трубе за эжектором.
Рабочие процессы в конденсаторе и эжекторе взаимосвязаны. Так, например, изменение давления всасывания эжектора приводит к изменению давления пара в конденсаторе, соответственно изменятся температура насыщения пара и условия теплообмена в конденсаторе. Изменение давления пара вызовет изменение удельного объема пара и соответственно скоростей потока, а следовательно, и парового сопротивления конденсатора, что также окажет влияние на давление всасывания (см. уравнение 2.24).
Изменение температуры или расхода охлаждающей воды, загрязнение трубок конденсатора вызывают изменение температуры отсасываемой смеси, а следовательно, и парциального давления пара в ней, что определяет изменение как давления в конденсаторе, так и давления всасывания.
Изменение количества засасываемого в конденсатор воздуха в соответствии с характеристикой эжектора влияет на давление всасывания и соответственно давление в конденсаторе. При этом влияние на работу конденсатора зависит не только от величины присосов, но и от технической характеристики эжектора — его объемной производительности, которая определяет угол наклона рабочей характеристики.
При нормальном эксплуатационном состоянии конденсатора давление в нем, определяемое рабочими характеристиками конденсатора, поддерживается только в том случае, если эжектор создает необходимое разрежение, удаляя весь поступающий в конденсатор воздух.
При чрезмерно больших присосах воздуха или неудовлетворительной работе эжектора баланс между поступлением и отсосом воздуха нарушается. В конденсаторе постепенно накапливается воздух, теплоотдача ухудшается, давление растет, массовая производительность эжектора с ростом давления всасывания увеличивается. Установившийся режим наступит на таком уровне давления в конденсаторе, когда производительность эжектора станет равной новому значению присосов воздуха.
На рис. 2.43 показана качественная характеристика системы конденсатор — эжектор в виде зависимости давления в конденсаторе рк от расхода пара в конденсатор DK (расход и температура охлаждающей воды постоянны).
Рис. 2.43. Характеристика системы конденсатор — эжектор.
1, 2 — характеристика эжектора при различных D (Pn)Jj)i <	3—характеристика кон-
денсатора
При присосе воздуха когда давление всасывания эжектора (линия 1, см. рис. 2.43) ниже давления в конденсаторе, вакуум системы определяется только конденсатором. При этом эжектор ухудшает свой вакуум из-за отсоса лишнего пара.
При присосе воздуха DeaM (линия 2, см. рис. 2.43) до расхода пара DKi вакуум системы определяется эжектором, который не в состоянии поддержать вакуум, определяемый конденсатором. Для углубления вакуума необходимо уменьшить присосы воздуха или подключить дополнительный эжектор (уменьшив тем самым Dgmd и соответственно уменьшив давление всасывания). При расходе DK > DKi вакуум системы будет определяться конденсатором.
На рис. 2.44 показаны характеристики водоструйного эжектора на сухом воздухе и зависимость давления в конденсаторе от расхода воздуха при работе с водоструйным эжектором. В области малых расходов воздуха давление в конденсаторе практически не зависит от расхода воздуха, несмотря на понижение давления всасывания в приемной камере эжектора. Это объясняется повышенным па
ровым сопротивлением конденсатора и тракта отсоса паровоздушной смеси при резко увеличивающемся количестве отсасываемого пара.
Рис. 2.44. Зависимость давления в конденсаторе 300 КЦС-1 и в приемной камере эжектора ЭВ-4-1400 от расхода воздуха.
1 — давление в конденсаторе, 2—характеристика двух работающих эжекторов на сухом воздухе
При значительных присосах воздуха давление в конденсаторе определяется работой эжектора и характеристика конденсатора практически совпадает с характеристикой эжектора на сухом воздухе. При увеличении расхода воздуха расход отсасываемого из конденсатора пара и объемный расход смеси уменьшаются, что влечет за собой уменьшение парового сопротивления конденсатора и тракта отсоса смеси. При больших расходах воздуха эти сопротивления уменьшаются до минимума и характеристики эжектора и конденсатора практически совпадают.
При выборе расчетной производительности эжектора необходимо также учитывать характеристики конденсатора. Углубление вакуума в конденсаторе (и связанный с ним прирост мощности турбины) за счет увеличения производительности эжектора необходимо сопоставлять с расходами пара на пароструйный или воды на водоструйный эжектор.
В качестве основных эжекторов на отечественных турбоустановках наибольшее распространение нашли пароструйные эжекторы.
Водоструйные эжекторы, распространенные в 20 - 30-е годы для паровых турбин небольшой мощности, а затем замененные пароструйными эжекторами, снова нашли применение в качестве основных эжекторов в блочных турбоустановках на сверхкритические параметры пара ЛМЗ и в качестве пусковых на турбоустановках К-300-240 ХТЗ.
Пароструйные эжекторы требуют автоматического регулирования давления пара перед соплами эжектора. При пуске турбины и сбросе нагрузки необходимо предусматривать резервную линию питания эжектора дросселированным свежим паром.
Использование деаэратора для питания эжектора упрощает схему, но также требует резервной линии свежего дросселированного пара и отпадает при бездеаэра-торной схеме станции.
При пусках блоков на скользящих параметрах подачу пара эжектору необходимо осуществлять от независимого источника, что также усложняет схему.
Основные преимущества водоструйного эжектора перед пароструйным: простота конструкции, отсутствие охладителей конденсата, возможность набора вакуума независимо от параметров пара и его расхода на турбоустановку. При значительных присосах воздуха в вакуумную систему водоструйные эжекторы более надежны, чем пароструйные, поскольку в этих условиях водоструйный эжектор работает с постоянным объемным расходом и имеет более пологую зависимость давления всасывания от расхода воздуха в области перегрузочных режимов, чем пароструйный эжектор, который в этой области резко уменьшает объемный расход.
При достаточно высоком объемном расходе водоструйного эжектора и умеренных присосах воздуха в вакуумную часть турбоустановки он способен создать более низкое давление в своей приемной камере, чем пароструйный эжектор. При этом в конденсаторе также создается более глубокое разрежение, хотя увеличение сопротивления тракта отсоса паровоздушной смеси уменьшает этот эффект.
К недостаткам водоструйного эжектора следует отнести то, что эжектор потребляет значительно больше воды, чем пароструйный; велики потери конденсата вследствие конденсации большого количества пара, отсасываемого из конденсатора. Для работы водоструйного эжектора необходима установка подъемного насоса, что снижает общую надежность турбоустановки. Имеются случаи интенсивной коррозии сливной трубы, по которой перемещается водовоздушная смесь.
Выбор типа эжектора осуществляется на основе технико-экономического анализа и традиций, принятых на заводе, проектирующем конденсационную установку.
2.3.2. Выбор конденсатных насосов
Конденсатные насосы предназначены для откачки из конденсатора и подачи в деаэратор конденсата отработавшего в турбине пара, конденсата греющего пара теплообменных аппаратов системы регенеративного подогрева питательной воды, химобессоленной воды и других потоков, поступающих в конденсатор. Энергоблоки, оборудованные блочными обессоливающими установками (БОУ), имеют двухступенчатую систему откачки конденсата из конденсатора и подачи его в деаэратор. Первую ступень составляют конденсатные насосы обессоливающей установки, подающие конденсат из конденсатора в БОУ. Конденсатные насосы второй ступени подают конденсат через систему регенерации низкого давления в деаэратор. В системах регенерации со смешивающими подогревателями насосы второй ступени откачивают конденсат из этих подогревателей.
Особенность работы конденсатного насоса заключается в том, что насос откачивает жидкость, температура которой близка к температуре насыщения. Это создает условия для срыва работы насоса и возникновения кавитационных явлений.
Кавитация начинается при падении давления жидкости до значения, равного (или большего) давлению упругости ее насыщенного пара, и сопровождается нарушением сплошности потока и образованием пузырей или полостей (каверн), заполненных паром. Работа насоса в условиях кавитации приводит к разрушению как движущихся, так и неподвижных его частей.
Снижение абсолютного давления в проточной части насоса до давления упругости пара перекачиваемой жидкости, приводящее к кавитации, может быть вызвано уменьшением подпора на всасе, снижением абсолютного давления в системе, ростом температуры перекачиваемой жидкости.
Для предотвращения кавитационных явлений необходимо обеспечить во всасывающей воронке насоса избыточное давление сверх давления насыщенного пара, называемое кавитационным запасом (или минимальной величиной подпора). Степень переохлаждения конденсата незначительна, поэтому конденсатный насос должен располагаться ниже уровня воды в конденсаторе и работать при минимально возможных подпорах. Снижение уровня в конденсаторе приводит к уменьшению подпора и может привести к срыву насоса, если подпор упадет ниже значения, соответствующего первому критическому режиму кавитации. Поэтому должна обеспечиваться надежная работа регулятора уровня в конденсаторе и регулирующего клапана на линии конденсата.
Изменить условия всасывания можно двумя способами: увеличением высоты подпорного столба жидкости на всасе насоса и переходом на пониженную частоту вращения.
Первый способ связан с заглублением насосного агрегата относительно уровня конденсата в конденсаторе, отметка которого практически совпадает с уровнем земли. Поэтому требуется заглубление насосов и соответствующее увеличение капитальных затрат по сооружению установки.
Выполнение второго способа приводит к увеличению массы и габаритных размеров самого насоса и его электропривода. Минимальные значения кавитационного запаса вызывают необходимость выполнения конденсатных насосов с низкими частотами вращения (обычно 1000... 1500 об/мин).
Условия работы конденсатных насосов в области глубокого вакуума вызывают необходимость обеспечения высокого качества уплотнений вала, как при работе насоса, так и при нахождении его в резерве. При работе в условиях, близких к кавитационному срыву, возможны выделение воздуха из воды и скопление его в области всасывания, что ведет к срыву работы насоса. Для удаления выделившегося воздуха и отсоса его при запуске насоса камеры всасывания снабжены отводами в виде каналов в корпусе, соединяющих область всасывания с вакуумным пространством конденсатора.
Применение в конденсатных насосах относительно низкой частоты вращения, использование материалов, стойких к кавитационным разрушениям, установка для первой ступени насоса рабочих колес специальной конструкции с высокой всасывающей способностью приводят к тому, что конденсатные насосы обладают более низкой экономичностью, большей металлоемкостью и более высокой стоимостью по сравнению с другими насосами на аналогичные подачи и напоры.
В турбоустановках необходимое количество конденсатных насосов выбирают с резервом. Как правило, группа насосов, перекачивающих основной конденсат, состоит из трех агрегатов с подачей, равной 50...60 % максимального расхода конденсата, а остальные группы конденсатных насосов—из двух агрегатов со 100 %-й подачей каждый. Общую подачу определяют по наибольшему пропуску пара в конденсатор с учетом регенеративных отборов турбины. Конденсатные насосы теплофикационных турбин выбираются по конденсационному режиму их работы с выключенными теплофикационными отборами для внешнего потребителя.
Давление насосов определяют с учетом давления и гидравлических сопротивлений в элементах оборудования и системе трубопроводов. При включении в тракт конденсата установки химического обессоливания насосы первого подъема (ступени) выбирают с небольшим напором, а второго подъема — с напором, необходимым для подачи конденсата через поверхностные регенеративные подогреватели низкого давления в деаэратор питательной воды.
При применении бездеаэраторных схем требуется некоторое увеличение давления воды за последней ступенью конденсатных насосов для создания необходимого кавитационного запаса на всасе питательных насосов.
В качестве конденсатных насосов на электростанциях применяются центробежные насосы горизонтального и вертикального типов.
Типоразмеры и основные параметры насосов представлены в табл. 2.10, области работы насосов (поля Q — Н) приведены на рис. 2.45. Для расширения диапазона экономичного использования насосов допускается изменение подачи и напора насосов в пределах указанного поля за счет обточки ретулирующего колеса по наружному диаметру на 10 % от первоначального его значения, при этом снижение КПД от указанного в табл. 2.10 не должно превышать 3 %.
Марка насоса	№ насоса на рис. 2.45	Допускаемый кавитационный запас, м	Частота вращения, об/мин	Мощность, кВт	КПД, %	Температура жидкости на входе в насос, “С	Давление на входе в насос (не более), МПа
Кс 125-140	1	1,6	3 000	77	62	125	0,4
КсВ 320-160	2	2,0	1 500	186	75	135	1,0
КсВ 500-85	3	1,6	1 000	154	75	125	1,0
КсВ 500-150	4	2,5	1 500	272	75	125	1,0
КсВ 1000-95	5	2,5	985	333	76	70	0,6
КсВА 500-220	6	2,5	1 500	400	75	125	1,0
КсВА 1500-120	7	2,3	740	600	80	70	0,2
Табл. 2.10. Конденсатные насосы
Рис. 2.45. Области работы конденсатных насосов (усл. обознач. насосов см. табл. 2.10)
Приведем примеры условного обозначения насосов. Центробежный конденсатный насос горизонтального исполнения с подачей 50 м3/ч и напором 55 м — насос Кс50-55 (ГОСТ 6000-79); то же, но вертикального исполнения с подачей 1000 м3/ч и напором 95 м — насос КсВ 1000-95. Центробежный конденсатный насос в горизонтальном исполнении для АЭС с подачей 1500 м3/ч и напором 240 м — КсА 1500-240 (ГОСТ 24465-80) и в вертикальном исполнении с подачей 500 м3/ч и напором 220 м — КсВА 500-220.
При выборе конденсатных насосов следует помнить, что основным резервом повышения экономичности конденсатных насосов является снижение неоправданно высокого напора. Ограниченная номенклатура выпускаемых насосов зачастую приводит к значительному завышению подач и напоров установленных насосов. Поскольку у конденсатных насосов нет экономичных средств ретулирования, их характеристики должны выбираться с минимально необходимыми запасами. Запас на режим регулирования и на эксплуатационный износ рабочих органов достаточно принять равным 10 % от максимального расхода. Запас по напору при этом будет зависеть от крутизны напорной характеристики.
Насосы должны иметь непрерывно падающую напорную характеристику в интервале подач от 20 % до номинальной. Наклон напорной характеристики составляет обычно 15...20 %.
2.3.3. Выбор циркуляционных насосов
Циркуляционные насосы предназначены для снабжения электростанции охлаждающей и технической водой. Удельный расход воды, циркулирующей в системе технического водоснабжения ТЭС, в среднем составляет 130 кг/(кВтч), на АЭС — 200 кг/(кВт-ч). Основная часть подаваемой воды направляется в конденсаторы турбин (90...97 %), а остальная часть используется на охлаждение масла, воздуха, водорода, в качестве рабочей среды в водоструйных эжекторах, подпитку теплосети, химводоочистку и другие нужды. Количество воды, подаваемой в конденсаторы, приведено в табл. 2.5.
Производительность насосов выбирается по летнему режиму, когда при высокой температуре воды требуется ее наибольшее количество. При этом увеличение расхода охлаждающей воды в конденсаторы турбин в летнее время допускается не более чем на 10 %, а снижение зимой — не более чем на 50 % номинального расхода.
Количество насосов обусловлено прежде всего принятой схемой водоснабжения.
В настоящее время применяются две основные схемы водоснабжения конденсаторов турбин: блочная схема и схема водоснабжения с магистральными водоводами.
Блочная схема водоснабжения применяется, как правило, для конденсационных ТЭС при прямоточном водоснабжении и при использовании в качестве охладителей воды водохранилищ-охладителей. Эта схема используется при незначительном удалении береговой насосной от главного корпуса электростанций, так как требует отдельных водоводов на каждую турбоустановку (два водовода на турбину). На конденсатор блока устанавливаются два циркуляционных насоса, каждый по своему водоводу на половину конденсатора или, если турбоустановка имеет два конденсатора, на один из двух конденсаторов турбоустановки. Данная схема проста в эксплуатации, требует минимального количества запорной арматуры. Отсутствие возможности маневрирования и резервирования насосного оборудования предъявляет повышенные требования к надежности насосов, так как выход из строя одного из них приводит к снижению мощности энергоблока.
В схеме с магистральными водоводами насосы на береговой насосной работают параллельно на два и более магистральных водовода большого диаметра, по которым вода подается на все конденсаторы электростанции. К каждому магистральному водоводу подключают два-три и более насосов, работающих параллельно.
Надежность снабжения конденсаторов охлаждающей водой обеспечивается подключением к каждому магистральному водоводу одной из половин конденсаторов турбин, установленных на ТЭС. Схема применяется при прямоточном водоснабжении, при оборотном водоснабжении с водохранилищами-охладителями или градирнями. В этом случае циркуляционные насосы укрупняют, принимая по одному на турбину. Схемы с магистральными водоводами позволяют регулировать расход охлаждающей воды отключением насосов, допускают резервирование насосов, что повышает надежность функционирования системы.
Вследствие усложнения коммутаций, увеличения потерь напора на ТЭС и АЭС с крупным энергоблоками эти схемы применяются редко и наиболее распространены на ТЭЦ с турбинами малой и средней мощности.
К циркуляционным насосам резерв не устанавливают. В зимнее время, когда при низкой температуре воды расход ее существенно снижается, часть насосов фактически является резервом.
Общее давление, создаваемое насосом, определяется давлением, необходимым для подъема воды на геодезическую высоту, гидравлическим сопротивлением всасывающих и напорных водоводов с арматурой и самого конденсатора.
В целях уменьшения капитальных вложений и эксплуатационных издержек наиболее рациональна одноступенчатая схема перекачки воды.
Применение двухступенчатой схемы может быть, в частности, обусловлено ограничением давления на стенки конденсатора. Так, для электростанций с градир
нями производительностью 100000 м3/ч и более необходим напор 30...40 м, а значения давлений на корпусе водяных камер эксплуатируемых конденсаторов не превышают допустимых техническими условиями 100...200 кПа.
Разрабатываемые конструкции конденсаторов с допустимым избыточным давлением в водяной камере до 350 кПа позволят отказаться от двухступенчатых схем. Для подачи охлаждающей воды в конденсаторы применяются центробежные горизонтальные (типа Д) и вертикальные (типа В) насосы, а также вертикальные осевые (ОПВ) и диагональные (ДПВ).
Выбор насоса определяется способом и схемой водоснабжения станции, типом турбоустановки и характеристиками гидравлического тракта и насоса.
Напорная характеристика центробежного насоса Н—Q представляет собой плавно ниспадающую кривую (рис. 2.46); мощность, потребляемая насосным агрегатом (кВт), растет с увеличением подачи и имеет тенденцию к уменьшению в зоне крутого спада напорной характеристики (линия 2). КПД насоса достигает максимума при номинальной подаче, после чего происходит падение КПД (линия 3). Насос может забирать воду из-под уровня, расположенного ниже или выше его оси. Поскольку допускаемый подпор (линия 4) обычно указывается в виде абсолютного значения давления, то допускаемый кавитационный запас Ай > 0,1 МПа обозначает подпор, а Ай < 0,1 МПа — всасывание, причем допустимая высота всасывания Н . = (Ай - 0,1) МПа. вс ООН 4	’ 7
Рис. 2.46. Характеристика центробежного циркуляционного насоса (усл. обознач. см. текст)
Регулирование подачи центробежных насосов осуществляется дросселированием задвижкой на сливном водоводе (частота вращения электродвигателей у этих насосов постоянна).
Циркуляционный насос подбирается таким образом, чтобы гидравлическая характеристика тракта (линия 5) и характеристика насоса пересекались в точке номинальной подачи насоса (точка А, см. рис. 2.46), при которой КПД насоса максимален. Снижение напорной характеристики вследствие износа лопаток насоса практически не влияет на его напор. Причиной уменьшения подачи может быть изменение гидравлического сопротивления тракта или геодезического подъема. При повышении напора рабочая точка смещается по характеристике влево с соответствующим уменьшением подачи.
Циркуляционные насосы центробежного типа не вызывают трудностей при включении и эксплуатации в случае параллельной работы на общий водовод. Пуск центробежного насоса производится на закрытую задвижку, после достижения насосом номинальной частоты вращения открывается напорная задвижка и насос включается в работу.
Достоинства центробежных насосов заключаются в их высоких кавитационных качествах, надежности, отсутствии на характеристике насоса зоны неустойчивой работы и возможности пуска и остановки насоса на закрытую задвижку. Недостатки — повышенные металлоемкость и радиальные габариты по сравнению с осевыми и диагональными насосами.
Насосы центробежного типа вертикального исполнения типа В используются преимущественно в оборотных системах водоснабжения с охлаждением воды в градирнях.
Горизонтальные центробежные насосы типа Д применяются на турбоустановках небольшой мощности. Характеристики этих насосов варьируются изготовлением их на различную частоту вращения при разных диаметрах рабочего колеса.
Напорная характеристика осевого насоса представлена на рис. 2.47 (аналогичную характеристику имеют диагональные насосы). При фиксированном угле поворота лопастей и неизменной частоте вращения насоса характеристика имеет три участка: рабочий (отрезок АВ), переходный (ВС) и нерабочий (СД).
Рис. 2.47. Характеристика осевого циркуляционного насоса (усл. обознач. см. текст)
Q, м 3/с
Если характеристика сети (линия 4) пересекает характеристику насоса в пределах ее рабочего участка, насос работает устойчиво. Если точка пересечения оказывается на верхней точке рабочего участка (точка В), система становится неустойчивой и насос скачкообразно переходит при том же напоре на нерабочий участок характеристики (в точку К), резко уменьшая подачу. При этом появляются гид
равлические удары, вибрация, кавитационные явления, что вызывает повреждение насоса. Зона неустойчивой работы составляет значительный диапазон подачи насосов (до 40...60 % максимальной). Для надежной и экономичной эксплуатации насосов ограничивается рабочая зона режимов (на рис. 2.47 граница зоны показана жирной линией).
На характеристику наносятся также линии допустимого кавитационного запаса (3) и линии постоянного КПД насоса (/). Если на характеристике не приводят нерабочие участки, то жирной горизонтальной чертой (линия 5) задают линию максимально допустимого статического напора при заполненном напорном трубопроводе во время пуска насоса.
Поворотно-лопастные насосы типов ОПВ и ДПВ имеют механизм для разворачивания от руки (на остановленном насосе) или при помощи электрического или гидравлического привода лопастей рабочего колеса (на работающем насосе) от минимального угла до максимального, что ведет к практически эквидистантному смещению рабочего участка (линия 2) напорной характеристики вверх. Поворотом рабочих лопастей можно достичь изменения подачи насоса от 100 до 70 % максимального значения (на характеристике переход от точки Мдо точки N). Применение в этих насосных установках двухскоростных электродвигателей позволяет расширить диапазон регулирования.
Особенности характеристик осевых насосов создают определенные затруднения при работе их на общую магистраль.
При параллельной работе осевых насосов увеличение гидравлического сопротивления сети может привести к тому, что один из параллельно включенных насосов, характеристика которого может отличаться от напорных характеристик даже аналогичных насосов одного типа, перейдет на недопустимый режим работы, отвечающий нерабочей ветви характеристики.
Оптимальным условиям включения насосов типа ОПВ и ДПВ отвечает блочная система водоснабжения, когда один насос работает на свой конденсатор или на одну половину конденсатора. В этом случае исключается взаимное воздействие насосов друг на друга.
В отличие от центробежных насосов, у которых потребляемая мощность повышается с ростом подачи, достигая наибольшего значения при максимальном расходе, у осевых и диагональных насосов потребляемая мощность растет с уменьшением расхода. Пуск осевых насосов должен проводиться с открытой задвижкой, причем давление в напорном водоводе должно быть ниже указанного на характеристике допустимого статического напора. При пуске с закрытой напорной задвижкой происходит резкое увеличение напора, что может привести к поломке насоса или выходу из строя электродвигателя.
Диагональные насосы типа ДПВ занимают по расположению лопастей рабочего колеса как бы промежуточное положение между центробежным и осевым насосами, имеют более высокий напор и применяются в основном на электростанциях с оборотной системой водоснабжения с градирнями, а также для турбоустановок с боковым расположением конденсаторов.
В табл. 2.11 приведены основные технические характеристики применяемых циркуляционных насосов.
Марка насоса	Подача, м3/ч	Напор, м	стимый щионный пас, м		Потребляемая мощность, кВт	Частота вращения, об/мин	КПД насоса, % 		Угол установки лопастей, град.
			Допу кавит:	<л				
Д-3000-20	3 200	20,0	—		250	730	—	—
ОПВ 2-110	18 000	15,0	12		1 000	485	86	+2... 10
ОПВ 3-110	18 700	22,0	13		1 600	585	86	+1,5...4
ОПВ 5-110	19 200	10,5	11'		1 000	485	85	+2,5...6,5
ОПВ 2-145	30 500	14,7	12		1 600	365	86	+2...10
ОПВ 10-145	33 500	17,0	12		2 500	365	86	+3...10
96-ДПВ	16 200	23,0	12		1 160	485	88	—
130-ДПВ	28 800	23,0	13		2 000	365	88	—
170-ДПВ	43 200	22,0	12		3 500	300	88	—
220-ДПВ	68 400	23,0	14		4 930	250	88	—
Табл. 2. II. Технические характеристики циркуляционных насосов
2.4. Тепловой и гидродинамический расчет конденсатора
2.4.1. Основы процесса теплопередачи в поверхностном конденсаторе
Перенос теплоты от конденсирующегося пара к охлаждающей воде через поверхность теплообмена (стенку трубки), разделяющую теплоносители, относится к сложному виду теплообмена. Интенсивность этого процесса характеризуется коэффициентом теплопередачи К, численно равным количеству теплоты, переданной за единицу времени от одного теплоносителя к другому через единицу поверхности при средней разности температур теплоносителей в 1 °К. Рассматривая коэффициент теплопередачи [1] как величину, обратную сумме термических сопротивлений на пути передачи теплоты от пара к воде, запишем
7_ R
1	_ Г1 г 8^, , 1 Y1
Лв + Rcm + Rn ^cig Xcm an J
Данное выражение для расчета тонкостенных трубчатых поверхностей конденсатора имеет вид
dH .	, dH 1
•— + 1,15—lg—— +— ^вн	^ст ^вн ап
-1
(2.32)
где Re = ———-------термическое сопротивление со стороны воды, м2-К/Вт;
® ^вн
Rem =	я ” — термическое сопротивление стенки трубки, м2-К/Вт;
‘'"ст авн
а„ — коэффициент теплоотдачи от пара к стенке трубки, Вт/(м2-К);
ав — коэффициент теплоотдачи от стенки трубки к воде, Вт/(м2-К);
deH — диаметры трубки наружный и внутренний соответственно, м;
Хст— коэффициент теплопроводности материала стенки трубки, Вт/(м-К).
Необходимо иметь в виду, что формула (2.32) не учитывает влияния на коэффициент теплопередачи отложений (загрязнений) с обеих сторон трубок, которые появляются в процессе эксплуатации конденсаторов и оказывают существенное влияние на интенсивность процесса теплопередачи.
Определение коэффициента теплоотдачи с водяной стороны конденсатора (от стенки трубки к воде) обычно производится по известному уравнению (1.42), причем за определяющую температуру принимается средняя температура воды, а определяющий диаметр — внутренний диаметр трубки. Формула (1.42) пригодна для гладких, технически чистых трубок в диапазонах чисел Рейнольдса и Пран-дтля: Re* = 1-Ю4...5-Ю6, Рг = 0,6...2500.
Как указывалось в разделе 1.10, определение коэффициента теплоотдачи с паровой стороны конденсатора сильно затруднено совместным влиянием многих факторов, важнейшими из которых являются натекание конденсата на нижераспо-ложенные трубки (явление заливания), скорость и направление течения пара в трубном пучке, а также его компоновка, наличие в паре воздуха и др. При этом необхе димо иметь в виду, что основные параметры процесса (скорость пара, количество натекающего конденсата, относительное содержание воздуха в паре и др.) по пути движения пара в трубном пучке существенно изменяются.
На рис. 2.48-2.51 представлены результаты моделирования трубных пучков конденсаторов в части линий тока и полей скоростей паровоздушной смеси, а также распределения паровой нагрузки и концентраций воздуха [3,10].
На рис. 2.52 представлены [3,10] опытные данные по распределению тепловых нагрузок в различных зонах трубного пучка конденсатора турбины К-300-240 ХТЗ. Эти данные достаточно наглядно иллюстрируют и подчеркивают сложность и взаимовлияние различных факторов и параметров на процесс конденсации в трубном пучке конденсатора.
Представленные в [10] результаты позволяют сделать вывод, что предложенные физико-математические модели несомненно перспективны для определения параметров паровоздушной смеси в поверхностных конденсаторах и, как следствие, для уточнения методик позонного расчета конденсаторов.
Работы в данном направлении проводятся МЭИ, НПО ЦКТИ, Институтом проблем машиностроения АН Украины, Санкт-Петербургским Государственным морским техническим университетом.
Рис. 2.48. Распределение линий тока паровоздушной смеси в поверхностном конденсаторе.
1 — 4 — номера сечений; А — V— узловые точки трубного пучка
Рис. 2.49. Распределение паровой нагрузки вдоль границ различных зон трубного пучка (усл. обознач. см. рис. 2.48)
Рис.2.50. Распределение массовой концентрации воздуха по сечениям конденсатора (ео= 5-10-5; усл. обогнан. сечений см. рис. 2.48)
а	б
Рис. 2.51. Линии тока (а) и поля концентраций воздуха (б,%) в трубном пучке конденсаторатурбиныК-200-130
Рис. 2.52. Распределение тепловых нагрузок Qmp/Q^ по зонам охлаждающей поверхности конденсатора турбины К-300-240 ХТЗ.
£>« = 583т/ч, G. = 29700м3/ч, h, =13 °C, рк = 4,1 кПа, Dm» =64кг/ч, Q„vCf = = 18,9-Ю3 Вт; / — подвод пара в конденсатор, 2 — отвод паровоздушной смеси, 3 — отвод конденсата, 4 — поверхность охлаждения первого хода воды, 5 — трубный пучок воздухоохладителя, 6 — поверхность охлаждения второго хода, 7 — заградительные (направляющие) щиты в паровом пространстве
Для расчета коэффициента теплоотдачи при конденсации чистого медленно движущегося пара на одиночной горизонтальной трубке обычно используется полученная Нуссельтом теоретическая зависимость (1.49).
Формула (1.49) может быть представлена также в безразмерном виде:
Nu =	= 0j725(GflK Ргк К^’25,
(2.33)
где Nu, GaK, Ргк, К — числа Нуссельта, Галилея, Прандтля и фазового перехода.
При расчете по формулам (1.49) и (2.33) значения рк, и Ргк выбираются по средней температуре пленки: = (/я + tcm) /2, а г — по температуре насыщения пара.
Практикум. Определить коэффициент теплоотдачи при конденсации чистого неподвижного пара на одиночной горизонтальной трубке при следующих исходных данных: р* = 5 кПа; tcm =27,1 °C; <L = 26 мм.
По таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара на линии насыщения при рк = 5 кПа находим: =32,9 °C; г =2423,4 кДж/кг. Средняя температура пленки
V к
конденсата: tnn = (27,1+32,9) 0,5 = 30 °C. По этой температуре находим: = - 61,8-Ю’2 Вт/(м-К); сР =4,174 кДж/кг; v* = 0,805 10’6 м2/с; Ргк = 5,42.
Определяем безразмерные числа:
9,8 • 0,0263
-------------- = 265,8-106;
(0,805-1 (Г6)
,,		2423,4
К=---------=--------------------= 100,1.
срА/„_с 4,174-(32,9-27,1)
Коэффициент теплоотдачи, согласно формуле (2.33):
a nu = 0,725 • 61,8 10-(265,8  106 • 5,42 -100,1) °’25= 10 616,75 Вт/(м2-К).
0,026
На практике при тепловом расчете конденсатора часто применяются методики, в которых зависимость Нуссельта используется в качестве некоторой базовой величины, к которой вводятся поправки, учитывающие влияние других факторов. Опыт показал правомерность этого приема и его научную и практическую ценность [10].
По данным различных авторов, скорость пара в трубных пучках конденсаторов достигает 150... 200 м/с. По мере движения пара через пучок скорость пара уменьшается, что определяется конденсацией части пара на трубках пучка, соответственно уменьшается и теплоотдача от пара к стенке трубки.
По опытным данным ВТИ, в области давлений пара р„ = 4,5... 105 кПа, температурных напорах пар-стенка Д/п с = 2,5... 15,0 °C и числах Рейнольдса пара перед первым рядом трубок пучка Ren = 350...6000 получена обобщенная зависимость:
(2-34)
= 28,3 П0’08 МТ0’58, aNu р„и’„ где П =------— безразмерное число;
PKgdH
wn — скорость набегающего потока пара в трубном пучке, м/с; ри, рк — плотность пара и конденсата, кг/м3;
g = 9,81 м/с2 — ускорение свободного падения; dH — наружный диаметр трубки, м;
_ aNu^H г — число Нуссельта для случая конденсации неподвижного пара;
— коэффициент теплопроводности конденсата, Вт/(м-К);
clNu — см. формулу (1.49).
Данная зависимость получена для нисходящего направления движения пара в трубном пучке и подтверждена для бокового подвода пара во всем вышеуказанном диапазоне изменения параметров пара.
ВТИ при малых скоростях набегающего потока пара (Re„ = 45 ... 845) рекомендует зависимость	___
—=- = 1 + 9,5 • 103Ren •	.
aNu
(2-35)
Практикум. Определить влияние скорости набегающего потока пара на теплообмен при конденсации пара в трубном пучке конденсатора при следующих исходных данных: рк = 5 кПа; wn = 80 м/с; dH = 26 мм; aNu = 5000 Вт/(м2-К).
По таблицам теплофизических свойств пара на линии насыщения при рк = 5 кПа находим: /„ =32,90 °C; vn = 28,20 м3/кг; V* = 0,0010 м3/кг. Определяем безразмерные числа: п = Р"^ =	= _0,001°'«О2 = о89;
Рк gdH vnSdH 28>20 • 9>8 • °>026
0,026 =21036
61,8 • 10 2
Влияние скорости набегающего потока, согласно формуле (2.34), составляет
= 28,3 П0,08 Ли "°’58 = 28,3 • О,89°’08 • 2 1 0,36-0’58 = 1,26.
aNu
При конденсации пара в трубных пучках средний коэффициент теплоотдачи помимо других факторов зависит от средней скорости пара в пучке, которая в общем случае определяется выражением
- 4 14^-
F F
Определение локальных значений wu в трубном пучке конденсатора практически невозможно, исключение составляют приближенные методы физико-математического моделирования [10,24], поэтому целесообразно учитывать влияние на средний коэффициент теплоотдачи известной скорости пара на входе в трубный пучок н»яо(по горловине конденсатора). В этом случае при и>яо = const средний коэффициент теплоотдачи а„ будет зависеть от компоновки трубного пучка конденсатора.
В [24] в качестве параметра, характеризующего компоновку трубного пучка, предложен симплекс
_ 5узк^ _ 5узк	(2.36)
F itdHNL tuL.N ’
где f — площадь проходного сечения для пара в узком сечении между трубками по периметру трубного пучка;
F — площадь поверхности теплообмена трубного пучка;
Яузк — периметр набегания пара в сечении между трубками по периферии трубного пучка (обычно S)>3K 6, 5...12,0 м);
N— количество трубок в пучке;
L — длина трубок;
s — относительный периметр набегания пара на трубный пучок.
Таким образом, геометрической характеристикой трубных пучков с различной компоновкой в определенной мере является относительный периметр набегания пара на трубный пучок s, представляющий собой отношение гидравлического периметра s к суммарному периметру поверхности трубок в поперечном сечении пучка (ndHN).
По [24], величина s в общем виде учитывает не только изменение скорости пара в трубном пучке при известной скорости пара на входе и» , но и косвенно — влияние стекающего конденсата на теплоотдачу, так как У характеризует и глубину трубного пучка конденсатора.
В многоходовом трубном пучке из-за меньшего температурного напора пар-стенка в верхних ходах конденсатора конденсируется меньшее количество пара по сравнению с одноходовым пучком. В связи с этим в нижней части пучка поддерживается более высокая скорость пара, происходит менее резкое падение локальных ая соответственно возрастает и значение среднего для всего пучка коэффициента теплоотдачи. Учесть перераспределение температурного напора пар-стенка по ходам при известном значении среднего для всего конденсатора температурного напора затруднительно. В связи с этим в [24] в уравнение для теплоотдачи аи введена дополнительная поправка на число ходов воды, фактически учитывающая изменение температурного напора в отдельных зонах конденсатора.
КТЗ по результатам обобщения промышленных испытаний натурных конденсаторов при давлении пара р„ = 4...400 кПа, температурах охлаждающей воды tu-0,4...34,0 °C, кратности охлаждения т = 15...300 кг/кг, средней скорости пара в узком сечении на периферии трубного пучка w = 8...70 м/с, содержании воздуха в паре на входе в трубный пучок е = 2-10'4...5-10’5 кг/кг получена зависимость
г хО.ЗЗ
“5L_ = 19n0’1-Jy«-°’5|l + -|	-fr)0’15,	(2.37)
I 2 J
н»яо— скорость пара на входе в трубный пучок( по площади горловины конденсатора);
Z — число ходов воды;
значение симплекса s = изменялось в диапазоне от 0,004 до 0,020.
Как показано выше, компоновка трубного пучка конденсатора — важный фактор, во многом определяющий пространственную неоднородность распределения скоростей и основных параметров конденсирующегося в пучке пара. Следует отметить, что понятие компоновки включает в себя как собственно конфигурацию трубного пучка, так и компактность, плотность и глубину пучка, а также месторасположение воздухоохладителя.
В УГТУ-УПИ, на основе анализа расчетного исследования и обобщения результатов испытаний большой группы конденсаторов паровых турбин мощностью 100... 800 МВт, выявлено, что с точки зрения компоновки трубного пучка наиболее сильное влияние на коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара оказывают параметры
к л	(238)
^тр.д.	(/1 tl)
где Р- относительный периметр трубного пучка;
Ртр.п. — периметр трубного пучка;
Ртрл — периметр трубной доски;
К„ — коэффициент компактности трубного пучка;
А — средняя ширина ленты компоновки трубного пучка;
ft, h - шаги разбивки трубок.
Установлено также, что в сочетании с фактором компоновки на интенсивность теплообмена в трубном пучке конденсатора влияют также скорость пара и начальная температура охлаждающей воды. Влияние этих величин предложено учитывать комплексами
1Ь = P"W"° ; Т = 'н ~tu ,	(2.39)
4PKgdH	(н
где w—средняя скорость пара на входе в конденсатор (рассчитывается по площади горловины конденсатора на высоте 1м над трубным пучком);
t„ — температура насыщения пара;
/1, - температура воды на входе в конденсатор.
Появление в знаменателе комплекса П. числа 4 вызвано тем, что в качестве определяющей скорости пара в трубном пучке конденсатора принята половина скорости и>яо (линейный характер изменения скорости от горловины до патрубка отсоса паровоздушной смеси).
Зависимость, описывающая влияние компоновки на теплообмен при конденсации пара в пучке, имеет вид
а	П?64
—=--------------------------------------------------х
а№ Т0’64 • К°’15 - (1,068 - 0,622 • Р + 0,161 • Р2 - 0,012 • Р3 ) х-----------------.
(8,184 IK +0,331)
Данная зависимость получена для практически чистых конденсаторов при допустимых нормами ПТЭ содержаниях в паре воздуха.
Наличие в паре воздуха существенно влияет на интенсивность теплообмена при конденсации. Коэффициент теплоотдачи при этом зависит, по крайней мере, от двух термических сопротивлений — сопротивления пленки конденсата и диф
фузного сопротивления воздуха. Эти два термических сопротивления взаимосвязаны, что не позволяет решить задачу аналитически.
Наиболее удобную зависимость, непосредственно учитывающую содержание воздуха в паре, предложил С. С. Кутателадзе, обобщив опытные данные по конденсации неподвижного пара. Аппроксимация этих данных с погрешностью ±5 % позволила получить зависимость
= 1 - 4,716 • е0’477,	(2.41)
а№
где е = ~в03~— относительное содержание воздуха в паре, кг/кг. 'к
Известно, что трубки в теплообменных аппаратах, в частности в конденсаторах, в потоке теплоносителя колеблются в режиме автоколебаний с частотой собственных колебаний [10]. Это не может не отражаться на характере течения пленки конденсата, а следовательно, и на теплоотдаче от конденсирующегося пара.
Анализ экспериментальных данных показал, что в зависимости от удельной паровой нагрузки и параметров вибрации коэффициент теплоотдачи при конденсации пара на вибрирующей трубке может увеличиваться или уменьшаться по сравнению с коэффициентом теплоотдачи при конденсации пара на неподвижной трубке. Результаты опытов обобщены уравнением (1.51), причем определение всех чисел и параметров в этом уравнении производится по температуре насыщения пара.
Анализ процесса теплопередачи в поверхностном конденсаторе осложняется тем, что любое изменение одного из многочисленных режимных факторов (параметров) вызывает перераспределение локальных параметров процесса и интенсивности теплообмена в трубном пучке.
Детальный и строгий учет влияния различных факторов на теплообмен в трубных пучках конденсаторов затруднен также из-за сложности определения и математического описания образующихся в объеме конденсатора трехмерных полей скоростей и других параметров парового потока (паровоздушной смеси). В связи с этим, по мнению большинства специалистов в области исследования, расчета, проектирования и испытаний конденсаторов, наиболее целесообразно проводить тепловые расчеты конденсаторов паровых турбин по апробированным в промышленных условиях эмпирическим зависимостям для среднего по всей поверхности теплообмена коэффициента теплопередачи. Естественно, что эти зависимости должны соответствовать физическим представлениям о процессах, происходящих в конденсаторе, а также учитывать все факторы, влияющие на эффективность его работы.
2.4.2. Методики теплового расчета
Основная проблема при расчете конденсатора — определение значения среднего для всей поверхности теплообмена коэффициента теплопередачи. Известен достаточно большой ряд эмпирических зависимостей [10] для расчета коэффици-
ента теплопередачи в конденсаторах паровых турбин, которые, однако, не лишены недостатков. Это в определенной степени естественно и объясняется сложностью процессов, происходящих в конденсаторах.
Критерием оценки совершенства существующих методик может служить только сопоставление полученных по ним результатов с данными промышленных испытаний натурных конденсаторов в условиях эксплуатации. Анализ десяти отечественных и зарубежных методик расчета коэффициента теплопередачи в конденсаторах паровых турбин, а также сопоставление полученных по ним значений с опытными данными по конденсаторам турбин мощностью 100...800 МВт показали, что для инженерных расчетов конденсаторов с достаточной для практических целей точностью могут быть рекомендованы методики ВТИ, ИТО США, КТЗ и УГТУ-УПИ. Рассмотрим эти методики.
Методика ВТИ при tie <35 °C:
= 4070 а-
z-2
10
u • *>e
1-^fl
35 J
ф<г
(0,52 - 0,0072 • dK)Ja
1000
(2-42)
2
х
МетодикаВТИпри /и =35...45 °C:
Я = 4140я-
\0,6fl
1,1' we
d°’25 ивн 7
[1 + 0,002 -(/1в- 35)]- 1 +
Z-2
15
•	-Ф,.(2.43)
I 45 J
Где a = (0,65...0,85) — коэффициент состояния поверхности теплообмена конденсатора (учитывает загрязнение трубок, а также косвенно отражает плотность вакуумной системы);
we — скорость охлаждающей воды в трубках, м/с;
d.H — внутренний диаметр трубок, мм;
х = 0,12 л (1+0,15/J;
tu— температура охлаждающей воды на входе в конденсатор, °C;
z — число ходов воды в конденсаторе;
“к -	— удельная паровая нагрузка конденсатора, кг/(м2-ч);
Г
F— поверхность охлаждения конденсатора, м2;
Фd — коэффициент, учитывающий влияние паровой нагрузки конденсатора (dK).
При нагрузке от d"OM до d!p = (б,9 - 0,012 - /1в)- d“OM значение Фг/ = 1; при
нагрузке dK < d'p значение <Dd = 8  (2 - 8), где 8 = dK I d? .
Для учета влияния материала трубок при расчете по приведенной методике рекомендуется вводить к коэффициенту состояния поверхности теплообмена (а)
поправочный множитель: для медно-никелевых сплавов—0,95; мельхиора— 0,92;
нержавеющих сталей — 0,85; титана — 0,90.
Рис. 2.53. Поправочный коэффициент Р(, учитывающий изменение температуры воды на входе в конденсатор
При проведении конструкторского расчета конденсатора для определения коэффициента теплопередачи по зависимости ВТИ необходимо применять итерационный метод, задаваясь величиной удельной паровой нагрузки конденсатора dK и уточняя ее.
Методика Института теплообмена (ИТО) США:
* = *01 • Рг • Ьм,
(2-44)
где К01=	— коэффициент теплопередачи при температуре воды на входе в
конденсатор t\, = 21°С, Вт/(м2-К); С = 2 747 при dH = 16...19 мм; С= 2 706 при d„ = 22...25 мм; С= 2 665 при dH = 28...32 мм;
we — скорость охлаждающей воды в трубках, м/с;
Pz— поправка на температуру воды на входе (рис. 2.53);
Ьм — коэффициент, учитывающий влияние материала и толщины стенки трубок конденсатора (табл. 2.12).
Табл. 2.12. Поправочный коэффициент Ьм, учитывающий влияние толщины стенки и материала трубки
Материал	Толщина стенки трубки, мм		
	<1,24	1,47	1,65
Латунь ЛО70-1 или Л68	1,00	0,98	0,96
Мельхиор МН90-10	0,90	0,87	0,84
Мельхиор МН70-30	0,83	0,80	0,76
Нержавеющая сталь	0,58	0,56	0,54
Методика ИТО США может быть рекомендована для расчета конденсаторов отечественных паровых турбин только с введением коэффициента, учитывающего загрязнение трубок конденсаторов Рз = 0,75...0,85. Тогда формула (2.44) примет вид
* = *О1Р,Чи-Р3-	<2’45)
Обе приведенные методики расчета коэффициента теплопередачи базируются на параметрах, характеризующих теплоотдачу прежде всего с водяной стороны конденсатора, и удобны при интегральном расчете характеристик конденсатора. Однако в связи с возможностью использования в конденсаторах паровых турбин трубок из материалов, отличных от латуни, различных профильных трубок, а также новых данных, касающихся непосредственно процесса конденсации пара, более соответствуют физике пре цесса, по нашему мнению, методики расчета коэффициента теплопередачи, основывающиеся на раздельном определении коэффициентов теплоотдачи с паровой и водяной сторон.
Определение коэффициента теплоотдачи с водяной стороны конденсатора от стенки трубки к воде в этих методиках производится по уравнению (1.42), где физические параметры и число Прандтля определяются по средней температуре охлаждающей воды. Для расчета коэффициента теплоотдачи при конденсации чистого медленно движущегося пара на одиночной горизонтальной трубке используется теоретическая зависимость Нуссельта (1.49, 2.33). Физические параметры здесь определяются по температуре пленки конденсата а скрытая теплота фазового перехода — по температуре насыщения t„.
Методика Калужского турбинного завода (КТЗ) базируется на определении коэффициента теплоотдачи со стороны паровоздушной смеси (конденсирующегося пара) по зависимости, учитывающей ухудшение коэффициента теплопередачи вследствие наличия в конденсирующемся паре присосов воздуха:
aOT=0^6.«„.s-»-«5 ,	<2-46)
где ая—среднее значение коэффициента теплоотдачи при конденсации чистого водяного пара в горизонтальном трубном пучке, которое рекомендуется определять по зависимости (2.37);	)
6 — относительное содержание воздуха в паре ( при конструкторском расчете конденсатора принимается равным максимальному согласно ПТЭ), кг/кг. При проведении конструкторского расчета конденсатора для определения коэффициента теплопередачи по зависимости КТЗ необходимо применять итерационный метод, предварительно задавая и уточняя ряд конструктивных характеристик трубного пу чка (sy3K, s и др.), а также либо температурный напор пар-стенка, либо удельную паровую нагрузку конденсатора (последнее необходимо для расчета ади ). Следует также иметь в виду, что чистота поверхности теплообмена методикой КТЗ в явном виде не учитывается.
Методика УГТУ-УПИ, аналогично методике КТЗ, базируется на определении коэффициента теплопередачи в конденсаторе по формуле (2.32). Отличие заключается в методике определения коэффициента теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенке трубки ая (в методике КТЗ - aj.
Структура выражения для определения коэффициента теплоотдачи с паровой стороны имеет вид
а = « ,-Ф -Ф.-Ф-Ф/Ф	(2.47)
где а — коэффициент теплоотдачи по Нусселыу (1.49);
Ф^Ф^Ф^Ф^Ф* — факторы, учитывающие соответственно скорость пара, натекание конденсата, содержание воздуха в паре, параметры вибрации трубок, компоновку трубного пучка.
Фактор, учитывающий влияние на коэффцциент теплоотдачи скорости течения пара, определяется, согласно зависимостик(2.34), с той разницей, что скорость пара рассчитывается по площади горловины конденсатора.
Согласно современным представлениям и опытным данным ВТИ, КТЗ и ИТФ СО РАН, фактор натекания конденсата для регенеративных конденсаторов с развитой поверхностью теплообмена из рассмотрения исключен (Ф. = 1).
Фактор, учитывающий влияние на коэффициент теплоотдачи содержания в паре воздуха, определяется по зависимости (2.41).
Фактор, учитывающий влияние на коэффициент теплоотдачи параметров вибрации трубок конденсатора, определяется согласно зависимости (1.51).
Фактор, учитывающий компоновку трубного пучка конденсатора, определяется согласно обобщенной зависимости (2.40).
При проведении конструкторского расчета конденсатора для определения коэффициента теплопередачи по методике УГТУ-УПИ необходимо применять итерационный метод расчета, предварительно задавая и уточняя ряд конструктивных характеристик трубного пучка (Р, К„, конструкцию и систему расстановки промежуточных перегородок или параметры колебаний трубок и др.), а также либо температурный напор пар-стенка, либо удельную паровую нагрузку конденсатора. Необходимо также иметь в виду, что методика УГТУ-УПИ получена для практически чистых конденсаторов.
В табл. 2.13 представлены характеристики серийных конденсаторов, необходимые для расчета по методикам УГТУ и КТЗ.
На рис. 2.54 в качестве примера приводятся результаты расчетов ряда конденсаторов паровых турбин по вышеприведенным методикам. Как видно, согласование опытных и расчетных данных вполне удовлетворительное.
Однако тепловой расчет конденсатора не сводится только к определению коэффициента теплопередачи в нем. Основной характеристикой работы конденсатора является величина создаваемого им разрежения или абсолютного давления в конденсаторе. Кроме того, при вычислении коэффициента теплопередачи в конденсаторе по двум последним методикам необходимо знать среднюю температуру охлаждающей воды, по которой вычисляется коэффициент теплоотдачи с водяной стороны, а также разницу температур между паром и водой для определения коэффициента теплоотдачи с паровой стороны. Все эти температуры также должны определяться в результате теплового расчета, поэтому полный тепловой расчет конденсатора требует применения итерационных методов, когда предварительно задаются, а затем уточняются некоторые необходимые для расчета величины (например конечная температура охлаждающей воды).
Марка конденсатора	Периметр узкого сечения, (5 м) ,м	Площадь горловины конденсатора, (S ), М2	MPn	Относительный периметр трубного пучка(Р)	Компактность трубного пучка, (А'.)	Амплитуда колебаний трубок (Л), мм	 Частота колебаний трубок (/), Гц
К-100-3685	7,510	43,36	3,930	9,830	0,098	26
100-КЦС-4	10,480	47,52	2,000	7,040	0,440	14
К-160-9115	10,000	64,16	4,733	13,160	0,119	27
200-КЦС-2	11,620	68,76	3,403	7,960	0,142	23
К-15240	9,036	84,25	4,498	10,570	0,121	27
ЗОО-КЦС-1	7,020	77,24	1,734	16,980	0,053	36
К-11520x2	10,000	119,10	4,078	10,710	0,145	26
800-КЦС-З	14,700	180,80	6,920	14,700	0,052	36
КГ2-6200	7,800	27,17	3,896	7,983	0,234	19
К2-14000-1	5,736	27,17	6,234	7,983	0,021	21
Табл. 2.13. Исходные данные для расчета конденсаторов по методикам УГТУ-УПИ и КТЗ )
к,
Рис.2.54. Сопоставление опытных и расчетных значений коэффициента теплопередачи в конденсаторах на номинальном режиме работы (DK = DKHOM; G. = G.HOM; tu = 12°C ).
1 — методика ВТИ (a = 0,8), 2 — методика ИТО США (Р3 = = 0,6), 3 — методика КТЗ (е взято по максимально допустимому ПТЭ), 4 — методика УГТУ; конденсаторы турбин: / — К-200-130, //—К-500-240,III— К-800-240, /И— Т-110/120-130; штрихом обозначены опытные значения
Рассмотрим последовательность поверочного теплового расчета конденсатора. В результате расчета необходимо определить в нем давление, нагрев охлаждающей воды и недогрев воды до температуры насыщения пара при давлении в конденсаторе.
Исходные данные
DK— расход пара в конденсатор, т/ч
Ge — расход охлаждающей воды, т/ч
tie — температура воды на входе в конденсатор, °C
F — поверхность охлаждения, м2
</„, deH — наружный и внутренний диаметры трубок, м
/V — количество трубок
Z — число ходов воды
Очевидно, что приведенный перечень исходных данных неполон и к нему необходимо добавить ряд величин в зависимости от выбранной методики расчета конденсатора.
Для расчета по интегральным методикам (ВТИ и ИТО США) необходимо принять значение коэффициента состояния а. Согласно [25], рекомендуется прини-
мать следующие значения коэффициента состояния:
•	При прямоточном водоснабжении и слабо минерализованной воде..0,85...0,90
•	При оборотном водоснабжении с прудом-охладителем.............0,80...0,85
•	При оборотном водоснабжении и повышенной карбонатной жесткости .. .0,75...0,80
•	При непрерывной очистке трубок и любом качестве воды.......0,85—0,90
Для расчета по методике КТЗ необходимо знать содержание воздуха в паре, величину периметра узкого сечения sy3K , а также скорость пара в горловине конденсатора. Величина sy3K вычисляется по чертежу разбивки отверстий трубной доски конденсатора, для чего по чертежу подсчитывается количество просветов между трубками по периферии трубного пучка и затем умножается на величину шага «в свету», т.е. на разность между величиной шага разбивки и наружным диаметром трубки. Обычно величина sy3K находится в пределах 6,5... 12,0 м. Скорость пара в горловине конденсатора можно определить, если предварительно задаться величиной давления пара в конденсаторе. Тогда скорость пара определится по зависимости
DK IO3 wn --------------*
3600pnfeopJ,
где ри — плотность насыщенного пара, определяемая по давлению в конденсаторе, кг/м3;
/горп — площадь горловины выхлопного патрубка турбины, м2.
Для расчета по методике УГТУ, кроме содержания воздуха в паре и скорости пара в горловине конденсатора, необходимо знать параметры вибрации трубок в пучке (амплитуду и частоту колебаний), а также параметры компоновки трубного пучка: коэффициент компактности К. и относительный периметр Р, которые вычисляются по чертежу трубной доски.
Давление в конденсаторе определяется по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара как функция температуры насыщения пара 1и. Температура насыщения, в свою очередь, равна сумме выходной температуры воды и недогрева:
4 = t2e +8/.
Недогрев воды до температуры насыщения можно вычислить по формуле (1.27), если известна температура tle и вычислен коэффициент теплопередачи К.
Если для расчета коэффициента теплопередачи выбираются методики ВТИ или ИТО США, то значение К можно вычислить по имеющимся исходным данным с помощью формул (2.42) - (2.43) или (2.44). Для расчета коэффициента теплопередачи по методикам КТЗ или УГТУ необходимо знать величину , через которую затем можно вычислить и среднюю температуру воды t'p, и температуру стенки трубок поверхности теплообмена tcm, и температуру пленки конденсата , необходимые для расчета коэффициентов теплоотдачи с водяной и паровой сторон.
Таким образом, все неопределенности в расчете замыкаются на определении температуры воды на выходе из конденсатора. В практике турбостроительных заводов для предварительных расчетов, а также при построении нормативных характеристик конденсаторов принято задавать разность теплосодержаний пара и конденсата Ай*, величина которой, согласно [25], принимается следующей:
•	Для турбин ТЭС с начальными давлениями пара 9,0... 16,0 МПа, не имеющих промежуточного перегрева..................................2200...2250 кДж/кг
•	Для турбин ТЭС с начальными давлениями пара 23,5 МПа с промежуточным перегревом...............................................2300...2350 кДж/кг
•	Для турбин АЭС с давлением насыщенного пара 6,0...7,0 МПа и с промежуточным перегревом...........................................2200...2250 кДж/кг
Имея значение Ай*, по уравнению теплового баланса для конденсатора можно подсчитать температуру воды на выходе:
t - t + ^к^к^пот	(2.48)
L6 1в	>
СвСрв
где т]явш = 0,97...0,99 — потери теплоты в окружающую среду.
Далее, если расчет конденсатора производится по методикам ВТИ или ИТО США, остается только подсчитать значение температуры насыщения t„ и по полученной температуре определить давление в конденсаторе рк. Если же расчет производится по методикам КТЗ или УГТУ, то в качестве следующего шага необходимо задаться величиной температуры насыщения tH и дальше вести расчет итерационным методом по следующему алгоритму:
1.	Вычисляют среднелогарифмическую разность температур Az по формуле (1.38).
2.	Определяют среднюю температуру воды по зависимости tgP = tH — txt.
3.	По формуле (1.42) рассчитывают коэффициент теплоотдачи с водяной стороны а*.
4.	Температуру стенки трубок поверхности охлаждения конденсатора определяют из соотношения
CD Q ( 1	(</„	)'d.2u
л _____ f *-// .	. \ П_____ ОП / on
1ст ~~1в г.	"Г	,7
а.	21 d2
ей в	л,^стиср	у
(2-49)
5.	По формулам (2.46) или (2.47) рассчитывают коэффициент теплоотдачи с паровой стороны ап.
6.	По зависимости (2.32) рассчитывают значение коэффициента теплопередачи К.
7.	Рассчитывают величину недогрева воды до температуры насыщения по формуле (1.27).
8.	Находят новое значение температуры насыщения: tH —	+ и проверяют
условие
£е,
где е — заданная точность расчета, обычно 0,5.„1,0 %. Если условие выполняется, расчет переходит к п.9, если нет—расчет повторяется с п.2 с новым значением температуры насыщения до достижения требуемой точности.
9.	По величине температуры насыщения определяют давление в конденсаторе рк.
Важнейшим вопросом конструкторского расчета конденсатора является определение площади поверхности теплообмена. Для определения требуемой поверхности охлаждения, количества и длины трубок конденсатора должны быть заданы следующие величины:
О""* — номинальный расход пара в конденсатор, т/ч;
G“OM — номинальный расход охлаждающей воды, т/ч;
tu — температура воды на входе в конденсатор, °C;
рк— давление в конденсаторе, кПа;
— разность теплосодержаний пара и конденсата, кДж/кг;
dH, Леи— наружный и внутренний диаметры трубок, м;
z — число ходов воды;
материал трубок.
Расчет величины поверхности охлаждения необходимо вести в такой последовательности:
1.	Найти температуру насыщения пара t„ (по заданному давлению рк ).
2.	По формуле (2.48) подсчитать значение температуры воды на выходе из конденсатора ti„
3.	Вычислить среднелогарифмическую разность температур Л/ по формуле (1.38).
4.	Рассчитать коэффициент теплопередачи К по любой из рассмотренных методик его расчета.
5.	Требуемую для заданных условий поверхность охлаждения определить по формуле
3,6/С А/
6.	Принять соответствующую условиям водоснабжения и материалу трубок величину скорости воды wt.
7.	По формуле (1.10) рассчитать количество трубок поверхности охлаждения конденсатора N.
8.	Длину трубок определить по известным площади поверхности и количеству трубок:
1 ~ iulHN '
Полученные расчетные величины I и F требуют дальнейшего уточнения с учетом размеров трубной доски, компоновочных факторов, гидравлических ха-; актеристик и т.д.
Выбор методики расчета конденсатора определяется имеющимся набором исходных данных и целью расчета. Методика ВТИ дает возможность рассчитать характеристики работы конденсатора по его интегральным режимным параметрам, что весьма удобно, особенно на этапе предварительных оценок и при проектных расчетах. Если же при расчете необходимо учесть влияние отдельных факторов (содержание воздуха в паре, скорость пара, вибрацию трубок или компоновочные соотношения), для этой цели более удобны методики КТЗ или УГТУ-УПИ. Именно эти методики наилучшим образом согласуются с обобщенными результатами многочисленных испытаний натурных конденсаторов ПТУ в условиях эксплуатации.
Известны также и другие методики расчета коэффициента теплопередачи в конденсаторах паровых турбин, используемые на турбинных заводах.
Методика ЛМЗ, например, базируется на зависимости, предложенной фирмой «Метро-Виккерс»:
Ко = 1096.^ •	+ tle + 17^8 ,	(2.50)
	2
где wt — скорость охлаждающей воды в трубках, м/с;
—температура охлаждающей воды на входе в конденсатор и на выходе из него, °C.
Формула (2.50) не учитывает влияния удельной паровой нагрузки конденсатора, диаметра трубок и термического сопротивления стенки трубки, а также чистоты поверхности теплообмена. Удовлетворительная сходимость опытных и расчетных по формуле (2.50) данных для ряда конденсаторов наблюдается при введении в эту формулу коэффициента загрязнения, равного 0,7...0,8. При проведении расчетов по зависимости (2.50) необходимо применять итерационный метод, задавая и уточняя температуру воды на выходе из конденсатора.
Методика ТМЗ используется при расчете коэффициента теплопередачи в конденсаторе с дополнительным введением термического сопротивления слоя заг-
рязнений ( лз —	), определяемого расчетным путем по методике ВТИ (форму
лы (2.42) и (2.43)) — для номинального режима работы конденсатора при значении коэффициента состояния поверхности теплообмена а = 0,75 и 0,90. При этом учет материала трубок конденсатора производится также введением дополнительного термического сопротивления, точнее — разницы термических сопротивлений любого материала с латунью Л68 (полагается, что базовая формула ВТИ получена именно для трубок, выполненных из латуни Л68).
Первоначально при Gt = G,""*; DK =	a =1,0; t\e =20 °C по формулам (2.42)
или (2.43) определяется парадный коэффициент теплопередачи чистого конденсатора К  . Значение коэффициента теплопередачи для чистого конденсатора с трубками, материал которых отличается от латуни Л68, и соответствующая ему сумма термических сопротивлений определяются зависимостями
, =1
чист
(2.51)
Здесь R^ — термическое сопротивление стенки трубки из латуни Л68.
Затем расчетным путем определяется условное термическое сопротивление слоя загрязнения, соответствующее в формуле (2.42) или (2.43) значению а = 0,75 или 0,90:
^з =	~ 5L ^чист •	(2.52)
ил
Окончательно значение коэффициента теплопередачи с учетом расчетного термического сопротивления загрязнений рассчитывается по формуле
к3 = — + R3
(2.53)
С учетом полученной поправки на загрязнение уточнение коэффициента теплопередачи производится как на номинальном, так и на переменном режимах работы конденсатора. При этом фактически принимается, что полученная расчетным путем величина R3 = const на всех режимах работы конденсатора, а ее значение при а = 0,90 соответствует технически чистому, а при а = 0,75 максимально загрязненному конденсатору.
Методика расчета встроенного пучка конденсаторов производится на ТМЗ аналогичным образом, однако базируется на данных вышеприведенной методики «Метро-Виккерс» (2.50) с введением ряда поправок:
квп
чист
' ал' Prf * Р 6.ОХЛ. ’
(2.54)
где Кчист — коэффициент теплопередачи, рассчитанный по формуле (2.50);
R	— термическое сопротивление стенки трубки наружным диаметром 19 мм
и толщиной 0,75 мм, выполненной из латуни Л68;
Рмя = 0,85 — коэффициент запаса;
Ря = 0,974 (0,970) — коэффициент, учитывающий отличный от 19 мм наружный диаметр трубок для диаметров 24 и 25 мм соответственно;
Р« = 1 “ 0,225 (,Fioxn/Ftn) — поправка на долю площади воздухоохладителя (Fe oxn) в общей поверхности встроенного пучка конденсатора (Fen). Значение Рв для конденсаторов турбин Т-110/120-130 и Т-250/300-240, например, составляет 0,94.
В остальном расчет для встроенного пучка аналогичен расчету основного трубного пучка конденсатора (см. вышеприведенную методику).
По данным ТМЗ, результаты расчетов по вышеприведенной методике хорошо согласуются с результатами промышленных испытаний конденсаторов турбин.
Как показывает анализ известных методик расчета, расхождение опытных и расчетных значений коэффициентов теплопередачи на отдельных режимах работы конденсационных установок достигает 30 %. Это позволяет ставить вопрос о необходимости совершенствования существующих методик расчета конденсаторов в части учета и уточнения ряда факторов, влияющих на эффективность его работы, таких как скорость и траектория движения пара в трубном пучке, содержание воздуха в паре в различных зонах конденсатора, реальный уровень загрязнения аппарата и др. Для этого необходимы дальнейшее накопление и обобщение данных как физических исследований процессов, происходящих в конденсаторах, так и опытных данных по их испытаниям. При проведении испытаний желательно получение данных о локальных параметрах теплоносителей в отдельных зонах трубного пучка, что необходимо для разработки и уточнения позонных методик теплового расчета конденсаторов.
2.4.3.	Методики гидродинамического расчета
Гидродинамический расчет конденсатора паровой турбины в общем случае включает в себя расчеты гидравлического сопротивления конденсатора по водяной стороне (Нк) и парового сопротивления аппарата на пути движения пара от горловины конденсатора к патрубку отсоса паровоздушной смеси (Лрк). Знание величины гидравлического сопротивления необходимо прежде всего для выбора циркуляционных насосов конденсационной установки. Паровое сопротивление оказывает существенное влияние на интенсивность теплообмена в конденсаторе и давление паровоздушной смеси на входе в него.
Гидравлическое сопротивление конденсатора по водяной стороне (разность давлений охлаждающей воды на входе и выходе конденсатора) определяется суммой потерь на трение (формула Дарси) и на местные сопротивления:
(\	2	2
X—+5 ?«"’« +	(2.55)
где z — число ходов воды;
hi — гидравлическое сопротивление трубок конденсатора;
hi — гидравлическое сопротивление при входе охлаждающей воды в трубки и при выходе из них;
йз — гидравлическое сопротивление водяных камер конденсатора;
X = 0316 Re0,25 — коэффициент сопротивления трения при движении воды в трубках (для конденсаторов обычно X = 0,025...0,037);
L — полезная длина трубок конденсатора;
dm — внутренний диаметр трубок;
£=1,0... 1,5 — коэффициент, учитывающий способ крепления трубок в трубных досках конденсатора (при двухсторонней развальцовке £~1,0);
ре — плотность охлаждающей воды;
— скорость движения воды в трубах;
wkom — скорость движения воды в водяных камерах конденсаторов, обычно ^«(0,15...0,30) ».
В практике турбинных заводов при расчете гидравлического сопротивления конденсаторов широкое распространение получила приближенная формула А. М. Казанского (уточненная Л. Д. Берманом):
Нк = 10z (bLw^s + 0,135we1,5 ),	(2.56)
где b — поправочный коэффициент, учитывающий внутренний диаметр трубок и среднюю температуру охлаждающей воды (см. ниже), при t‘p Ф 20 °C значение Ь следует умножить на коэффициент <р =1 +0,007-(^гр+20) (табл. 2.14).
d , мм ей	19	24	26	28
ь	0,093	0,070	0,064	0,058
Табл. 2.14. Поправочный коэффициент b в формуле А.М. Казанского
Гидравлическое сопротивление конденсаторов паровых турбин — составная часть нормативной характеристики конденсационной установки, и по значению этого сопротивления косвенно судят о расходе охлаждающей воды и общем загрязнении конденсатора.
Гидравлическое сопротивление конденсаторов паровых турбин при номинальном расходе охлаждающей воды составляет 35...45 кПа.
Паровое сопротивление конденсатора (разность давлений паровоздушной смеси на входе в конденсатор и в месте ее отсоса воздушным насосом) зависит от его конструктивных и режимных параметров: компоновки трубного пучка, скорости пара на входе и в межтрубном пространстве, гидродинамики пленки конденсата и других факторов. При проектировании конденсатора стремятся получить по возможности малое паровое сопротивление.
Точное вычисление парового сопротивления Арк расчетным путем практически невозможно, что определяется его зависимостью от ряда факторов. Применяемые в настоящее время методы расчета базируются на анализе и обобщении опытных данных по натурным конденсаторам и носят в основном оценочный характер.
2.4. Тепловой и гидродинамический расчет конденсатора
Для оценки парового сопротивления конденсатора чаще всего пользуются зависимостью, предложенной ВТИ:

2,5
ДРк
= ск
(2.57)
где ск — коэффициент парового сопротивления конденсатора;
DK — расход пара в конденсаторе, кг/ч;
v„ — удельный объем пара, поступающего в конденсатор, м3/кг;
L — полезная длина трубок конденсатора, м;
dH — наружный диаметр трубок, мм;
N — общее количество трубок в конденсаторе.
Коэффициент ск = (0,16...0,24)4О’4 зависит в основном от компоновки трубного пучка. Меньшее значение принимается при хорошо развитом входном сечении трубного пучка с большим фронтом натекания и при небольшой глубине пучка.
Известны и другие эмпирические зависимости для оценки Дрк которые, однако, дают достаточно большие расхождения как между собой, так и с расчетом по формуле (2.57). Кроме того, эти зависимости более сложны по своей структуре. Все это показывает необходимость продолжения исследований для уточнения методики расчета парового сопротивления конденсаторов паровых турбин.
Диапазон изменения Лрк в конденсаторах различных паровых турбин широк и в отдельных случаях достигает 1 кПа. По мнению большинства специалистов [5,16,24], паровое сопротивление конденсаторов при номинальном расходе пара (£>*«««) не должно превышать 0,45...0,50 кПа.
Практикум. Оценить паровое сопротивление конденсатора при следующих исходных данных: D"'” = 2504 О3 кг/ч; рк = 5,0 кПа; L = 9,0 м; du - 30 мм; N = 6000; с* = 0,1640“*.
По таблицам водяного пара находим, что давлению пара р, = 5 кПа соответствует удельный объем пара, поступающего в конденсатор: vh = 28,20 м3/кг. Паровое сопротивление конденсатора, согласно формуле (2.57):
= 0,1640 4
250 4 03 -д/28,20' ч 9,0-30-^6000 j
2,5
= 0,51 кПа.
2.4.4.	Примеры расчетов конденсаторов
Пример 2.1. Определить поверхность теплообмена F и основные геометрические размеры конденсатора, который должен обеспечить давление за турбиной рк = 3,7 кПа при следующих исходных данных: = 12 °C; G, = 34 800 м3/ч; D“OM _ 5^3 600 кг/ч; материал трубок — МНЖ5-1; наружный диаметр трубок — 5 мм, внутренний — 3 мм; число ходов воды z = 2. Потери теплоты во внешнюю среду не учитываются.
Для расчета коэффициента теплопередачи в конденсаторе в данном случае выбирается методика ВТИ, так как она базируется на интегральных режимных характеристиках конденсатора и не требует данных о компоновке трубного пучка
аппарата. Коэффициент состояния поверхности для нового конденсатора с чистыми трубками и хорошей воздушной плотностью выбираем а = 0,8 [25].
Задаемся значением скорости воды в трубках: м>, = 2 м/с, а также в первом приближении значением удельной паровой нагрузки: dK = Dk/F= 40 кг/(м2-ч), которое в дальнейшем подлежит уточнению. Согласно формуле (2.42), с учетом того, что при номинальном расходе пара Ф4 = 1, коэффициент теплопередачи равен
\0,12-я(1+0,15Г1<г)
1,1 •И’
J0’25 вн 7
(0,52 0,0072-</к) Л;
1000
К = 4070 а-
/. .	п\0,12-0,8 (1+0,15-12)
•Ф^ =4070-0,8-
(0,52-0,0072-40) VoJ
1000
2-2Л 12 \
10 I 35J
•1 = 2662,06 Вт/(м2 - К).
По таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара находим, что давлению рк = 3,7 кПа соответствуют температура насыщения 1„ - 27,61 °C и скрытая теплота фазового перехода г = Мгк = 2 435,94 кДж/кг.
Температура воды на выходе конденсатора составит
2«
563600-2435,94
-1 I	~~	1 j » I V-/»
G,cpe 4,19-34800-103
Среднелогарифмическая разность температур между паром и водой вычисляется по формуле (1.38)
hi'" /lg
9,41
,	27,61-12
In------------
27,61-21,41
= 10,19 °C.
Поверхность теплообмена конденсатора определяется по формуле
р =	= 563600-2435,94-Ю3 = 3 т j
КМ 3,6-2662,06-10,19
Проверим заданное в начале расчета значение удельной паровой нагрузки:
dK =
563600
13897
= 40,29 кг/(м2-ч).
Расхождение между полученным и заданным значениями составляет 0,7 %. Во втором приближении, подставив в формулу (2.42) новое значение dK, получим коэффициент теплопередачи К = 2662,41 Вт/(м2-К); соответственно поверхность теплообмена составит F= 13 895 м2; удельная паровая нагрузка dK = 40,30 кг/(м2-ч). Расхождение между двумя последними значениями dK — 0,02 %, что указывает на достаточно высокую точность расчета.
Определим основные геометрические характеристики конденсатора. Общее количество трубок в конденсаторе находим по формуле
,r G.z	4-2-34800
nd.
• И’.
,	-	,	= 23278шт.
J2 3600 • 3,14 • 0,0232 -2 — • 4
Полезную длину трубок конденсатора (без учета толщины трубных досок) определим из формулы
, F	13985
I =------=------------------= 7,65 м.
ndHN 3,14-0,025-23278
Условный диаметр трубной доски можно определить по формуле (1.9), приняв Ump = 0,32:
JN 123278 — =0,025,1——— = 6,74м.
V 0.32
Пример 2.2. Применительно к условиям примера 2.1 определить, как изменится давление в конденсаторе с поверхностью теплообмена F = 13 895 м2, если тем-перазура воды на входе увеличится с = 12 °C до Л, = 20 °C.
Коэффициент теплопередачи по формуле (2.42)
X 0,120(1+0,15^,,)
1,1 -W .0,25 d'H J
Х = 4070-в
(0,52 - 0,0072 -dK)4a
1000
z. . _ х0,12-0,8(1+0,15-20)
•Ф =4070-0,8-	£	х
(0,52 - 0,0072-40) 76Jz5 _ х2
1000	'	'
2-2
10
•1 =3137,12Вт/(м2 - К).
В первом приближении определим температуру воды на выходе при скрытой теплоте фазового перехода г = &h=2 435,94 кДж/кг:
^2« 1\в
DKMK 563600-2435,94
+ —-—- = 20 +----------------—	=	29,41	°C.
Gec	4,19-34800-103
Недогрев воды до температуры насыщения, согласно формуле (1.27)
8/ =	=	29>41~20	= 4 25 °C
° KF	3137,12-13895-3,6	V'
-1
34800-4,19-1000	,
е	—1
Температура насыщения пара в конденсаторе: = tu+ Д/ + 5/ = 20+9,41+4,85 = = 34.22 °C, а скрытая теплота фазового перехода при этой температуре: г = = 2 420,37 кДж/кг. Тогда температура воды на выходе из конденсатора:
/\ЛЛ..	2420,37-563600
he = he + —~~ = 20 +------------------- = 29,36 °C
Gec	4,19 • 34800 • 103
и расхождение между принятым и полученным значениями нагрева воды — 0,5 %.
Во втором приближении недогрев воды до температуры насыщения:
= t2e - he =	29,36-20
KF	3137.12-13895-3.6
Gec„.	.	34800-4,191000	,
е р —1 е
Температура насыщения пара в конденсаторе: /и = tu + А/ + 5/ = 20+9,36+4,82 = = 34,18 °C, а скрытая теплота фазового перехода при этой температуре: г = = 2 422,66 кДж/кг. Тогда температура воды на выходе конденсатора составит:
РКААК	563600-2422,66
*2в = he + —~~ = 20 +-------------— = 29,365 °C.
Gecpe	4,19-34 800-IO3
а расхождение между полученными значениями нагрева воды в первом и втором приближении — 0,04 %. Давление в конденсаторе, соответствующее температуре насыщения t„, находится по таблицам свойств водяного пара и равно рк = 5,4 кПа.
Следовательно, при повышении температуры воды на входе в конденсатор с 12 до 20 °C давление в конденсаторе возросло на величину Ар = 5,4 — 3,7 = = 1,7 кПа.
Пример 2.3. Применительно к условиям примера 2.1. определить, как изменится давление в конденсаторе с поверхностью теплообмена F= 13 895 м2, если расход пара в конденсаторе уменьшится на 50 %.
Новый расход пара: DK = 0,5-563 600 = 281 800 кг/ч, а удельная паровая нагрузка:
dK =
Рк F
281800
13895
= 20,15 кг/(м2-ч),
при номинальном значении удельной паровой нагрузки d"OM = 40,30 кг/(м2-ч).
Определим граничную паровую нагрузку в формуле (2.42): d*p = (0,9-- 0,012-6.) • d"°M = (0,9 — 0,012 • 12) • 40,30 = 30,77 кг/(м2-ч). Так как d< djp, опре-
_ d 20,15	_ .. _	,	„	,
делим величину 5 -	? = 0,66. Тогда фактор паровой нагрузки в фор-
муле (2.42): Фа = 5 (2 - 8)= 0,66 (2 - 0,66 )= 0,886.
Согласно формуле (2.42), коэффициент теплопередачи:
Х = 4070-а
х0,12-л-(1+0,15/1в)|-
1,1-и>
. 0,25 ивн у
1-
2___*
,2
х
z-2
35 Л
Ф„ = 4070-0,8-
10
(0,52-0,0072-20,15)-JoJ
z	\ 0,12-0,8(1+0,15-12)
1,1-2,0
< 23°’25 >
2-2
1-“
10 I 35Л
0,866 =
1000
= 2 284,49 Вт/(м2 - К).
В первом приближении примем величину нагрева воды в конденсаторе в два раза меньше, чем при номинальном расходе пара: A/t = 9,41/2 = 4,71 °C. Недогрев воды до температуры насыщения согласно формуле (1.27):
х
х
х
—£lg_ =-----------42??_________= 3 92 °C
KF	2284,49-13895-3,6	’
eG*cpe _j e 34800-4,19-1000
Температура насыщения пара в конденсаторе: t„ = t\. + Ar + 5/ = 12 + + 4,71+3,92 = 20,62 °C, а скрытая теплота фазового перехода при этой температуре г = 2453,78 кДж/кг. Тогда нагрев воды в конденсаторе:
7>..Айк	2 453,78-281800 й
~~	’---------Г = 4>74
Gec 4,19  34800 -103
а расхождение между принятым и полученным значениями нагрева воды — 0,06 %.
Во втором приближении недогрев воды до температуры насыщения:
5/ =	—-------4’L4   - з 94
KF	2284,49-13895-3,6	’
eG»cpe _j e 34800-4,19-1000
Температура насыщения пара в конденсаторе во втором приближении: /„ = tu + +Д( + 5/ = 12 + 4,74 +3,94 = 20,67 °C, а скрытая теплота фазового перехода при этой температуре: г = 2453,66 кДж/кг. Тогда нагрев воды в конденсаторе составит
РКААК _ 281800-2453,66 д о<,
8 GeCp' 4,19-34800-103
а расхождение между принятым и полученным значениями нагрева воды равно 0,005 %.
Давление в конденсаторе рк, соответствующее температуре насыщения t„, находится по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара и составляет 2,4 кПа.
Следовательно, при уменьшении расхода пара в конденсатор на 50% давление в нем уменьшилось на величину Лрк = 3,7 - 2,4 =1,3 кПа.
Пример 2.4. Применительно к условиям примера 2.1 определить, как изменится давление в конденсаторе, если в трубках поверхности теплообмена появится
загрязнение, имеющее коэффициент теплопроводности 2 Вт/(м-К) и толщину 0,1 мм.
В расчетах примера 2.1 при номинальном расходе пара в конденсатор Л"°" = = 563 600 кг/ч, расходе охлаждающей воды G. = 34 800 м3/ч и температуре воды на входе tu = 12 °C получена величина коэффициента теплопередачи в конденсаторе с чистой поверхностью теплообмена К = 2 662,06 Вт/(м2-К) и температуры воды на выходе из аппарата = 21,41 °C.
Термическое сопротивление загрязнений равно
Я, = Ь. = ОД • 10 =	10-4м2-К/Вт.
Х3 2
Полное термическое сопротивление передаче теплоты в конденсаторе с чистой поверхностью теплообмена, согласно формуле (2.32), равно сумме термических сопротивлений со стороны охлаждающей воды (первое слагаемое в знаменателе выражения), стенки трубок поверхности теплообмена (второе слагаемое в знаменателе выражения) и со стороны конденсирующегося пара (третье слагаемое в знаменателе выражения). При наличии загрязнений поверхности теплообмена их термическое сопротивление войдет дополнительным слагаемым в знаменатель выражения (2.32), т. е.
К3 = ——-----=----------—----------= 2349,35 Вт/(м2-К).
Недогрев воды до температуры насыщения, согласно формуле (1.27):
5/ - (jg—^,41= 751 °C
KF	2349,35-13895-3,6	’
в,све л 34800-1,163-1000	,
е • р‘ —1 е	—1
Температура насыщения пара в конденсаторе: t„ -+ А/ + 8/ = 12 + 9,41 +7,51= = 28,92 °C, а скрытая теплота фазового перехода при этой температуре: г = = 2 436,32 кДж/кг. Тогда нагрев воды в конденсаторе составит
, DKMK 563600-2436,32
Kt = —----— =-----------------— о 4? °C
Gecpe 4,19-34800-IO3
а расхождение между принятым и полученным значениями нагрева воды — 0,07%, что свидетельствует об удовлетворительной точности расчета.
Давление в конденсаторе, соответствующее температуре насыщения находится по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара и составляет рк = = 3,98 кПа.
Следовательно, при появлении загрязнений поверхности теплообмена в конденсаторе давление увеличилось на величину Дрк = 3,98 —-2,4 = 1,58 кПа.
Пример 2.5. Произвести сравнение величин коэффициента теплопередачи и давлений в конденсаторе 200-КЦС-2, рассчитанных по методикам ВТИ и УГТУ на
номинальном режиме работы аппарата. Расход пара в конденсатор J)“°" = 400 т/ч, количество присосов воздуха GmJd - 20 кг/ч, расход циркуляционной воды G„ = = 25 000 т/ч, температура воды на входе в аппарат /и = 12 °C. Конденсатор имеет поверхность охлаждения F = 9 000 м2, образованную 11 940 трубками из латуни Л68 с коэффициентом теплопроводности X = 104,7 (м-К)/Вт, наружный и внутренний диаметры трубок равны соответственно d„ = 30 мм и daH = 28 мм, длина / = 8 м. Число ходов воды z = 2. Относительный периметр трубного пучка конденсатора Р = 3,403; коэффициент компактности К* = 7,96; площадь горловины конденсатора £ = 68,76 м2. Амплитуда колебаний трубок Л = 0,14 мм, частота колебаний / = 23 Гц. Расход воздуха при указанных режимных параметрах G«OTd= = 20 кг/ч.
Скорость воды в трубках поверхности теплообмена определяется по соотношению
Gez
4
25000-2
3,14-0,0282
4
-11940-3600
= 1,89 м/с.
Удельная паровая нагрузка конденсатора равна
jH0M D"0M 400000 лл л „ 2 х d“ = __к— _--------- = 44 4 кг/(м<ч).
к F 9000
Согласно формуле (2.42), с учетом того, что при номинальном расходе пара	= 1,
коэффициент теплопередачи равен
К = 4070-а
х0,12«-(1+0,15/1в)г-
1,1 • W
• 0,25 аен 7
1-
i+lz2 10
t (0,52 - 0,0072 • 44,4) ^/oj 1000
1-^-
35
Ф^ = 4070-0,8-
1000
11-1 89'\О’12'о,8(1+О’1512)
280,25 >
2-2
10
12
1-— • 1 = 3306,8Вт/(м2-К).
35
х
х
X
х
Выходная температура охлаждающей воды при г = AhK = 2300 кДж/кг определяется по выражению
+	. 12 + •°°-23С0;,0.99 _ «с
Gecpe	25 000-4,19
Нагрев воды: А/в = 20,7 - 12 = 8,7 °C.
Недогрев воды до температуры насыщения, согласно формуле (1.27), составит
_ he ~ he ____________V
KF
eGecpe _ ।
Температура насыщения пара в конденсаторе: tK = ha + А/ + 5/ = 12 + 8,7 +4,9 = = 25,6 °C; давление рк, соответствующее этой температуре, равно 3,27 кПа.
= 4,9 °C.
3306,8-9 000 25 000-1,163-1000	,
е ’	— 1
Для расчета конденсатора по методике УГТУ необходимо задаться величиной температуры насыщения. Примем в первом приближении эту температуру tn = = 26,6 °C.
Расчет начнем с определения коэффициента теплоотдачи со стороны охлаждающей воды. Средняя температура воды в трубках поверхности теплообмена конденсатора: tcP = /]в + A/Z2 = 12 + 8,7/2 = 16,35 °C. По таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара при этой температуре величина коэффициента теплопроводности X = 0,59 Вт/(м-К), коэффициента кинематической вязкости v = СПб-Ю-6 м2/с и числа Прандтля Рг = 7,932. Число Рейнольдса при течении воды в трубках равно
»^ = И9дад28=4
V 0,59 • 10-6
Определим коэффициент теплоотдачи со стороны охлаждающей воды по формуле (1.42):
ав = 0,023 - Яе0’8 • Рг0’4  — = deH
= 0,023-47419,4°’8 -7,9320’4 --^- = 6109,7Вт/(м2 -К). 0,028	7
Тепловая нагрузка конденсатора определяется по уравнению теплового баланса:
„ г „	25000000-4187-8,7 ... . - „
Q = ^всрвМв =-------------------= 253,1 -10 Вт.
Температуру стеноктрубок поверхности теплообмена найдем по соотношению (2.49):
1 । (^и ~ deH )</дн а«	^cmdlp
1	(0,030- 0,028)-0,028 2'
....	253,1-Ю6
= 16,35 +---------------х
р-0,028-11940-8
t ^cp+JL 1ст « г-г вн
х
= 21,2° С.
^6109,7	2-104,7-0,0292
Разность температур между паром и стенкой трубок: А/п^= 4 - 4™ = 26,6 - 21,2 = 4,4 °C.
Коэффициент теплоотдачи по Нуссельту найдем в соответствии с формулой (1.49). Физические параметры конденсатной пленки определяются по температуре пленки: ~ (t„ + tcn^l1 = (26,6+21,2)/2 = 23,9 °C и имеют соответственно следующие величины: плотность — 997,2 кг/м3; коэффициент теплопроводности — 0,606 Вт/(м-К); динамическая вязкость — 925,0-10-6 Н-с/м2.
Коэффициент теплоотдачи по Нуссельту (см. формулу (1.49)):
ао = 0,725-4]
2	-13
гРлл -S-^пл Илл ' ^п-с ' d/t
= 0,725-4]
2300.103.997,22 .9,81.0,606’=1035WBt/(m2 k)
925,0-10-6-4,4-0,030
Скорость пара в горловине конденсатора определяем с учетом того, что плотность пара берется по температуре насыщения: ря = 0,025 кг/м3. Скорость пара равна
DK	400000	,. , .
w„ = —— =--------------------= 64,6 м/с.
" p„S2 3 600-0,025-68,76
а фактор скорости пара:
п = р„и>2 = 0,024-67,32 = 997,4-9,8-0,03
Скоростной коэффициент определяется согласно зависимости (2.34):
(х—0,58 а°  н
J
= 28,3-0,371^ Г103^2^Г58=0Л98.
I. 0,606 J
Фактор, учитывающий влияние на коэффициент теплоотдачи содержания воздуха в паре, определяется по зависимости (2.41):
0,477
= 1-4,716-
ФЕ = 1-4,716-
Ggo3d
20
400000
0,477
= 0,96.
Фактор, учитывающий влияние на коэффициент теплоотдачи параметров вибрации трубок конденсатора, определяется по зависимости (1.51). Вибрационное число Рейнольдса (при кинематической вязкости конденсатной пленки vm = 0,928-1 О'6 м2/с) равно
=	. '^'2-3;'^ = 104,1;
пл
0,928-10-6
ГТ	V	JT- 2300	-174R
число Прандтля — 6,396 и число Кутателадзе: л —	— 1Z4,».
Коэффициент, учитывающий вибрацию трубок, равен
ф^. = (Рг • ^)6'821°_6 /fee«fip_1’85',° 4 'Ле««йр х
X (1 + 0,32 • 10"3 • Reeu6p - 0,73 • 10~5 • Re2eu6p )=
= (6,396-124,8)6-8210’6 104’12-1’85-,0’4l04’1x
х(1 + 0,32 • 10"3  104,1 - 0,73 • 10“5 -104,12)= 1,38.
Фактор, учитывающий компоновку трубного пучка, определяется по зависимости (2.40):

П*0’64
70’64 к ?’15-(1,068-0,622Р + 0Д61Р2 -0,012Р3) (8Д8П* +0,331)
О,470,64 -7,960’15 -(1,068-0,622-3,403 + 0,161-3,4032 -0,012-3,4033) х---------*---------= 0,564.
(8,18-0,356+0,331)
Полный коэффициент теплоотдачи с паровой стороны находим по выражению (2-47)
а„ =ао-Фи,-Ф.--Ф -ФГФК =10352,5-0,698-0,96-1,38-0,564 =
= 5399,2Вт/(м2 - К).
Коэффициент теплопередачи в конденсаторе по формуле (2.32):
х =1=
—	+ — + 1,15-"- Ig
^ст
1	0,030	1	0,03	0,030 = 2 699,3 Bt/(m2 r)-
----- ------------ь 1,15--1g----
6109,7 0,028 5 399,2	104,7	0,028
Недогрев воды до температуры насыщения греющего пара определяется по выражению (1.27):
е . _ t2e he _________8,7
KF	2 699,3-9 000-3600
= 6,7 °C.
Gecpe । e 25 000-4187-1000 _ ।
Температура насыщения пара в конденсаторе: t„ = tie + А/ + 8/ = 12 + 8,7 + 6,7 = = 27,4 °C, а расхождение между принятым и полученным значениями температуры насыщения — 3,0 %.
Приняв новое значение температуры насыщения, определяем разность температур между паром и стенкой трубок: А/я с = t„- tcm = 27,4 — 21,2 = 6,2 °C.
Физические параметры конденсатной пленки определяются по температуре пленки 4и = (/„ +	= (27,4+21,2)72 = 24,3 °C и имеют соответственно следую-
щие величины: плотность — 997,1 кг/м3; коэффициент теплопроводности — 0,607 Вт/(м-К); динамическая вязкость — 916,9-10-6 Н-с/м2. Коэффициент теплоотдачи по Нуссельту во втором приближении по формуле (1.49):
а0 = 0,725• 4 -’A	=
V Р-лл ’ ^п-с '
= 0,725чК403 '"У2 •')-81^°73 = 9512,4Вт/(м2 -К).
V 916,9-10-6 -6,2-0,030
Скорость пара в горловине конденсатора определяем с учетом того, что плотность пара берется по температуре насыщения: ря = 0,025 кг/м3. Скорость пара равна
DK 400000	,
w„ = —— =-------------------= 64,6 м/с,
pnS2 3600-0,025-68,76
фактор скорости пара:
п_ Р«^ _ 0,025-64,62
Рл;АЧ< 997,1-9,8-0,03
Скоростной коэффициент определяется согласно зависимости (2.34):
Ф„ = 28,3-П°’08
z , \-0,58	’	z	х
ао-^н	Л-,^0.08 (9512,4-0,03^
-------	= 2о.З • U,3 jo	• ------------I
I J	I 0,607 )
Фактор, учитывающий влияние на коэффициент теплоотдачи параметров вибрации трубок конденсатора, определяется по зависимости (1.51). Вибрационное число Рейнольдса (при кинематической вязкости конденсатной пленки — 0,920-1 О'6 м2/с) составит
Re
Afd„ = 0,14-10~3-23-0,03 у/пл	0,920-10-6
= 105,0;
2300
число Прандтля — 6,332, число Кутателадзе: К =	= 88,5.
Коэффициент; учитывающий вибрацию трубок, равен фу = (Рг • Ю 'Кевибр~ 1,85-10 "КСвибр х
X (1 + 0,32 -10-3 - Reeu6p - 0,73 - Ю 5 - Re2u6p )=
= (б 332 • 88 5J6»8240-6-105»02-1»85-!0-4-105,0 х
х (1 + 0,32 • 10"3 • 105,0 - 0,73 • 10-5 -105,02 )= 1,36.
Фактор, учитывающий компоновку трубного пучка, определяется по зависимости (2.40):
П*0’64
7,0,64 .^0,15 .(J 068-0,622-Р + 0,161 Р2 -0,012-Р3)-(8,18-П* +0,331)
=_____________________________О,3560,64____________________________
О,470,64 -7,960,15 • (1,068 -0,622• 3,403 + 0,161 • 3,4032 -0,012 • 3,4033)
х-------------------= 0,564.
(8,18-0,356 + 0,331)
Полный коэффициент теплоотдачи с паровой стороны по выражению (2.47):
а„ =а0 •ФИ.Ф|..Ф/Ф/.ФХ = 9 512,4-0,737-0,96-1,36-0,564 =
= 5162,ЗВт/(м2 - К).
Коэффициент теплопередачи в конденсаторе определяется по формуле (2.32)
К =-------------------------------=
^вн	^“ст ^вн
1	7
=-----------------------------------------= 2 638,8 Вт/(м2  К).
1	0,030	1 л 1С 0,03 , 0,030	’ k }
------1-------И, 15-----1g------
6109,7 0,028 5162,3	104,7 0,028
Недогрев воды до температуры насыщения греющего пара определяется по выражению (1.27):
8/ = *2в ~ ^1* —________$’7_______- а я °с
KF	2638,8-9 000-3600	’°	’
tGecpe * е 25000-4187-1000 _ ।
Температура насыщения пара в конденсаторе: /„ = + А/ + 5/ = 12 + 8,7 +6,8 = = 27,5 °C; расхождение между принятым и полученным значениями температуры насыщения составит 0,4 %. Это меньше 0,5 %, что позволяет считать расчет законченным.
Давление пара в конденсаторе рк определяется по величине температуры насыщения пара и составляет 3,67 кПа.
Расхождение в значениях коэффициентов теплопередачи, рассчитанных по методикам ВТИ и УГТУ: АК’= 3 306,8-2 638,8 = 668 Вт/(м2-К), или 20 %, а давления в конденсаторе различаются на 12 %. Величина давления в конденсаторе, определенная по нормативной характеристике [26], составляет 3,92 кПа. Очевидно, что учет в методике УГТУ большего числа факторов, влияющих на интенсивность теплопередачи в конденсаторе, позволяет получить более близкое к нормативу давление (разница давлений по сравнению с нормативной характеристикой равна для методики УГТУ 6%, а для методики ВТИ— 16,5 %).
Пример 2.6. Определить гидравлическое сопротивление двухходового конденсатора (z = 2) при следующих исходных данных: скорость воды в трубках — 1,8 м/с; температура воды на входе в аппарат — 16 °C; нагрев воды в конденсаторе — 8 °C; внутренний диаметр трубок — 26 мм; длина трубок конденсатора — 9 м.
Средняя температура воды в трубках конденсатора равна: = he + AZ/2 = 20 °C. Значение коэффициента Ъ в формуле (2.56), согласно табл.2.14, составляет 0,0512. Коэффициент состояния примем 0,8. Тогда гидравлическое сопротивление конденсатора, рассчитанное по зависимости (2.56), составит
АР = 9,8 • z  ( — - и>1,75 + 0,1351V1’5 \ а
= 9,8 • 2 • f 0,0512 ’9 • 1,81,75 + 0,135 -1,81,51 = 3 8,0 кПа.
I 0,8	)
Если принять коэффициент состояния а = 0,6, то гидравлическое сопротивление конденсатора будет равно
AP = 9,8-z-
— иЛ75+0,135иЛ5 а
= 9,8-2-
Г 0,0512-9
I 0,6
1,81,75 + 0,135 • 1.81’5 = 48,5 кПа.
Таким образом, при изменении коэффициента состояния от 0,8 до 0,6 гидравлическое сопротивление аппарата возросло на 27 %.
2.5. Контрольные вопросы
1.	Каково назначение конденсационной установки?
2.	Почему наличие в паре воздуха — отрицательный фактор?
3.	Что такое ход охлаждающей воды в конденсаторе и как число ходов связано с количеством перегородок в водяных камерах конденсатора?____________________________________________
4.	В каком ходе охлаждающей воды конденсатора и почему располагается воздухоохладитель?
5. Назовите основные схемы включения конденсаторов по охлаждающей воде.__________________________________________
J 6. Назовите основные параметры, определяющие эффективность работы конденсаторов._______________________________________
7.	Определите парциальное давление пара при общем давлении в конденсаторе рк=6,0 кПа и относительном содержании воздуха в паре е = 0,005._____________________________________
V
8.	Что такое переохлаждение конденсата, от чего зависит его величина и почему его наличие нежелательно?
9.	Всегда ли давление в конденсаторе строго равно давлению пара за последней ступенью турбины? 
V 10. Что такое экономический и предельный вакуум?
** 11. Назовите основные факторы, влияющие на величину коэффициента теплоотдачи с паровой стороны конденсатора.
12.	Почему компоновка трубного пучка конденсатора влияет на тепловую эффективность его работы?
13.	Определите влияние скорости набегающего потока пара на теплообмен при конденсации пара при следующих исходных данных: рк= 5,0 кПа; и>я = 60 м/с; d„ = 0,026 м; aNu = 4000 Вт/(м2-К).
I
14.	Почему тепловой расчет конденсаторов проводится по эмпирическим зависимостям для среднего по всей поверхности теплообмена коэффициента теплопередачи?
15.	Определите гидравлическое сопротивление конденсатора при следующих исходных данных: z=2; £=9,0м; tecp = 20 °C; d„ = 0,026 м.___________________________________________
16.	Каково назначение охладителей пароструйных эжекторов?
17.	Почему увеличение давления пара в конденсаторе влияет на производительность пароструйного эжектора?
18.	Определите давление всасывания пароструйного эжектора при отсосе паровоздушной смеси с температурой 30 °C, расходе отсасываемого воздуха 40 кг/ч, если р* = 4 кПа, =115 кг/ч.
19.	Из каких соображений выбирается количество эжекторов на турбоустановку?________________________________________
20.	В чем состоят достоинства и недостатки паро- и водоструйных эжекторов?_________________________________________
21.	Каково назначение конденсатных и циркуляционных насосов? __________________________________________________
v 22. Как выбирается количество циркуляционных и конденсатных насосов?__________________________________________
23. Как выбирается подача циркуляционных и конденсатных насосов?
Гла
3
ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ В СИСТЕМАХ РЕГЕНЕРАТИВНОГО ПОДОГРЕВА ПИТАТЕЛЬНОЙ ВОДЫ ПТУ
3.1.	Общие сведения
Регенеративный подогрев основного конденсата и питательной воды является одним из важнейших методов повышения экономичности современных ТЭС. При этом под основным конденсатом понимается поток конденсата рабочего пара от конденсатора до деаэратора, а под питательной водой — поток от деаэратора до котла(парогенератора).
Регенеративный подогрев осуществляется паром, отработавшим в турбине. Греющий пар, совершив работу в турбине, конденсируется затем в подогревателях. Выделенная этим паром теплота фазового перехода возвращается в котел, как бы регенерируется. В зависимости от начальных параметров пара и количества отборов пара на регенерацию относительное повышение КПД турбоустановки за счет регенерации составляет от 7 до 15 % [3,5,9,27], что сопоставимо с эффектом, получаемым от повышения начальных параметров пара перед турбиной.
Регенерацию можно рассматривать как процесс комбинированной выработки энергии с внутренним потреблением теплоты пара, отбираемого из турбины Регенеративный подогрев воды снижает потерю теплоты с отработавшим паром в конденсаторе турбины.
3.1.1.	Термодинамические основы организации системы регенеративного подогрева питательной воды
Особенность регенеративного цикла ПТУ по сравнению с циклом без регенерации состоит в том, что конденсат, имеющий после конденсатора температуру 28.. 35 °C, прежде чем поступить в парогенератор, подогревается в специальных теплообменниках паром, отбираемым из промежуточных ступеней турбины. Осуществляя ступенчатый подогрев питательной воды за счет ступенчатого отбора теплоты пара в процессе его расширения, можно реализовать идею регенеративного цикла Карно для участка в области насыщенного пара, как это показано на рис. 3.1. Увеличивая число отборов до бесконечности и приближаясь к предельно регенеративному циклу, процесс расширения пара можно приблизить к штриховой линии, которая будет эквидистантна кривой процесса подогрева 2 — 2 ’. Цикл паросиловой установки с регенерацией, строго говоря, нельзя изобразить в двумерной T-s-диаграмме, так как она строится для постоянного количества рабоче
го тела. Абсолютно строгим является изображение регенеративного цикла в трехмерной системе координат, приведенное на рис. 3.2 для двух ступеней подогрева. Цикл осуществляется тремя потоками пара: в первую ступень подогрева отбирается часть расхода пара, равная C^-Dj во вторую ступень отбирается часть расхода пара, равная a2-Z>n; в конденсатор проходит часть полного расхода пара, равная
Рис. 3.1. Регенеративный цикл Карно.
5—7—6 — расширение пара в турбине, 6—1 — отвод тепла в конденсаторе, I—2 — сжатие в насосе, 2—3 — нагрев до кипения, 3—4 — испарение, 4—5 — перегрев пара
Рис. 3.2. Регенеративный цикл паротурбинной установки.
а — в первый отбор, б — во второй отбор, в — в конденсатор
При отборе пара на подогрев конденсата, с одной стороны, уменьшается удельный расход теплоты на испарение питательной воды и получение пара нужных параметров, но, с другой стороны, одновременно уменьшается удельная работа пара в турбине. Несмотря на противоположный характер этих влияний, использование регенеративного подогрева всегда повышает термический КПД цикла. Это объясняется тем, что при подогреве питательной воды за счет теплоты конденсации отобранного пара устраняется подвод теплоты от внешнего источника на участке 2 — 2 ’ и таким образом средняя температура подвода теплоты от внешнего источника в регенеративном цикле увеличивается (подвод внешней теплоты осуществляется только на участке 2'— 3 — 4 — 5).
При проектировании энергоблока определению и выбору подлежат следующие параметры и характеристики регенеративного подогрева воды:
•	конечная температура подогрева питательной воды (/„«);
•	число отборов пара и ступеней подогрева воды (z);
•	распределение подогрева между отдельными последовательно включенными подогревателями (ступенями).
Конечную температуру питательной воды, как правило, выбирают на основании технико-экономических расчетов энергоблока в целом по минимуму расчетных затрат. С повышением температуры питательной воды тепловая экономичность турбоустановки и энергоблока в целом повышается, расход топлива уменьшается, но снижается КПД котла из-за повышения температуры уходящих газов. Вследствие увеличения расхода свежего пара стоимость парового котла, трубопроводов и питательной установки возрастает. Конструкция турбины из-за отборов усложняется, увеличиваются радиальные размеры ЦВД, но сокращаются размеры ЦНД. Конденсатор и система водоснабжения, топливно-зольное хозяйство и тягодутьевая установка ТЭС удешевляются. Расходы энергии на питательные насосы возрастают, а на прочие двигатели собственных нужд — уменьшаются.
На основании технико-экономических расчетов принято [3,5]:
при Рв = 13 МПа /„« = 230°С;
при Ро = 24 МПа tM = 265°C.
С увеличением числа отборов пара и ступеней подогрева воды КПД турбоустановки повышается, однако стоимость подогревательной установки возрастает. С учетом этих факторов для современных турбоустановок большой единичной мощности принимают семь — девять регенеративных отборов пара. Повышение КПД турбоустановки при использовании одноступенчатого регенеративного подогрева питательной воды выражается следующим образом:
Д<|, = Т), - ч« =	—
h0 ~
(3-1)
hK-hK
где Ло =1-------г---коэффициент полезного действия турбоустановки без ре-
генерации;
aK(hK-hK)
Лг =1--------~----— коэффициент полезного действия турбоустановки с
“о — "пв
регенерацией;
сц, а, — доля расхода свежего пара, поступающая в конденсатор и в регенеративный отбор соответственно;
йо — теплосодержание свежего пара, кДж/кг;
hK — теплосодержание пара, поступающего в конденсатор, кДж/кг;
hK— теплосодержание конденсата в конденсаторе, кДж/кг;
И, — теплосодержание пара в регенеративном отборе, кДж/кг;
Г
ftne = a.KhK + агй, — теплосодержание подогретой питательной воды перед котлом, кДж/кг.
Эффективность регенеративного подогрева питательной воды зависит от параметров пара в отборе. Очевидно, что подогрев питательной воды свежим паром (т.е. при hr = й„), а также физически невыполнимый подогрев паром, отработавшим в турбине (т.е. при а,= 0), не дают повышения КПД турбоустановки и в обоих этих случаях Дц, = 0. Оптимум эффективности будет находиться между этими крайними значениями в диапазоне температур питательной воды t„,= = 25...300°С, как показано на рис. 3.3.
Рис. 3.3. Зависимость относительного повышения КПД турбоустановки от температуры подогрева питательной воды и числа отборов турбины: Ад, = (т]л- до)
С увеличением числа ступеней регенерации величина Дт]г возрастает, но каждая новая ступень регенерации дает все меньший дополнительный прирост КПД, а оптимум эффективности смещается в область более высоких температур питательной воды.
3.1.2.	Принципиальные схемы систем регенеративного подогрева питательной воды
В реальных паросиловых установках регенерация осуществляется с помощью регенеративных теплообменников, в каждый из которых поступает пар из промежуточных ступеней турбины (регенеративных отборов).
Принципиальная тепловая схема ПТУ представлена на рис. 1.1.
Перекачка питательной воды (основного конденсата) от конденсатора в котел (парогенератор) осуществляется конденсатными и питательными насосами; в ряде случаев устанавливаются сливные (дренажные) насосы для откачки конденсата после некоторых ПНД, а также после подогревателей сетевой воды. Целесообразность перекачки основного конденсата по двухступенчатой схеме (насосами первого и второго подъемов) объясняется следующими соображениями.
Насосы, откачивающие конденсат из конденсатора, подбираются с учетом некоторой оптимальной высоты всасывания. Ь/Галая частота вращения таких насосов позволяет не иметь большого напора на всасе, но, как следствие, приводит к неоптимальной характеристике ступеней, а также к малым значениям КПД насоса, что наиболее характерно для конденсатных насосов первого подъема. Конденсатные насосы второго подъема, как правило, возможно выполнить на оптимальную частоту вращения.
Блочная обессоливающая установка (БОУ) находится перед насосами второго подъема и рассчитывается на меньшее давление.
Протечки пара через лабиринтовые уплотнения турбины из различных камер уплотнений (на рис. 1.1 не показаны) отводятся обычно в предпоследний ПВД деаэратор, в один из ПНД, в сальниковый подогреватель. Значительный по величине поток пара из уплотнений штоков клапанов турбины может направляться в деаэратор или в турбину.
Принципиальная тепловая схема предполагает также решение вопроса о способе приготовления добавочной воды и месте ввода ее в цикл. Часто применяется химическое обессоливание с подачей добавочной воды в конденсатор турбины для конденсационных блоков или в атмосферный (вакуумный) предвключенный деаэратор для теплофикационных турбин.
Наличие промежуточного перегрева пара делает технически необходимой блочную схему котел—турбина, что наиболее характерно для схем современных ТЭС. Принципиальные схемы ПТУ неблочных электростанций могут не отличаться по своей структуре от блочных установок. Однако в реальных условиях необходимо иметь в виду, что все деаэраторы неблочных станций, как правило, питаются паром от одной сборной магистрали (коллектора).
При разработке тепловых схем конкретных турбоустановок необходимо принимать принципиальные решения по ряду вопросов, определяющих место и параметры работы теплообменных аппаратов в системе регенерации турбин. К таким вопросам относятся:
•	количество ПНД, ПВД и сетевых подогревателей;
•	величина давления пара в деаэраторе;
•	определение типа аппарата и места его установки в схеме ПТУ;
•	организация слива дренажей;
•	схемы включения вспомогательных теплообменных аппаратов (сальниковых подогревателей, конденсатора испарителей и др.).
Решение этих вопросов, как правило, осуществляется на основе технико-экономических расчетов для конкретной ПТУ с учетом технических характеристик оборудования, поставляемого другими предприятиями (ПНД ПВД, деаэраторов и др.)
Выбор теплообменных аппаратов (ПНД, ПВД, СП) для конкретных ПТУ с турбинами мощностью до 300 МВт производится проектировщиками — разработчиками этих ПТУ — из условно нормируемого ряда [28,29]. Основным критерием, определяющим выбор конкретного типоразмера аппарата (прежде всего величины его поверхности теплообмена), является величина недогрева воды в аппарате до температуры насыщения (5/). В настоящее время в мировой практике для современных конструкций аппаратов системы регенерации низкого давления предельные значения недогревов воды до температуры насыщения принимаются до 1,5°С.
Величины недогревов воды для сальниковых подогревателей (СП) обычно не регламентируются, так как существенно зависят от типа турбины, конкретной схемы уплотнений этой турбины и ряда других факторов. Предельные значения недогрева воды в СП обычно составляют 1О...12°С.
Разработка конструкций теплообменных аппаратов (ПНД и ПВД) для системы регенерации большинства ПТУ до стадии технического проекта осуществлялась ЦКТИ. Рабочее же проектирование выполнялось заводами-изготовителями аппаратов (Сарэнергомашем, Таганрогским заводом «Красный котельщик» и др.). Сальниковые подогреватели, как правило, разрабатываются и изготавливаются заводами-изготовителями турбин, смешивающие ПНД — Таганрогским заводом «Красный котельщик».
Регенеративный подогрев воды на КЭС при наличии промежуточного перегрева пара имеет ряд особенностей [9,27]. Повышение КПД турбоустановки от регенерации при промежуточном перегреве пара меньше, чем без него практически во всем диапазоне температур подогрева воды. Пар, поступающий в регенеративные отборы после промежуточного перегрева, более перегрет, чем пар такого же давления в турбине с теми же начальными параметрами, но без промежуточного перегрева. Использование более перегретого пара для регенеративного подогрева питательной воды менее экономично, так как расход пара в регенеративные отборы сокращается вследствие более высокого его теплосодержания и соответственно увеличивается поток пара в конденсатор, а, следовательно, и потеря теплоты в конденсаторе. При этом исходный КПД турбоустановки без регенерации т]о возрастает за счет промежуточного перегрева, что приводит к уменьшению величины разности Ат]г = т)г - т]о. Все эти факторы приводят к снижению относительной эффективности регенерации в турбоустановках с промежуточным перегревом пара. На рис. 3.4 представлено соотношение прироста КПД турбоустановки от использования регенерации при отсутствии (Дт]г) и при наличии (Дт]"л Промежуточного перегрева пара [9,27].
Рис. 3.4. Повышение КПД турбоустановки с одноступенчатой регенерацией при промежуточном перегреве пара и без него
Как видно из рис. 3.4, на нижней кривой имеется участок скачкообразного изменения КПД турбоустановки с регенерацией при давлении отбора, совпадающем с давлением промежуточного перегрева пара. Подобное изменение КПД происходит при переходе от отбора «холодного» пара из противодавления ЦВД (непосредственно перед промежуточным перегревом) к отбору «горячего» пара (непосредственно после него). При переходе от «холодной» ступени подогрева к «горячей» происходит повышение необратимости процесса теплообмена, снижается расход пара в отбор и возрастает потеря теплоты в конденсаторе турбины. Это обусловлено повышением необратимости процесса теплообмена, уменьшением отбора пара и увеличением потери теплоты в конденсаторе турбины. При многоступенчатой регенерации основной выигрыш от оптимизации достигается за счет распределения подогрева между «холодной» и «горячей» ступенями подогрева воды.
Для конкретной турбоустановки общий подогрев воды распределяют между отдельными ступенями, используя аналитические методы и вариантные расчеты.
Регенеративный подогрев воды на ТЭЦ. Применение регенеративного подогрева воды на ТЭЦ также способствует экономии топлива, поскольку повышается выработка электроэнергии на тепловом потреблении за счет работы пара регенеративных отборов и уменьшается потеря теплоты в конденсаторе турбины [27]. КПД турбоустановки ТЭЦ по производству электроэнергии возрастает особенно значительно при малом пропуске пара в конденсатор (на 20...25 % относительно КПД турбоустановки без регенеративного подогрева воды).
Регенеративные отборы пара турбин на ТЭЦ, как это показано на рис. 3.5, служат для подогрева конденсата пара турбин, а также обратного конденсата регулируемых отборов, имеющего более высокую температуру. Доля обратного конденсата потребителей в общем расходе питательной воды довольно значительна, поэтому сумма расходов пара в регенеративные отборы, а следовательно, и абсолютная экономия теплоты от регенерации соответственно меньше, чем на конденсационной электростанции с теми же начальными параметрами пара и расходом пара и питательной воды. Однако относительная экономия теплоты от регенерации и повышение КПД ТЭЦ будут значительно больше, чем на аналогичных КЭС, если экономию теплоты относить не к полному расходу теплоты на турбоустановку, а к расходу теплоты на производство электроэнергии. Тогда КПД турбоустановки по производству электроэнергии будет определяться следующим образом:
Рис. 3.5. Схема ТЭЦ с регенеративным подогревом питательной воды (одноступенчатый подогрев).
ПК — парогенератор, Т — турбина, Г— генератор, К—конденсатор, КН— конденсатный насос, ПН— питательный насос, ТП — тепловой потребитель
Т1Э1. =1-----------------,
t)S = 1 --,
Q0~Q^
(3.2)
(3.3)
где т]э/, т]'; —КПД турбоустановки по производству электроэнергии без регенерации и с регенерацией соответственно;
Qo — полный расход теплоты на турбоустановку;
QK— теплота, отведенная в конденсаторе турбоустановки;
О^тф—теплота, отпущенная внешнему тепловому потребителю;
CLK — доля расхода пара, поступающая в конденсатор.
Примерное соотношение КПД теплофикационной турбоустановки при наличии и при отсутствии регенеративного подогрева воды приводится на рис. 3.6 [6,9,27].
Рис. 3.6. Зависимость показателей ТЭЦ с регенеративным подогревом воды и без него от доли отпускаемого пара.
ая— доля пара, отбираемого на внешнего потребителя, — КПД турбоустановки при производстве электроэнергии без регенерации, — то же с регенерацией
Как и на КЭС, на ТЭЦ применяют многоступенчатый регенеративный подогрев воды (г от 6 до 9 ступеней), причем теплофикационные регулируемые отборы пара используются, кроме внешнего потребления, также и на регенеративный подогрев конденсата и питательной воды. Температуры конечного подогрева питательной воды на ТЭЦ и КЭС с одинаковыми параметрами и расходом пара совпадают или близки. Для ТЭЦ температуру конечного подогрева воды определяют, как и для КЭС, на основе технико-экономических расчетов.
Регенеративный подогрев питательной воды на АЭС имеет ряд особенностей, связанных с тем, что на современных АЭС установлены в основном турбоустановки насыщенного водяного пара. Основными особенностями таких ПТУ являются внешняя сепарация влаги и промежуточный перегрев свежим и отборным паром (рис. 3.7). Сложность расчета такой и аналогичных схем обусловлена вводом в систему регенерации влаги из сепаратора (С) и конденсата греющего пара (дренажа) из паровых промежуточных перегревателей 1Ш0 и 1ШС. Расчет такой схемы следует производить, используя в качестве определяющей долю расхода пара через промежуточные перегреватели ам.
Рис. 3.7. Упрощенная схема турбоустановки насыщенного водяного пара с сепаратором влаги, паровыми промежуточными перегревателями и двухступенчатым регенеративным подогревом воды.
Р — реактор, ЦВД и ЦНД — цилиндры высокого и низкого давления турбины, С — сепаратор, ППо и ПП. — промежуточные пароперегреватели, Ш и П2 — поверхностные регенеративные подогреватели, СМ1 и СМ2 — смешивающие регенеративные подогреватели
Основная задача оптимизации регенеративного подогрева питательной воды на АЭС с турбоустановками насыщенного водяного пара заключается в определении оптимального соотношения между «холодной» ступенью, обогреваемой паром за ЦВД турбины при разделительном давлении, совпадающем с давлением парового промежуточного перегрева, и следующей «горячей» ступенью, обогреваемой паром первого отбора из ЦВД турбины.
Экономически наивыгоднейшая температура регенеративного подогрева питательной воды (/м) должна соответствовать наименьшему расходу теплоты на
турбоустановку, определяющему экономию топлива на ТЭС. Регенеративная установка с трубопроводами, арматурой, вспомогательными насосами, автоматическими устройствами и контрольно-измерительной аппаратурой требует дополнительных затрат металла и энергии на перекачку воды, дополнительного места и соответствующих расходов. Это приводит к тому, что экономически наивыгоднейшая температура определяемая минимальным значением расчетных затрат, ниже ее теоретически наивыгоднейшего значения [3,9].
Применение регенеративного подогрева питательной воды при заданной электрической мощности турбины из-за отборов пара приводит к увеличению расходов свежего пара и питательной воды. Из-за увеличения расхода свежего пара высота лопаток и КПД ступеней высокого давления турбины возрастают. Уменьшение пропуска пара через ступени низкого давления и выхлопную часть турбины уменьшает выходные потери и позволяет повысить предельную мощность турбины. Диаметры и стоимость трубопроводов свежего пара и питательной воды также увеличиваются. Возрастает расход энергии на подачу питательной воды насосами.
Выбор оптимальной температуры t зависит и от температуры уходящих газов за котлом. При регенеративном подогреве питательной воды увеличиваются площади поверхностей нагрева испарительной и пароперегревательной частей котла. Площадь поверхности нагрева экономайзера котла из-за увеличения расхода воды и снижения температурных напоров также может возрасти. Для снижения температуры уходящих газов увеличивают поверхность нагрева воздухоподогревателя. Все это приводит к тому, что стоимость парового котла с повышением I возрастает. Известно, что повышение на 10 °C приводит к снижению КПД котлоагрегата примерно на 0,14 %.
С повышением снижается стоимость системы пылеприготовления, топливного и зольного хозяйства, газоочистных устройств, дымовых труб, уменьшается расход энергии на вспомогательные механизмы этих установок. Экономически наивыгоднейшее значение зависит, естественно, от стоимости используемых материалов и топлива.
Среда	Энергоблоки на 24 МПа, 540 ”С для базовой нагрузки		Энергоблоки на 13 МПа, 540 “С пиковые	
	Бурый уголь		Дорогое топливо	
Воздух перед основным подогревателем	30 40... 50		60 ... 70	
Питательная вода Уходящие газы	235 ...245 180... 190 130 ... 140	280 ... 295 130... 140		235 ... 245 150 ... 160
Примечание. В числителе —данные для замкнутой системы пылеприготовления, в знаменателе — для разомкнутой.
Табл. 3.1. Рекомендуемые значения температур, "С
Таким образом, определение экономически наивыгоднейшего значения t является очень важным этапом решения комплексной задачи оптимизации паротурбинной ТЭС. В табл.3.1 в качестве примера представлены значения температур питательной воды (/л<), уходящих газов и предварительного подогрева воздуха, рекомендуемые ЦКТИ на основании технико-экономических расчетов для базовых и полупиковых энергоблоков и районов дешевого и дорогого топлива.
3.1.3.	Схемы включения аппаратов
На современных ТЭС в основном применяются поверхностные (кожухотрубные) подогреватели (ПНД, ПВД, СП). Конкретные решения по количеству аппаратов в системе регенеративного подогрева питательной воды и месту их в тепловой схеме ПТУ принимаются на основе технико-экономических расчетов. Остановимся на ряде принципиальных вопросов, которые приходится решать при разработке тепловой схемы ПТУ и выборе аппаратов для нее.
Одним из таких вопросов является выбор и обоснование схемы отвода дренажа (конденсата греющего пара) из поверхностных подогревателей.
Из всех схем отвода дренажа наивысшую тепловую экономичность имеет схема с дренажным насосом [9] у каждого подогревателя и с подачей дренажа в линию главного конденсата (рис. 3.8, а), однако она дорога и сложна. Известно [9,27], что для обеспечения наибольшей тепловой экономичности смешивать конденсат из подогревателей и основной конденсат турбин следует при условиях, соответствующих наибольшему приближению к обратимому процессу смешения, т.е. при наименьшей разности температур. Это достигается вводом конденсата греющего пара в линию основного конденсата за ПНД (см. рис. 3.8, а). Экономична, но также сложна схема с подкачкой дренажа в вышерасположенные подогреватели (рис. 3.8, б); в настоящее время данная схема применяется очень редко.
Рис. 3.8. Схемы отвода дренажа (конденсата греющего пара) из поверхностных регенеративных подогревателей.
а — с дренажным насосом у каждого подогревателя и с подачей дренажа в линию основного конденсата за подогревателем, б — с подкачкой дренажа в подогреватели более высокого давления, в — каскадная, г — комбинированная
Наиболее простой и дешевой является каскадная схема отвода дренажа (см. рис. 3.8, в), где вообще нет дренажных насосов и дренаж удаляется самотеком из подогревателя с более высоким давлением в подогреватель с более низким давлением, а затем в конденсатор турбины. Однако известно, что такая схема менее экономична [9,27]. Чтобы избежать протекания по дренажным линиям «пролетного» пара, на этих линиях устанавливают конденсатоотводчики (см. рис. 3.8, в, г), которые открываются при росте уровня дренажа в подогревателях. На линии дренажа из последнего подогревателя (как правило, ПНД-1) в конденсатор иногда применяют более надежный в работе U-образный гидрозатвор, но при большом перепаде давлений требуется значительная его высота, что влечет за собой определенные трудности при его компоновке и монтаже в машзале ТЭС. Снижение экономичности каскадной схемы обусловлено необратимостью процесса, так как дренаж с повышенным потенциалом сливается в подогреватель, работающий при более низком потенциале. В энергетическом отношении это означает, что отбор пара более низкого давления уменьшается в результате вытеснения его дренажом из подогревателя с более высоким давлением. Как следствие — увеличивается конденсационная выработка электроэнергии и появляется потеря теплоты с «горячим» дренажом, отводимым в конденсатор, где эта теплота отдается охлаждающей воде.
Комбинированная схема отвода дренажа, показанная на рис. 3.8, г, по тепловой экономичности и по сложности выполнения занимает промежуточное положение.
Так как давление воды в поверхностном подогревателе для предотвращения ее вскипания должно быть больше, чем давление греющего пара, можно (в отличие от смешивающих подогревателей) прокачивать воду через группу последовательно включенных подогревателей одним насосом (конденсатным и далее, после деаэратора, питательным). Именно такая схема реализована в большинстве современных ПТУ.
Чтобы уменьшить вытеснение пара нижних отборов «горячим» дренажом при каскадном сливе и несколько повысить тепловую экономичность установок, обычно применяют охладители конденсата (дренажа) — ОК (рис. 3.9), которые преимущественно встроены в корпус подогревателя. Температура дренажа на выходе из охладителя конденсата (ОК) выше температуры основного конденсата (питательной воды) на входе в аппарат на некоторую величину А/, которая определяется на основе технико-экономических расчетов. Охлаждающей средой в охладителе конденсата (ОК) служит основной конденсат перед входом в данный подогреватель.
Рис. 3.9. Схема включения охладителя конденсата
Известно, что экономичность системы регенеративного подогрева питательной воды при использовании перегретого пара из отборов турбины, особенно при наличии промежуточного перегрева пара, можно повысить охлаждением греющего пара в охладителе пара (ОП) питательной водой (конденсатом). Благодаря этому уменьшается необратимость процесса теплообмена в подогревателях, увеличиваются расходы пара в отборы и растет КПД ПТУ в целом (до 0,5 %).
Пароохладители (ОП) классифицируют по конструктивному исполнению (встроенные в подогреватель и выносные) и по схемам их включения (см. ниже). Вода в охладитель пара обычно поступает непосредственно после подогревателя (зоны КП), использующего охлажденный пар этого же отбора. Дальнейший путь подогретой в охладителе пара (ОП) воды возможен по трем схемам.
В первой схеме вода направляется в линию питательной воды непосредственно за данным подогревателем (рис. 3.10). Через ОП пропускается только часть потока нагреваемой воды, остальная часть воды идет в обход через дроссельную шайбу.
Рис. 3.10. Схема включения ПВД со встроенными охладителями пара и дренажа при подключении охладителей пара по воде непосредственно за соответствующим подогревателем.
К — котел, ПП — пароперегреватель, Г — генератор, П1,П2,ПЗ — подогреватели, ПЭН — питательный насос
Вторая схема, называемая схемой Рикара—Некольного, фактически является схемой включения ОП параллельно основному потоку питательной воды, проходящему через соответствующие подогреватели (обычно — ПВД). Энергетическая
эффективность этой схемы (рис. 3.11) обусловлена глубоким охлаждением пара и переносом воспринимаемой водой теплоты перегретого пара к более горячему потоку с прямой экономией топлива. Однако при такой схеме уменьшается расход питательной воды через следующие (по ходу воды) подогреватели и соответственно уменьшается расход отбираемого пара к этим подогревателям.
Рис. 3.11. Схема включения ПВД со встроенными охладителями пара и дренажа при включении охладителей пара по схеме Рикара—Некольного — параллельно основному потоку питательной воды (усл. обознач. см. рис. 3.10)
В третьей схеме включения, обычно называемой схемой Виолен (рис. 3.12), применяются выносные ОП. Для охлаждения пара здесь используется поток питательной воды, прошедший через все ПВД. Глубина охлаждения пара из отборов турбины при такой схеме уменьшается, что несколько снижает энергетическую эффективность схемы, но это частично компенсируется полным пропуском всей питательной воды через подогреватели.
Необходимо подчеркнуть, что для верхнего подогревателя (ПВД) включение ОП во всех трех схемах совпадает.
При разработке схемы включения аппаратов в систему регенеративного подогрева питательной воды необходимо организовать эффективную систему удаления воздуха из подогревателей. При работе турбины на номинальной нагрузке обычно ПНД-1 и ПНД-2 находятся под разрежением. При уменьшении мощности турбины количество ПНД, находящихся под разрежением, может увеличиться до трех. Необходимо помнить, что, кроме ухудшения теплообмена в аппарате, попадание воздуха в основной тракт конденсата (питательной воды) интенсифицирует корро-
Рис. 3.12. Схема включения ПВД с выносными охладителями пара и со встроенными охладителями дренажа. Охладители пара включены в основной поток питательной воды за регенеративными подогревателями по схеме Виолен (усл. обознач. см.рис. 3.10)
зию трубопроводов и трубных систем аппаратов. Паровоздушная смесь (ПВС), как правило, отсасывается из подогревателей по каскадной схеме со сбросом из ПНД-1 в конденсатор, а из первого ПВД — в деаэратор.
Сальниковые подогреватели обычно включаются в тепловую схему турбоустановок до первого или второго ПНД по ходу основного конденсата.
Следует особо подчеркнуть, что конкретные схемы включения аппаратов в систему регенеративного подогрева питательной воды отражают и типовые решения, которые применяются на конкретных турбинных заводах. Частично это связано с вопросами унификации оборудования ПГУ с турбинами близких единичных мощностей.
На рис. 3.13-3.15в качестве примера представлен ряд схем включения аппаратов в систему регенеративного подогрева питательной воды в ПТУ с турбинами различных турбинных заводов.
Основной особенностью схем ПТУ со смешивающими ПНД является необходимость иметь большое количество последовательно включенных конденсатных насосов (количество которых равно количеству подогревателей), чем снижается надежность питания котлов (парогенераторов). Используя гравитационный слив конденсата, можно снизить количество этих насосов до одного на каждую пару последовательно включенных смешивающих подогревателей. Однако в этом случае усложняется компоновка схемы регенерации.
Рис. 3.13. Принципиальная тепловая схема энергоблока 210 МВт с турбоустановкой К-210-130-3 ЛМЗ.
ПГ — парогенератор, ПП — промежуточный перегреватель, К — конденсатор, П1 - П7 — подогреватели высокого и низкого давления, И — испаритель, КИ — конденсатор испарителя, ДПВ — деаэратор питательной воды, ДИ — деаэратор испарителя, БОУ — блочная обессоливающая установка, ОЭ — охладитель эжектора, ОУ — охладитель эжектора уплотнений, СП — сальниковый подогреватель, ПЭН — питательный электронасос, С — сепаратор влаги, КЭН — конденсатный электронасос, СН — сетевой насос, ПТН — питательный турбонасос; 1—7 — номера отборов
Для современных энергоблоков большой единичной мощности часто применяются комбинированные тепловые схемы, где часть ПНД выполняется смешивающего типа (обычно ПНД-1 и ПНД-2) с установкой промежуточных перекачивающих насосов (рис. 3.16).
Смешивающие подогреватели целесообразно использовать на вакуумных отборах турбины, где влажный или слабо перегретый пар содержит значительное количество воздуха, так как они практически нечувствительны к влиянию примеси воздуха в греющем паре и стабильно работают с нулевым недогревом, что, в свою очередь, исключает тепловую перегрузку следующих за ними поверхностных подогревателей. На работу смешивающих подогревателей не оказывают влияния колебания таких факторов, как вакуум в конденсаторе или нагрузка энергоблока, в них отсутствуют элементы, подверженные эрозионному воздействию потока влажного пара (трубки поверхности теплообмена, каркасы, промежуточные перегородки, пароотбойные щиты и др.) [30].
Рис. 3.14. Принципиальная тепловая схема энергоблока 800 МВт с турбоустановкой К-800-240-5 ЛМЗ (усл. обознач. см. рис. 3.13)
Рис. 3.15. Принципиальная схема энергоблока АЭС 220 МВт с турбоустановкой К-220-44/3000 ЛМЗ (усл. обознач. см. рис. 3.13)
Рис. 3.16. Схема регенеративного подогрева конденсата и питательной воды с подогревателями поверхностного типа, деаэратором и с двумя контактными (смешивающими) ПНД П1 иП2 (усл. обознач. см. рис. 3.13)
Комбинированная схема регенерации при условии максимальной тепловой эффективности должна обеспечивать также надежную защиту смешивающих ПНД от переполнения, а турбины — от заброса воды и попадания в нее обратных токов влажного пара из смешивающих ПНД; минимальное количество перекачивающих конденсатных насосов; компактность схемы и минимальную длину паропроводов; возможность глубокой деаэрации конденсата и предотвращение выноса окислов железа и меди из системы регенерации низкого давления в паровой и водяной тракты энергоблока.
Наиболее простой схемой включения смешивающих подогревателей является гравитационная схема, не требующая установки промежуточных насосов между подогревателями. Она отличается тем, что смешивающие подогреватели размещены один над другим на разной высоте так, что вода из верхнего подогревателя в нижний поступает самотеком. На отечественных установках также применяется схема с напорным водораспределением.
Выбор рационального для конкретной турбоустановки варианта комбинированной схемы регенерации низкого давления определяется совокупностью многих факторов, из которых особо следует выделить экономичность, надежность, число групп насосов и условия компоновки.
3.2.	Технические характеристики и типовые конструкции аппаратов
3.2.1.	Подогреватели высокого давления
Высокое давление питательной воды в трубных системах ПВД определяет ряд конструктивных особенностей этих теплообменников [ 14,28,29]. Основным типом подогревателей высокого давления является вертикальный (за исключением ПВД для блока К-500-60/1500) коллекторный теплообменный аппарат с поверхностью нагрева из гладких труб, свитых в плоские спирали. Горизонтально расположенные спирали соединены с помощью коллекторов в 4,6 или 8 вертикальных колонн. Концы спиральных труб привариваются к четырем вертикальным раздающим и собирающим коллекторам. Поскольку греющий пар ПВД перегретый, в аппарате всегда имеется зона охлаждения пара (ОП), которая обычно оформляется в виде выносного теплообменника с собственным кожухом.
В табл. 3.2 приведены основные технические характеристики отечественных ПВД. На рис. 3.17 в качестве примера показан подогреватель типа ПВ-1250-380-21. Приведем перечень присоединений:
А — вход питательной воды
Б — выход питательной воды
В — вход пара
Г— выход конденсата греющего пара (дренаж)
Ц — вход питательной воды в дополнительный ОП
К — к водоуказательному прибору
Л — к дифманометру
М — вход конденсата из ПВД высшей ступени Н — вход воздуха из ПВД высшей ступени Т — отвод воздуха из трубной системы
В трубную систему этого подогревателя входят шесть коллекторных труб, три из которых распределяют и три собирают питательную воду. Соединение коллекторных труб с подводящим (Л) и отводящим (Б) патрубками осуществляется в нижней части подогревателя с помощью специальных развилок и тройников.
После входного патрубка поток воды разветвляется по раздающим коллекторам, в которых устанавливаются дроссельные шайбы, разделяющие потоки в зонах ОК и ОП. Греющий пар подводится в корпус ПВД через паровой штуцер (В).
Неконденсирующиеся газы отводятся в подогреватель с более низким давлением пара по специальной трубе, установленной в зоне КП над верхним днищем кожуха зоны ОК.
Основным узлом подогревателя являются корпус и трубная система. Корпус состоит из верхней съемной части, сваренной из цилиндрической обечайки, штампованного днища с фланцем и нижней несъемной части (днища, фланца, опоры). Все элементы корпуса выполняются из качественной углеродистой стали 20К или низкоуглеродистой. Трубная система включает в себя плоские спиральные трубы поверхности нагрева, коллекторные трубы, перегородки, кожухи ОП и ОК.
На рис. 3.17 показана схема движения потока воды в подогревателе. После входного патрубка поток питательной воды разветвляется по раздающим коллекторам. Диафрагмы, установленные в этих коллекторах, разделяют потоки в зонах охладителя конденсата и пара.
Рис. 3.17. Подогреватель высокого давления ПВ-1250-380-21
	Площадь			Рабочее												
	поверхности			давление,		§	о		О о		Габаритные					«J
Я	теплообмена,			МПа		в CQ	о	Я я Я Q.		щ _ g с § н	размеры,		Масса, т			
«J Ф и g		м2		(кгс/см2)		S О J5 и	с<‘ К S ч	S Я X Е 5 Я		3	«	5	Ч SJ	S	&	С 5"	=	S	-Г	©	мм				Типоразмер	g ю
s.s с р* й|	полная	зоны ОП	зоны ОК	воды в трубной системе	пара в корпусе	Номинал массовый ра< т/ч	Расчетный п поток,: Вт(кка	= ? а о. Я S s		Гидравлн сопротивле номинально! водь МПа (м в	высота	диаметр корпуса	сухого	заполненного	турбины и завод-изготовитель	Число подогр на одну т)
Электрические станции иа органическом топливе																
ПВ-425-230-13	425	42,0	63,0	23	1,3	500	10,4	450		0,25	7390	1732	26,5	40,2	Т-110/120-130-4 ТМЗ	1
				(230)	(13)		(12,1)			(25)						
ПВ-425-230-25	425	42,0	63,0	23	2,5	550	13,0	530		0,25	6543	1740	28,3	42,0	Т-110/120-130-4 ТМЗ	1
				(230)	(25)		(15,1)			(25)					ПТ-80/110-130/13 ЛМЗ	1
															Р-50-130/13ЛМЗ	1
ПВ-425-230-37	425	42,0	63,0	23	3,7	550	9,8	500		0,25	7390	1760	32,1	45,7	Т-110/120-130-4 ТМЗ	1
				(230)	(37)		(И.4)			(25)					ПТ-80/100-130/13 ЛМЗ	1
															Р-40-130/31 ТМЗ	2
															Р-50-130/13 ЛМЗ	1
ПВ-475-230-50	477	83,0	41,5	23	5,0	600	14,5	416		0,42	8000	1772	38,1	53,5	ПТ-80/100-130/13 ЛМЗ	1
				(230)	(50)		(16,9)			(42)					Р-50-130/13 ЛМЗ	1
ПВ-550-240-17	553	—	—	24	1,7	344	—	461		0,106	8500	1760	32,0	48,0	К-100-130/3600 ХТЗ	1
				(240)	(17)					(10,6)						
ПВ-550-240-35	553	—	—	24	3,5	324	—	357		0,098	8500	1760	37,8	53,8	К-100-130/3600 ХТЗ	1
				(240)	(35)					(9,8)						
ПВ-775-265-13	775	82,5	92,8	26,5	1,3	700	14,4	449		0,25	9300	2244	56,7	85,6	К-210-130-3 ЛМЗ	1
				(265)	(13)		(16,8)			(25)					К-210-130-6 ЛМЗ	1
ПВ-775-265-31	775	72,4	92,8	26,5	3,1	700	23,8	341		0,24	9300	2260	54,8	83,6	Т-180/210-130-1 ЛМЗ	1
				(265)	(13		(27,7)			(24)						
ПВ-775-265-45	775	82,5	41,4	26,5	4,5	700	15,3	392		0,24	9300	2290	63,5	93,5	Т-180/215-130-2 ЛМЗ	1
				(265)	(45)		(17,8)			(24)						
ПВ-760-230-14	760	84,5	95,0	23	1,4	850	21,0	500		0,15	8800	2280	60,7	88,3	T-175/210-130TM3	1
				(230)	(14)		(24,5)			(15,4)						
ПВ-800-230-21	800	84,5	63,4	23	2,1	850	20,6	500		0,11	8800	2280	62,4	90,3	ПТ-135/165-130/15ТМЗ	1
				(230)	(21)		(24,0)			(11,3)						
Табл. 3.2. Поверхностные подогреватели высокого давления системы регенерации паровых турбин (изготовитель — АО «Красный котельщик»)
3.2. Технические характеристики и типовые конструкции аппарате
«и	,-',-'М,_'О4СЧ~«С*Ч’-4’-'’-<СЧСЧСЧ	
Р-1ОО-13О/15 ТМЗ К-500-166-1(2) ЛМЗ К-500-166-1(2) ЛМЗ Т-250/300-240-3 ТМЗ Т-250/300-240-3 ТМЗ	го 00	2 S'vssSssssssggg тс?'?'?!!?“?25!'Г'Г’Тоод ЧОООООООООООГГТТ'Ч-VDQTf^-’^'тГ^'тГ-чф-чГтГСЧСЧСЧ -Ис^СЧГЧСЧО^СЧГЧСЧС^ГЧ^^^ О^ОООООООООООО ОщОООООООООСЧСЧСЧ »r>c4crmoooomoounw-iv-j’—	
90,0 108,4 108,3 101,3 119,0	»-н Ch СП ОГ СП Gh О, ОЛ	’ф Ож 04 гп t-н 0^ Ch ГЧ ГП |-и QQ О\ г-Г СП 04 гП ©С »-« mC4mcNC~‘OOOQ\04xfr-*Q\»-<r*-^^.^сч^сч^^счечсчочспсп	
62,7 79,2 79,0 71,0 88,3	94,6 92,1 100,3 159,3 125,2 153,1 140,4 141,7 153,7 160,7 204,9 200,5 228,2 280,0	
2280 2480 2480 2464 2520	2690 2680 2664 2960 2860 2940 3112 3110 3272 3312 3360 3272 3310 3360	
8800 8910 8910 8860 8860	8980 8860 9830 10000 10470 10470 9400 10470 10650 9715 10650 13750 13750 13750	
0,12 (12) 0,41 (40,9) 0,48 (48,2) 0,14 (14) 0,14	0,46 (46) 0,18 (18) 0,10 (Ю) о,и (И) 0,24 (24) 0,24 (24) 0,24 (24) 0,24 (24) 0,40 (40) 0,46 (46,3) 0,33 (33) 0,32 (32,6) 0,25 (24,9) 0,25 (25,5)	
475 394 447 475 390	350 335 424 363 441 350 308 290 432 304 347 450 295 355	
16,4 (19,1) 11,5 (13,37) 10,8 (12,53) 20,1 (23,4) 19,2 "2Х	28,9 (33,6) 34,7 (40,3) 31,0 (36,11) 30,8 (35,87) 18,0 (21,0) 36,1 (42,0) 52,5 (61,07) 36,1 (42,0) 38,7 (45,0)	000>TiG'’tT)CNOC 1	>'t<^>00O'C'CC
850 775 775 950 950	775 950 1030 1030 1390 1390 1030 1390 1705	1625 1504 1830 1830 1830
СЧ сч4 ГЧ °° ©o' °C О©4	(o' Г- сП Г- О o' Г*	o'	о o' г**	Со" VO o' О о г*Г сп, »*'	гтГ сн,	Г	,-Г чсГ	»—Г	’>ф'	•—Г	с*-;' eg о"		
23 (230) 28,5 (285) 28,5 (285) 38 (380) 38 (380) 28,5 (285) 38 (380) 38 (380) 38 (380) 38 (380) 38 (380) 38 (380) 38 (380) 38 (380)		38 (380) 38 (380) 38 (380) 38 (380) 38 (380)
31,7 65,0 104,0 152,0 75,0	80,0 188,0 187,0 152,0 222,0 92,5 201,0 185,0 261,0 261,0 139,2 250,0 270,0 121,0	
84,5 104,0 117,0 101,0 101,0	142,0 125,0 124,7 152,0 92,5 111,0 134,0 87,0 314,0	202,0 314,0 235,0 141,0 188,0
800 908 908 992 980	1104 1203 1300 1558 1560 1650 1678 2135 2100	□О	О	•/">»—<	Q> О	О	О	СП	Г* 00	«	1Г7	1Г»	щ сч гч сч сч
ПВ-800-230-32 ПВ-850-285-12 ПВ-85О-285-18 ПВ-900-380-18 ПВ-900-380-66	ПВ-1100-2285-38 ПВ-1200-380-43 ПВ-1250-380-21 ПВ-1550-380-70 ПВ-1600-380-17 ПВ-1600-380-66 ПВ-1700-380-51 ПВ-2000-380-40 ПВ-2100-380-17	1 IB-1900-380-44 ПВ-2100-380-61 ПВ-25ОО-38О-15 ПВ-2500-380-37 ПВ-2500-380-61
Табл. 3.2 (продолжение)
			Атомные электрические станции												
ПВ-1600-92-15-2А	1548	—	332,0	9,2(92)	1,24 (12,4)	1460	32,5 (37,8)	188,6	0,2(20)	10600	2672	93,0	138,0	К-220-44 ХТЗ	1
ПВ-1600-92-20-2А	1548	—	332,0	9,2(92)	1,87 (18,7)	1460	26,4 (30,7)	207,9	0,2(20)	10600	2672	92,8	137,9	К-220-44 ХТЗ	1
ПВ-1600-92-30-2А	1548	—	332,0	9,2(92)	2,72 (27,2)	1460	26,8 (31,2)	227,3	0,2(20)	10600	2672	92,7	137,7	К-220-44 ХТЗ	1
ПВ-2500-97-10А	2500	—	364,0	9,7(97)	1,04 (Ю,4)	3266	161 (187,2)	184,7	0,2(20)	14090	3272	159,7	'254,7	К-1000-60/1500 ХТЗ	1
ПВ-2500-97-18А	2500	—	364,0	9,7(97)	1,75 (17,5)	3266	182 (211,6)	216,0	0,2(20)	14090	3272	159,6	254,6	К-1000-60/1500ХТЗ	1(2)
ПВ-2500-97-28А	2500	—	364,0	9,7(97)	2,8 (28)	3266	204 (237,5)	230,9	0,2(20)	14090	3300	175,6	270,6	К-1000-60/3000 ХТЗ	1(2)
Табл. 3.2 (окончание)
3.2. Технические характеристики и типовые конструкции аппарате
После нагрева части потока питательной воды в зоне охладителя конденсата происходит смешение его с основным потоком питательной воды. Весь поток направляется в собирающие коллекторы, откуда одна часть его поступает в выходной патрубок непосредственно, а другая — пройдя через трубы охладителя пара.
Греющий пар подводится в корпус подогревателя через паровой патрубок. При нижнем подводе паровая труба, соединяющая этот патрубок с охладителем пара, помещается в отдельном кожухе, защищающем ее от переохлаждения. Спиральные элементы теплообменной поверхности охладителя конденсата и пара располагаются в специальных кожухах, в которых с помощью системы промежуточных перегородок в межтрубном пространстве создается направленное движение потоков пара и конденсата. В корпусе охладителя пара перегретый пар омывает трубный пучок в несколько ходов и передает питательной воде теплоту перегрева. Из охладителя пара поток поступает в подогреватель и распределяется по всей высоте его поверхности. Конденсат пара с помощью перегородок, установленных в межтрубном пространстве, отводится за пределы трубного пучка и вдоль стенок корпуса стекает в охладитель конденсата. Над верхним днищем кожуха охладителя устанавливается специальная перфорированная труба, через которую из подогревателя отводятся неконденсирующиеся газы.
Плотность фланцевого разъема между верхней и нижней частями корпуса обеспечивается за счет применения специальных мембран (рис. 3.18), которые привариваются к фланцам корпуса, а затем свариваются между собой. При разборке аппарата наружный круговой сварной шов по торцам мембран удаляется газовой резкой или наждачным кругом. Данное соединение выдерживает 5...6 разборок.
На рис. 3.19 показана конструкция горизонтального ПВД камерного типа (ПВ-2000-120-17А). Поверхность теплообмена этого подогревателя представляет собой два раздельных направленных в противоположные стороны пучка. В центре корпуса расположена общая цилиндрическая водяная камера с двумя трубными досками.
В подогревателе отсутствует охладитель пара, а поверхность охладителя конденсата выделена в нижней части трубных пучков.
Греющий пар поперечным потоком омывает горизонтально расположенные трубки и конденсируется на их поверхности. Конденсат пара отводится в кожух охладителя конденсата, где передает теплоту питательной воде при продольновстречном омывании трубок.
Рис. 3.18. Мембранное соединение фланцевого разъема ПВД.
1 — фланец корпуса, 2,3 — мембраны, 4 — днище
Рис. 3.19. Подогреватель высокого давления ПВ-2000-120-17А.
а — общий вид, б — схема движения теплоносителя; 1 — корпус с трубной системой (левая часть), 2 — промежуточная водяная камера, 3 — корпус с трубной системой (правая часть), 4 — опора подвижная, 5 — поверхность охладителя конденсата; А — вход питательной воды, Б — выход питательной воды, В — вход греющего пара, Г— выход конденсата греющего пара, Д— вход конденсата из подогревателя более высокого давления, Е — отвод паровоздушной смеси
3.2.2.	Подогреватели низкого давления поверхностного типа
Поверхностные подогреватели низкого давления — это аппараты камерного типа, преимущественно вертикального исполнения, с трубной системой из гладких U-, П-образных или прямых трубок, концы которых развальцованы (или развальцованы и приварены) в трубных досках. Число ходов воды в трубной системе чаще 4, реже 2 или 6.
Конструктивная схема подогревателя должна обеспечить наиболее полное использование теплоты греющего пара, который может быть перегретым или насыщенным. В зависимости от этого можно выделить две или три зоны передачи теплоты. При охлаждении перегретого пара в подогревателе можно выделить участок поверхности, где температура стенки выше температуры насыщения греющего пара, — охладитель пара (ОП). Конструктивно охладитель пара может располагаться как внутри подогревателя, так и выделяться в отдельный теплообменник. Основное количество теплоты греющего пара передается в зоне конденсации (КП — собственно подогреватель). В ряде случаев для более полного использования теплоты выделяется зона охлаждения конденсата греющего пара—охладитель конденсата (ОК), который может находиться в одном корпусе с поверхностью зоны конденсации или выделяться в отдельный теплообменник. Во всех регенеративных подогревателях поверхностного типа применяются трубки из медных сплавов или нержавеющей стали. Движение нагреваемой воды происходит внутри трубок, а греющего пара — в межтрубном пространстве.
Типоразмер подогревателя	Площадь поверхности теплообмена, м2			Рабочее давление, МПа (кгс/см2)		Номинальный расход воды, т/ч	Расчетный тепловой поток, 104, Вт (ккал/ч)	Максимальная температура пара, °C	Гидравлическое сопротивление при иом. расходе воды, МПа (м вод.ст.)	Габаритные размеры, мм		Масса, т		Типоразмер турбины И завод-изготовитель	Число подогревателей иа одну турбину	Завод-изготовитель ПНД
	полная	зоны ОП	зоны ОК	ВОДЫ в трубной системе	пара в корпусе					Высота	Диаметр корпуса	сухого	заполненного			
		Электрические станции иа органическом топливе																
ПН-100-16-4-Шсв ПН-130-16-10-11 ПН-200-16-7-1 ПН-200-16-7-11 ПН-250-16-7-Псв ПН-250-16-7-Шсв ПН-250-16-7-1Усв ПН-350-16-7-1 ПН-350-16-7-П	100 130 200 200 250 250 250 352 351	24	29	1,6(16) 1,6(16) 1,6(16) 1,6(16) 1,6(16) 1,6(16) 1,6(16) 1,6(16) 1,6(16)	0,4(4) 1,0 (Ю) 0,7 (7) 0,7 (7) 0,7 (7) 0,7 (7) 0,7 (7) 0,7 (7) 0,7 (7)	260 230 350 350 400 400 400 575 575	1,6 (1,4) 7,3 (6,3) 10,2 (8,8) 10,2 (8,8) 11,6 (10,0) 11,6 (10,0) 11,6 (10,0) 24,0 (20,6) 17,1 (14.7)	240 400 240 240 425 400 400 400 400	0,03 (3,0) 0,09 (9,0) 0,07 (7,0) 0,07 (7,0) 0,042 (4,2) 0,1 (Ю.О) 0,1 (10,0) 0,058 (5,8) 0,054 (5,4)	3645 4680 4820 4500 5588 5275 5275 5827 5827	1020 1020 1224 1224 1224 1224 1224 1424 1424	3,4 3,9 6,0 5,2 6,7 6,8 6,5 10,2 10,8	5,6 7,0 10,6 9,6 12,1 11,7 11,4 17,6 17,4	Т-110/120-130-4 ТМЗ К-210-130-3 ЛМЗ К-210-130-6 ЛМЗ ПТ-80/100-130/13 ТМЗ К-500-166-2 ЛМЗ ПТ-80/100-130/13 ЛМЗ Т-110/120-130-4 ТМЗ К-210-130-3 ЛМЗ К-210-130-6 ЛМЗ ПТ-135/165-130/15ТМЗ Т-110/120-130-4 ТМЗ Т-110/120-130-4 ТМЗ К-210-130-3 ЛМЗ К-210-130-6 ЛМЗ ПТ-135/165-130/15ТМЗ Т-180/210-130/1 ЛМЗ Т-180/125-130-2 ЛМЗ К-210-130-3 ЛМЗ К-210-130-6 ЛМЗ ПТ-135/165-130/15 ТМЗ	1 2 2 2 2 2 1 1 3 1 1	сзэм сзэм сзэм сзэм сзэм сзэм сзэм сзэм сзэм
Табл. 3.3. Поверхностные подогреватели низкого давления системы регенерации паровых турбин
3.2, Технические характеристики и типовые конструкции аппаратов
ПН-350-16-7-11	351	—	29	1,6 (16)	0,7 (7)	575	17,1 (14,7)	400	0,054 (5,4)	5827	1424	10,8	17,4	К-210-130-3 ЛМЗ К-210-130-6 ЛМЗ ПТ-135/165-130/15 ТМЗ	1	СЗЭМ
ПН-350-16-7-Ш	350	—	—	1,6 (16)	0,7 (7)	490	24,3 (20,9)	400	0,0495 (4,95)	5827	1424	10,4	17,8	Т-180/210-130-1 ЛМЗ Т-180/215-130-2ЛМЗ	3	СЗЭМ
ПН-400-26-7-1	478	98	—	2,6 (26)	0,7 (7)	750	20,9 (18,0)	400	0,1 (10,0)	6043	1624	13,7	23,4	Т-250/300-240-3 ТМЗ	1	СЗЭМ
ПН-400-26-7-11	400	—	—	2,6 (26)	0,7 (7)	750	26,7 (23,0)	400	0,045 (4,5)	5655	1624	12,3	21,9	ПТ-135/165-130/15 ТМЗ Т-250/300-240-3 ТМЗ	2 3	СЗЭМ
ПН-400-26-2-1У	400	—	—	2,6 (26)	0,2 (2)	750	15,7 (13,5)	300	0,045 (4,5)	5655	1624	12,5	23,1	Т-250/300-240-3 ТМЗ	1	СЗЭМ
TIH-400-26-8-V	400	—	—	2,6 (26)	0,8 (8)	750	26,8 (23,0)	400	0,045 (4,5)	5655	1624	12,3	21,8	ПТ-135/165-130/15 ТМЗ	2	СЗЭМ
ПН-550-26-7-1 нж	580	—	—	2,6 (26)	0,7 (7)	780	23,8 (20,5)	370	0,051 (5,1)	6450	1632	18,2	31,8	T-175/210-130TM3 К-300-240-3 ЛМЗ	1	ткз
ПН-550-26-8-Пнж	580	—	28	2,6 (26)	0,7 (7)	780	26,3 (22,6)	320	0,051 (5,1)	6730	1632	19,0	33,1	T-175/210-130TM3 К-300-240-3 ЛМЗ	1	ткз
ПН-550-26-7-ШНЖ	580	—	—	2,6 (26)	0,7 (7)	660	31,6 (27,2)	330	0,041 (4,1)	6450	1632	18,3	32,0	T-175/210-130TM3 К-300-240-3 ЛМЗ	1	ткз
ПН-550-26-2-1Унж	580	—	—	2,6 (26)	0,2 (2)	660	19,4 (16,7)	223	0,041 (4,1)	6450	1632	18,2	32,0	К-300-240-3 ЛМЗ	1	ткз
ПН-850-25-6-1	857	135	—	2,5 (25)	0,6 (6)	1310	32,8 (28,2)	350	0,125 (12,5)	7870	1832	25,0	50,0	К-500-240-4 ЛМЗ	1	ткз
ПН-1100-25-6-1	1017	161	98	2,5 (25)	0,6 (6)	1310	43,5 (37,4)	350	0,113 (11,3)	7950	2040	35,0	60,0	К-500-166-2 ЛМЗ	1	ткз
ПН-1100-23-5-Шнж	1165	—	—	2,3 (23)	0,5 (5)	1210	—	—	0,05 (5,0)	7750	2040	30,5	52,1	К-500-166-2 ЛМЗ	1	ткз
ПН-1100-23-5-ПИЖ	1022	—	—	2,3 (23)	0,5 (5)	1210	—	—	0,5 (5,0)	7750	2040	31,0	52,3	К-500-166-2 ЛМЗ	1	ткз
ПН-1100-3-5-1нж	1177	117	54	2,3 (23)	0,5 (5)	1350	—	—	0,09 (9,0)	8300	2040	31,8	55,9	К-500-166-2 ЛМЗ	1	ткз
ПН-1900-32-7-11	1940	—	—	3,2 (32)	0,6 (6)	1937	69,9 (60,1)	310	0,069 (6,9)	8970	2650	49,4	91,3	К-800-240-5 ЛМЗ	1	ткз
ПН-1900-32-7-1	1940	—	—	3,2 (32)	0,6 (6)	1940	65,5 (56,3)	310	0,065 (6,5)	8970	2650	48,4	90,3	К-800-240-5 ЛМЗ	1	ткз
HH-2300-25-7-V	2398	—	—	2,5 (25)	0,7 (7)	2425	78,1 (67,2)	200	0,074 (7,4)	9455	2852	61,3	82,1	К-1200-240 ЛМЗ	1	ткз
ПН-2300-25-7-1У	2395	—	—	2,5 (25)	0,7 (7)	2425	70,9 (61,0)	200	0,07 (7,0)	9455	2852	61,8	82,7	К-1200-240 ЛМЗ	1	ткз
Табл. 3.3 (продолжение)
3.2. Технические характеристики и типовые конструкции аппаратов
ПН-2300-25-7-Ш ПН-2300-25-7-П ПН-2300-25-7-1	2395 2300 2395	405	196 350	2,5 (25) 2,5 (25) 2,5 (25)	0,7 (7) 0,7 (7) 0,7 (7)	2842 2842 2842	70,9 (61,0) 74,1 (63,7) 79,4 (68,3)	150 220 280	0,089 (8,9) 0,118 (Н,8) 0,089 (8,9)	8800 9150 8800	2852 2852 2852	61,7 60,7 61,3	108,4 105,9 108,7	К-1200-240 ЛМЗ К-1200-240 ЛМЗ К-1200-240 ЛМЗ	1 1 1	ТКЗ ТКЗ ТКЗ
Атомные электрические станции																
ПН-800-29-7-1А	750	—	—	2,9	0,7	750	20,9	200	0,041	7500	1832	22,7	40,3	К-200-44 ХТЗ	1	СЗЭМ
				(29)	(7)		(18,0)		(4,1)							
ПН-800-29-7-ПА	800	—	—	2,9	0,7	780	36,3	200	0,036	7515	1824	19,9	36,1	К-200-44 ХТЗ	1	СЗЭМ
				(29)	(7)		(31,2)		(3,6)							
ПН-800-29-7-ША	800	—	—	2,9	0,7	950	22,2	200	0,045	7515	1824	19,6	35,9	К-200-44 ХТЗ	1	сзэм
				(29)	(7)		(19,1)		(4,5)							
IIH-8OO-29-7-IVA	800	—	—	2,9	0,7	950	33,7	200	0,046	7515	1824	19,6	35,9	К-200-44 ХТЗ	1	сзэм
				(29)	(7)		(29,0)		(4,6)							
IIH-800-29-7-VA	800	—	—	2,9	0,7	1050	23,7	200	0,050	7490	1824	19,5	35,7	К-200-44 ХТЗ	I	сзэм
				(29)	(7)		(20,4)		(5,0)							
ПН-950-42-8-А	950	—	—	4,2	0,8	1260	22,9	170	0,0147	9325	2032	36,1	70,7	К-500-65/3000-2 ХТЗ	2	ТКЗ
				(42)	(8)		(19,7)		(1,47)							
ПН-1200-25-6-1А	1180	—	—	2,5	0,6	1121	34,7	200	0,040	9640	2050	47,5	81,0	К-1000-60/1500ХТЗ	3	ТКЗ
				(25)	(6)		(29,8)		(4,0)							
ПН-1200-25-6-ПА	1215	—	—	2,5	0,6	1335	43,5	200	0,040	9653	2050	47,0	76,5	К-1000-60/1500ХТЗ	3	ТКЗ
				(25)	(6)		(37,4)		(4,0)							
ПН-1200-42-4-1А	1200	—	—	4,2	0,4	1521	37,9	150	0,0216	10540	2632	46,5	70,0	К-750-65/3000 ХТЗ	2	ТКЗ
				(42)	(4)		(32,4)		(2,16)							
ПН-1800-42-8-IA	1800	—	—	4,2	0,8	2520	45,1	170	0,059	9430	2632	62,5	114,0	К-500-65/3000-2 ХТЗ	1	ТКЗ
				(42)	(8)		(38,8)		(5,9)							
ПН-1800-42-8-ПА	1800	—	—	4,2	0,8	2520	48,0	195	0,06	9430	2632	61,4	110,0	К-500-65/3000-2 ХТЗ	1	ТКЗ
				(42)	(8)		(41,3)		(6,0)							
ПН-18ОО-42-8-П1А	1800	—	—	4,2	0,5	2520	76,2	170	0,06	9430	2632	61,6	110,0	К-500-65/3000-2 ХТЗ	1	ТКЗ
				(42)	(5)		(65,5)		(6,0)							
HH-1800-42-8-IVA	1800	—	—	4,2	0,8	2520	66,0	170	0,061	9430	2632	61,4	110,0	К-500-65/3000-2 ХТЗ	1	ТКЗ
				(42)	(8)		(56,8)		(6,1)							
ПН-1900-42-4-1А	1900	—	—	4,2	0,4	2642	118,3	145	0,021	10280	3254	69,9	95,0	К-750-65/3000 ХТЗ	1	ТКЗ
				(42)	(4)		(102)		(2,1)							
ПН-1900-42-4-ИА	1900	—	—	4,2	0,4	2947	79,2	145	0,026	10280	3254	68,2	95,0	К-750-65/3000 ХТЗ	1	ТКЗ
				(42)	(4)		(68,1)		(2,6)							
ПН-1900-42-13-1ПА	1900	—	—	4,2	1,3	2947	89,8	190	0,025	10280	3280	69,4	95,0	К-750-65/3000 ХТЗ	1	ТКЗ
				(42)	(13)		(77,2)		(2,5)							
Табл. 3.3 (продолжение)
3.2. Технические характеристики и типовые конструкции аппаратов
ПН-1900-42-13-IVA ПН-3000-25-16-ША	1900 3000	-	—	4,2 (42) 2,5 (25)	1,3 (13) 1,6 (16)	3785 4005	70,8 (60,9) 176,5 (152)	190 200	0,039 (3,9) 0,0316 (3,16)	10280 10642	3280 3060	70,0 98,9	95,0 165,0	К-750-65/3000 ХТЗ K-1000-60/I500 ХТЗ	1 1	ТКЗ ткз
IIH-3000-25-16-IVA	3000	—	—	2,5 (25)	1,6 (16)	5214	115,8 (99,6)	200	0,0495 (4,95)	10642	3060	99,3	165,0	К-1000-60/1500ХТЗ	1	ткз
ПН-3200-30-16-1А	3200	—	—	3,0 (30)	1,6 (16)	3896	90,2 (77,6)	200	0,0284 (2,84)	11000	3480	121,2	200,0	К-1О00-6О/ЗОООЛМЗ	3	ткз
ПН-3200-30-16-ПА	3200	—	—	3,0 (30)	1,6 (16)	5150	123,3 (106)	200	0,056 (5,6)	11000	3480	121,3	200,0	К-1000-60/3000 ЛМЗ	1	ткз
Табл. 3.3 (окончание)
3.2, Технические характеристики и типовые конструкции аппарате
В табл. 3.3 приведены основные технические характеристики выпускаемых подогревателей низкого давления [28,29].
Далее представлены некоторые типовые конструкции ПНД.
На рис. 3.20 показан подогреватель ПН-400-26-7-П, основные конструктивные особенности которого сохраняются в подогревателях типов ПН-100-16-4-Ш, ПН-130-16-10-11, ПН-250-16-7-П, ПН-250-16-7-Ш, ПН-250-16-7-IV, ПН-400-26-2-1У, ПН-400-26-8-V. Приводим перечень присоединений для подогревателей низкого давления:
А — вход питательной воды (основного конденсата)
Б — выход питательной воды (основного конденсата)
В — вход греющего пара
Г— выход конденсата (дренажа)
Д— подвод конденсата (дренажа)
Ж— отвод парогазовой смеси
И— к указателю уровня
Рис. 3.20. Подогреватель ПН-400-26-7-11
Рис. 3.21. Подогреватель низкого давления ПН-550-26-7-1
Поверхность нагрева этого подогревателя включает 1452 U-образные трубки, концы которых закреплены в трубной доске, установленной между фланцами водяной камеры и корпуса. К водяной камере приварены патрубки подвода и отвода основного конденсата (А и Б). Внутри водяной камеры размещены анкерные болты для укрепления трубной доски и передачи части веса трубной системы на крышку корпуса. Там же устанавливаются перегородки для разделения потока воды на четыре хода.
Подвод греющего пара осуществляется через паровой патрубок (В), (см.рис. 3.20), против которого установлен отбойный щит, связанный с каркасом трубного пучка. Для улучшения условий передачи теплоты в корпусе установлены перегородки, обеспечивающие трехходовое поперечное движение пара. Отвод конденсата греющего пара (Г ) производится из нижней части корпуса. Из зоны на уровне конденсата греющего пара через перфорированную полукольцевую трубу осуществляется отвод неконденсирующихся газов и воздуха (Ж). Для контроля уровня конденсата и его регулирования в корпусе в нижней части аппарата, имеются штуцеры присоединения водомерного стекла и импульсных трубок регулятора. Обычно уровень конденсата в корпусе ПНД не превышает 1000 мм. К недостаткам конструкции этого подогревателя надо отнести возможность заливания конденсатом нижних рядов трубок и ввод конденсата греющего пара из вышестоящих подогревателей через перфорированную трубу под уровень конденсата, что затрудняет удаление из корпуса неконденсирующихся газов и вызывает колебание уровня воды в нем.
На рис. 3.21 показан подогреватель ПН-550-26-7-1, конструкция которого идентична конструкциям подогревателей типов ПН-350-16-7-1, ПН-350-16-7-П, ПН-35О-16-7-Ш, ПН-550-26-7-11, ПН-550-26-7-Ш и ПН-550-26-7-1У.
Основные особенности конструкции этой группы аппаратов: размещение в центральной части трубного пучка поверхности нагрева первого-второго, а по периферии третьего-четвертого ходов основного конденсата; наличие в паровом пространстве перегородок типа «диск-кольцо», применение в аппаратах с поверхностью теплообмена свыше 500 м2 пучков трубок с П-образными гибами и наличие в верхней части корпуса наружной парораспределительной камеры; наличие в зоне конденсации пара устройств для сбора и отвода конденсата и осуществление мер по ликвидации холостых протечек пара. Подогреватель ПН-550-26-27-1 имеет встроенный ОП, в котором организован четвертый ход воды. К корпусу подогревателя приваривается технологическая обечайка с трубной доской, где завальцованы концы трубок из нержавеющей стали 08Х18Н10Т. Трубная система подогревателя размещена в плотно облегающем цилиндрическом кожухе для устранения холостых протечек пара. Нижняя часть кожуха приваривается по всему периметру к нижней промежуточной перегородке пучка. Верхняя часть кожуха со стороны патрубка входа пара приварена к трубной доске, а с противоположной стороны — ко второй сверху направляющей перегородке. Направляющие перегородки по периферии имеют буртик. На уровне перегородок типа «кольцо» в трубах каркаса выполнены окна, через которые накапливающийся конденсат сливается в нижнюю часть корпуса. К нижней части направляющей перегородки приварен стакан, с помощью которого образуется гидрозатвор, предотвращающий холостые перетечки пара и предохраняющий от опасного повышения скорости пара в пучке при значительном увеличении тепловой нагрузки.
Основной конденсат через патрубок А поступает в центральную зону водяной камеры, а из нее — в трубки поверхности первого хода.
Греющий пар из парораспределительного короба через отверстия в корпусе и окно в кожухе (напротив патрубка входа пара) направляется к трубкам четвертого хода, выполняющим функцию встроенного ОП. Это позволяет эффективно использовать теплоту перегрева пара и повысить температуру потока основного конденсата на 1,5 ... 2,0 °C.
На рис. 3.22 показан подогреватель типа ПН-2300-25-7-11, дающий представление о конструктивных особенностях подогревателей типов ПН-850-25-6-1, ПН-1100-25-6-1, ПН-1700-25-7-1, ПН-1900-32-6-1, ПН-1900-32-6-П, ПН-2300-25-7-Ш, ПН-2300-25-7-IV, IIH-2300-25-7-V. Верхняя часть водяной камеры подогревателя ПН-2300-25-7-11 при помощи фланца присоединяется к верхнему участку цилиндрической обечайки, нижний конец которой приварен к трубной доске. Последняя приварена к технологической обечайке, а та — к корпусу аппарата. Патрубки входа (А) и выхода (5) основного конденсата установлены на цилиндрической части обечайки водяной камеры, что позволяет при снятии крышки водяной камеры не отсоединять трубопроводы.
Патрубок для входа пара (В) расположен на корпусе со стороны, противоположной патрубкам основного конденсата. В корпусе перед пучком имеется свободное пространство, в котором пар распределяется по высоте пучка. Под патрубком подвода греющего пара расположен патрубок подвода конденсата из подогревателя более высокого давления. Это обеспечивает поступление пара самовскипа-ния в паровой объем и на поверхность теплообмена нижних отсеков пучка.
Рис. 3.22. Подогреватель низкого давления ПН-2300-25-7-11
Конденсат греющего пара выходит через патрубок (Г). По периферии пучка размещены трубки первого и второго ходов основного конденсата. Они заключены по всей длине в кожух и образуют охладитель конденсата с поверхностью, равной 195 м2.
В центральной части пучка установлены трубки поверхности нагрева третьего-четвертого ходов. Весь трубный пучок размещен в кожухе, что позволяет улучшить организацию движения пара в пучке и исключить холостые протечки пара. В паровом пространстве на расстоянии 400 мм установлены промежуточные перегородки, что не только способствует поперечному обтеканию паром трубок, но и обеспечивает вибрационную надежность пучка. На кромках горизонтальных перегородок установлены лотки, собирающие конденсат греющего пара и отводящие его через вертикальные трубы под уровень конденсата в корпусе. Отвод конденсата с перегородок осуществляется также через трубы каркаса, в которых для этого на уровне перегородок имеются окна. На рис. 3.22 показана схема движения пара и воды.
В начале своего первого хода пар поступает только на трубки четвертого хода воды, выполняющие функции охладителя пара, а затем на трубки третьего хода. Второй ход пар совершает двумя потоками и омывает трубки второго и первого ходов воды. Сечения для прохода пара в отсеке рассчитываются и выполняются такими, чтобы сохранить близкие к расчетным скорости парового потока.
На рис. 3.23 показан подогреватель типа ПН-1800-42-8-А, являющийся типовым представителем конструкции ряда аппаратов ПН-1800-42-8-1А, ПН-1800-42-8-IIA, ПН-1800-42-8-ША, HH-1800-42-8-IVA.
давления ПН-1800-42-8-1А (ПА, ША, IVA)
Эти аппараты выполнены прямотрубными с нижней плавающей водяной камерой. Направление движения пара в пучке задается системой перегородок типа «диск-кольцо».
Греющий пар подводится через патрубок в кольцевой объем, образуемый корпусом аппарата и наружным кожухом. Через отверстия в верхней части корпуса пар поступает в трубный пучок и движется через него сверху вниз.
Отсос паровоздушной смеси производится через расположенную в центре трубу (патрубок Ж) в верхней части пучка. Затопленная нижняя часть трубного пучка играет роль встроенного охладителя конденсата.
На рис. 3.24 показан подогреватель ПН-1900-42-13-1А, конструкция которого типична для группы подогревателей ПН-1900-42-4-1А, ПН-1900-42-4-ПА, ПН-1900-42-13-ПА. В аппаратах данной серии «плавающая» водяная камера расположена вверху.
Поверхность нагрева состоит из вертикальных стальных трубок диаметром 16x1 мм, концы которых развальцованы в трубных досках с приваркой. Трубный пучок заключен в кожух с окном по всей высоте со стороны, противоположной
входу пара. Поток пара проходит перпендикулярно трубному пучку по восьми каналам, образованным перегородками, которые одновременно обеспечивают вибрационную надежность трубок. Нижняя трубная доска приварена к корпусу подогревателя, а нижняя водяная камера прикреплена с помощью фланца и шпилек к фланцу корпуса. Верхняя водяная камера соединена с трубной доской фланцевым соединением и может перемещаться вместе с трубным пучком, воспринимая термические напряжения. Плотность разъема между водяной камерой и трубной доской обеспечивается установкой мембранного уплотнения. Питательная вода поступает в подогреватель через патрубок в нижней водяной камере. Перегородки в камере обеспечивают четырехходовое движение воды.
Конденсат пара собирается на промежуточных перегородках, которые имеют вырезы.
Под вырезами в перегородке установлены лотки с перфорированными днищами. Конденсат пара переохлаждается при движении по перегородке и, соприкасаясь с трубками, по которым осуществляется первый ход воды, в виде струй стекает через отверстия в днище лотка. Контакт пара с переохлажденным конденсатом приводит к интенсивному выделению воздуха и неконденсирующихся газов, которые отводятся в вертикальную перфорированную трубу и выводятся из подогревателя (Ж). Для уменьшения поверхности, затапливаемой конденсатом, отвод его осуществляется из объема корпуса ниже нижней трубной доски.
На рис. 3.24 приведена также схема движения пара и воды в аппарате. По пару аппарат является одноходовым, так как поток пара равномерно распределяется по высоте трубного пучка и несколькими параллельными потоками поперечно обтекает трубный пучок.
На рис. 3.25 показан подогреватель типа ПН-3000-25-16-1ПА. К этой же серии относится подогреватель ПН-3000-25-16-IVA. Подогреватели этой группы отличаются от рассмотренного аппарата ПН-1900-42-13-1А узлом паровпуска и наличием воздухоохладителя, трубный пучок которого заключен в специальный кожух. В воздухоохладителе осуществлено поперечное омывание трубок паровоздушной смесью.
На рис. 3.26 показан подогреватель ПН-3200-30-16-IA, представляющий группу подогревателей ПН-3200-30-16-ПА, ПН-3200-30-16-IIIA; ПН-3200-30-16-IVА.
Эти аппараты по конструктивному исполнению близки к аппаратам, показанным на рис. 3.24. В них несколько иначе организовано движение пара через пучок. Отвод неконденсирующихся газов производится через центральную трубу; перед ней имеется воздухоохладитель смешивающего типа, для которого используется переохлажденный конденсат греющего пара, собираемый в отсеках трубного пучка. На рис. 3.26 показана схема движения пара, питательной воды и конденсата в аппарате.
3.2.3.	Подогреватели низкого давления смешивающего типа
Основное условие эффективной работы смешивающих подогревателей — обеспечение равномерного распределения в аппарате взаимодействующих фаз (пара и воды) либо путем дробления воды в паровом пространстве, либо путем ввода пара
Рис. 3.24. Подогреватель низкого давления ПН-1900-42-1А
под слой воды. Равномерное распределение воды производится с помощью перфорированных тарелок (лотков), различных разбрызгивающих сопел, упорядоченной и неупорядоченной насадок и пр. Дробление воды может осуществляться как при использовании избыточного давления, так и при свободном сливе ее внутри аппарата. Для дробления можно использовать и энергию парового потока.
Так как температура воды на входе в подогреватели значительно ниже (иногда на 50.. .60°С) температуры насыщения греющего пара, в них, как правило, применяется распределение воды в паровом пространстве, а подвод пара под слой воды применяется только в отдельных случаях для ее догрева и деаэрации, причем разность температур насыщения греющего пара и воды на входе в аппарат в этом случае не должна превышать 5...7°С, так как при более высоких значениях этой разности конденсация пара сопровождается гидроударами, шумом и вибрацией [30]. На рис. 3.27 приведена конструктивная схема смешивающих подогревателей струйного типа, предназначенных для работы по гравитационной схеме на турбине К-300-240 ЛМЗ. Подогреватели имеют форму горизонтальных цилиндров с эллиптическими днищами. Внутри установлены в два яруса горизонтальные перфо-
Рис. 3.25. Подогреватель низкого давления ПН-3000-25- 16-IIIA
рированные лотки. Лотки верхнего яруса снабжены перепускными патрубками для сброса части воды на нижний ярус лотков при увеличении гидравлической нагрузки сверх 80...90 %. В ПНД-1 греющий пар подводится снизу через два патрубка, откуда он движется вверх навстречу воде к двухсекционному встроенному контактному охладителю выпара, пересекая струи конденсата в поперечном направлении. В верхней части подогревателя установлен встроенный контактный охладитель выпара. Нижний лоток составляет одно целое с направляющим коробом, обеспечивающим равномерный подвод пара к струям нижнего яруса. Лотки нижнего яруса имеют перегородки, которые разделяют их на два отсека, последовательно заполняемые водой по мере повышения гидравлической нагрузки. Контур перфо-
Рис. 3.26. Подогреватель низкого давления ПН-3200-30-16-IA
рации каждого лотка представляет собой замкнутый прямоугольник. Над сливными трубами установлены влагоотбойные щитки, предохраняющие паровые патрубки от прямого попадания капельной влаги, выносимой из труб при сбросах нагрузки турбины. В ПНД-1 нет развитого конденсатосборника, так как уровень сливаемого конденсата находится в сливной трубе, благодаря чему достигается быстрое изменение уровня конденсата, компенсирующего изменение давления в ПНД-1 и ПНД-2, и обеспечивается нормальная работа турбины при резком изменении ее нагрузки. Все подводящие и отводящие патрубки в ПНД-1 расположены в нижней части корпуса, а в ПНД-2 — в верхней его части, что улучшает компоновку трубопроводов системы. В сливных штуцерах ПНД-1 установлены входные патрубки аварийного перелива, что исключает затопление подогревателя водой.
В ПНД-2 пар подводится к верхней части и проходит по расширяющемуся конусу под нижний лоток. Двигаясь снизу вверх, пар конденсируется на струях нижнего и верхнего ярусов, а выпар отводится через два штуцера в ПНД-1. Конденсат из ПНД-1 подводится к верхнему лотку ПНД-2 через два встроенных гидрозатвора, соединенных между собой двумя уравнительными трубами, к которым сверху прикреплена горизонтальная перегородка, отделяющая струйные отсеки подогревателя от его конденсатосборника. Нагретый в струйных отсеках конденсат сливается в конденсатосборник через 12 обратных клапанов, встроенных в перегородку. Конденсатосборник соединен с паровым пространством уравнительной трубой диаметром 300 мм. На перегородке установлен входной патрубок аварийного перелива из ПНД-2 в конденсатор, наклоненный над переливным штуцером для его защиты от прямого попадания струй нижнего отсека. В конденсатосборник ПНД-2 конденсат поступает в виде тонких пленок, что позволяет использовать пространство над уровнем воды в качестве дополнительного деаэрационного отсека. Наи-
Уровень конденсата при срабатывании зашиты
Рис. 3.27. Смешивающие подогреватели низкого давления блока К-300-240. а — конструктивная схема ПНД-1, б — конструктивная схема ПНД-2, в — общий вид ПНД-2; 1 — подвод пара, 2 — отвод паровоздушной смеси, 3 — подвод конденсата, 4 — отвод конденсата, 5 — аварийный слив конденсата» 6 аварийный отвод конденсата на всас насоса, 7 — подвод конденсата из подогревателя более высокого давления
большая разность температур в отдельных узлах ПНД-1 составляет 25... 30 °C, а в ПНД-2 — 40.. .45 °C. Поэтому крупные внутренние детали и узлы непосредственно к корпусу не привариваются, а устанавливаются на стальных направляющих, не препятствующих тепловому расширению этих деталей и узлов.
На рис. 3.28 схематично изображено поперечное сечение струйного отсека ПНД-1. Средний 2 и нижний 3 лотки имеют общий центральный канал, непосредственно связывающий каждый струйный отсек с первым 1 по ходу конденсата. Лотки установлены в корпусе таким образом, что по их внешнему периметру имеется пространство для одновременного подвода пара ко всем струйным пучкам, кроме верхнего — первого по ходу конденсата. Верхний пучок предназначен для конденсации пара, поступающего по центральному каналу после всех нижних струйных пучков.
Между боковыми бортами верхнего лотка и корпусом аппарата имеется канал для отвода паровоздушной смеси. Верхний лоток одновременно является приемной водяной камерой. Второй лоток полностью перекрывает аппарат в горизонтальной плоскости, разделяя его на зону отсоса паровоздушной смеси и зону подвода греющего пара. Нижний лоток делит струйный пучок после второго лотка на две части, что позволяет устранить слияние струйных пучков при их отклонении под воздействием парового потока. Кроме того, при таком ступенчатом сливе увеличивается общее время пребывания конденсата в паровом пространстве, что способствует более полному его нагреву. При одновременном поступлении пара ко всем струйным пучкам ниже второго лотка расход пара на каждый из этих пучков различен. На первом из этих пучков, как показывают расчеты [30], из-за большого температурного напора конденсируется до 70 % пара.
На рис. 3.29 изображены выполненные по проекту ВТИ вертикальные смешивающие ПНД-1 и ПНД-2, установленные вместо поверхностных на турбине
Рис. 3.28. Схема струйной ступени нагрева конденсата в смешивающем Ш турбины 300 МВт.
А — отвод паровоздушной смеси, Б — подвод конденсата (показан условно), В — подвод греющего пара (показан условно), Г— отвод конденсата; 1, 2, 3 — первый, средний и нижний лотки соответственно
Рис. 3.29. Вертикальные смешивающие подогреватели.
а — ПНД-2, б—ПНД-1; 1 — подвод пара из отбора турбины, 2 — отвод паровоздушной смеси, 3 — подвод основного конденсата, 4 — напорный коллектор, 5 — перегородка, 6 — водяной обратный клапан, 7 — аварийный перелив в конденсатор, 8 — отвод конденсата, 9 — подвод воды из обратного клапана, 10 — подвод пара из уплотнений турбины, 11 — паровой обратный клапан, 12—слив из уплотнений питательных насосов
300 МВт Кармановской ГРЭС. В этих подогревателях теплообмен в зоне массовой конденсации осуществляется по принципу прямотока, а в зоне воздухоохладителя — противотока. Воздухоохладитель размещен в центральной части корпуса и выполнен в виде охватывающего водонапорный коллектор 3 открытого снизу стакана, в верхней части которого установлена перегородка с отверстиями, образующая со стенками стакана камеру, сообщающуюся с воздухоотсасывающими трубами. Напорный водяной коллектор в зоне воздухоохладителя имеет отверстия для дробления воды на струи. Вода собирается на горизонтальном перфорированном лотке, под которым установлен парораспределительный короб 10, к которому, в свою очередь, подводится пар из уплотнений турбины.
Смешивающий ПНД-1 выполнен в виде вертикального цилиндра диаметром 2,2 и высотой 8 м с напорным пленочным водораспределением. Паровоздушная
смесь отводится каскадно в конденсатор. Нормальный объем запасенной воды в подогревателе составляет 5...6 м3. Для исключения выноса влаги из подогревателя в турбину в случае сброса нагрузки водяная емкость отделена от парового отсека перегородкой 5. В целях уменьшения объема воды на перегородке она выполнена в форме конуса, к которому снизу крепится клапанная коробка с обратными затворами б. Для выравнивания давлений в паровом и водяном отсеках предусмотрены уравнительные трубы с суммарным эквивалентным диаметром 300 мм. В качестве дополнительной защитной меры против выноса пароводяной эмульсии при сбросе нагрузки на срезе паровой трубы внутри аппарата установлен облегченный обратный затвор И поворотного типа.
ПНД-2 имеет высоту 6 м и снабжен перегородкой с водяными обратными затворами б. Применение перегородки позволило снять обратный затвор с паропровода отбора. Расположенный над перегородкой паровой отсек примерно в 2 раза больше водяного. От размещенного в паровом отсеке водонапорного коллектора 4 радиально расходятся перфорированные водораспределительные трубы диаметром 100 мм с приваренными к ним накладными вертикальными пластинами, предназначенными для образования пленок. Оси отверстий в водораспределительных трубах образуют с пластинами угол, равный 40...60°. Под водораспределительным блоком находится перфорированный лоток, образующий вторую безнапорную нагревательную ступень. К перегородке крепятся уравнительные трубы и входной патрубок аварийного перелива. Пар из отбора подводится в верхнюю часть подогревателя и движется вниз параллельно с водяными пленками, на которых он и конденсируется. Часть пара из зоны массовой конденсации вместе с воздухом поступает в воздухоохладитель и движется вверх навстречу струям воды, истекающим из отверстий в напорном коллекторе. В верхней части воздухоохладителя размещена камера отсоса, соединенная с ПНД-1. Нагретый конденсат из зоны массовой конденсации и воздухоохладителя попадает на перфорированный лоток, с которого в виде струй стекает на перегородку 5. Струи воды догреваются и деаэрируются паром, поступающим под лоток из уплотнений турбины. С перегородки нагретый конденсат поступает через кольцевой вертикальный канал к семи обратным затворам 6 диаметром по 210 мм и одному сниженному обратному затвору и сливается в водяной отсек.
Технические характеристики смешивающих подогревателей приводятся втабл. 3.4.
3.2.4.	Деаэраторы
Основной функцией термических деаэраторов на ТЭС является удаление из воды растворенных агрессивных газов (кислорода и углекислоты). В зависимости от рабочего давления деаэраторы подразделяются [22,27] на вакуумные (типа ДВ), работающие при давлении 0,0075...0,05 МПа, атмосферные (типа ДА), работающие при давлении 0,12 МПа, и повышенного давления (типа ДП) с рабочим давлением 0,6...0,7 МПа, реже — 0,8...1,2 МПа.
Деаэраторы первых двух типов применяются на ТЭС для дегазации подпиточной воды теплосетей или воды в тракте химической водоподготовки. Наибольшее значение для работы электростанций имеют деаэраторы повышенного давления, входящие в состав тепловой схемы ПТУ и выполняющие три основные функции:
Характеристика	Типоразмер подогревателя								
	П2 ПНСВ-800-2	П1 ПНСГ-800-1	П2 ПНСГ-800-2	П1 ПНСВ-2000-2	П2 ПНСВ-2000-2	П1 ПНСГ-2000-ИА	П2 ПНСГ-4000-ПА	П1 ПНСГ-2000-1А	П2 ПНСГ-4000-ПА
	Тип турбины								
	К-210-130-3 К-210-130-6 К-300-240-3	К-300-240		К-500-240-4 К-800-240-5		К-1000-60/1500		К-1000-60/3000	
Расход конденсата, т/ч Температура конденсата, °C: на входе на выходе Рабочее давление в корпусе, МПа (кгс/см2) Пробное гидравлическое давление, МПа (кгс/см2) Расход пара, т/ч Температура пара, °C Объем корпуса подогревателя, м3 Масса подогревателя с водой, т	800 49 94 0,0820 (0,8367) 0,196 (2,000) 53,0 134,0 21,0 28,0	800 29 56,1 0,0167 (0,1710) 0,196 (2,000) 40,5 56,3 16,8 25,7	800 56,1 95,2 0,0857 (0,8750) 0,196 (2,000) 57,0 134,0 23,4 33,7	1800 25,0 60,72 0,0206 (0,2100) 0,196 (2,000) 135,0 60,7 65,9 85,6	1900 60,72 101,76 0,0110 (0,1122) 0,196 (2,000) 130,0 143,0 65,9 86,5	3520 29,0 62,3 0,0227 (0,2316) 0,196 (2,000) 128,0 63,1 29,0 44,0	3748,6 62,3 95,6 0,0860 (0,8776) 0,196 (2,000) 180,2 94,8 125,0 166,0	3382,5 29,6 62,4 0,0227 (0,2316) 0,196 (2,000) 117,6 63,1 48,4 68,0	3590,3 62,4 86,5 0,0622 (0,6347) 0,196 (2,000) 187,4 86,4 125,0 166,0
Табл. 3.4. Технические характеристики подогревателей низкого давления смешивающего типа
3.2. Технические характеристики и типовые конструкции аппаратов
•	деаэрацию конденсата, поступающего из ПНД;
•	повышение температуры конденсата до температуры насыщения, соответствующей давлению в деаэраторе;
•	создание запаса питательной воды для котлов.
Первые две из перечисленных функций выполняет деаэрационная колонка, третью — аккумуляторный бак, на который устанавливается деаэрационная колонка.
По способу создания поверхности контакта фаз деаэрационные колонки подразделяются на струйные, пленочные и барботажные.
Струйные деаэраторы представляют собой аппараты, в которых вода системой дырчатых тарелок разделяется на струи, стекающие каскадами сверху вниз. Навстречу струям воды движется пар. Характер обтекания паром струй приближается к поперечному.
К аппаратам этого типа относятся деаэраторы с деаэрационными колонками ДП-400 и ДП-800, установленные на энергоблоках 150, 200 и 500 МВт.
На рис. 3.30 представлена конструкция струйной колонки ДП-800. В верхней части колонки находится смесительно-распределительное устройство 10, в которое введены патрубки основного и резервного конденсатов 1 и 5, а также от уплотнений питательных насосов 2. Через горловину 12 вода сливается на струйные тарелки 11, расположенные в нижней части колонки; расстояние между тарелками 1200 мм. Через отверстия нижней тарелки вода струями сливается через горловину в бак-аккумулятор. Греющий пар и пар от штоков клапанов турбины поступают в колонку через коллекторы 7 и 8, которые расположены под нижней тарелкой. Омывая стекающие с тарелок струи, греющий пар частично конденсируется, а его меньшая часть вместе с газами удаляется через патрубок 13 в охладитель выпара. Конденсат ПВД подается в бак-аккумулятор.
В колонках пленочного типа разделение воды на пленки осуществляется с помощью различных насадок. Деаэрируемая вода в виде тонкой пленки стекает по поверхности насадки сверху вниз, а пар движется снизу вверх, т.е. имеет место противоток. В деаэраторах используются два типа насадок: упорядоченная и неупорядоченная.
Упорядоченную насадку выполняют из вертикальных, наклонных, зигзагообразных листов, а также из укладываемых правильными рядами колец, цилиндров или других элементов. Для более равномерного орошения вертикальных листов целесообразно предусматривать перераспределение воды по высоте насадки. Для этой цели листы собираются в укладываемые друг над другом пакеты, причем направление листов в двух смежных пакетах изменяется на 45...90°. Такую насадку часто называют хордовой. Если вертикальные листы по всей высоте насадки не меняют направление, то насадку называют плоскопараллельной.
Основное преимущество колонок с упорядоченной насадкой — возможность работы с высокими плотностями орошения, порядка 200...300 т/(м2-ч), при значительных подогревах деаэрируемой воды (2О...ЗО°С) и барометрическом (атмосферном) давлении. Такие колонки могут быть использованы для деаэрации неумяг-ченной воды. Основной областью их применения является дегазация подпиточной воды тепловых сетей при необходимости получения в ней остаточного содержания кислорода не выше 50 мкг/кг. Для лучшего удаления кислорода требуется большая высота слоя насадки — 2...3 м.
Рис. 3.30. Деаэрационная колонка ДП-800.
1 — подвод основного конденсата, 2 — подвод воды от уплотнений питательного насоса, 3, 4, 9 — резервные патрубки, 5 — подвод резервного конденсата, 6—люк, 7—парораспределительный коллектор, 8 — подвод пара от штоков клапанов турбины, 10 — смесительно-распределительное устройство, 11 —струйные тарелки, 12 — горловина верхней части колонки, 13 — отвод выпара
Деаэраторы этого типа могут применяться для деаэрации питательной воды котельных установок с давлением пара не выше 1,4 МПа (14 кгс/см2).
Неупорядоченная (или нерегулярная) насадка выполняется из небольших элементов той или иной формы, засыпаемых в аппарат без всякого порядка, что и определяет ее название. Элементы такой насадки могут иметь форму обычного кольца, кольца с продольными и спиральными перегородками, пропеллера, шара, седла, греческой буквы омега и др. При прочих равных условиях неупорядоченная насадка допускает меньшую предельную гидравлическую нагрузку, чем упорядоченная насадка или струйная колонка, но зато обеспечивает более высокий объемный коэффициент массоотдачи и соответственно меньшее остаточное содержание газов в воде.
Эффективной формой элемента для неупорядоченной насадки является оме-гаобразная форма с отверстиями. Ее удельная поверхность достигает 190...195 м2/м3. Допустимая плотность орошения такой насадки при подогреве воды на 40°С составляет 90... 110 т/(м2-ч).
Колонки с неупорядоченными насадками, вплоть до колонок производительностью 500 т/ч, имеют заметное преимущество по высоте перед колонками струйного типа. При больших производительностях и необходимости сопряжения колонки с баком-аккумулятором это преимущество уменьшается. Так, при допускаемой плотности орошения 110 т/(м2-ч) диаметр колонки приближается к диаметру транспортабельного бака-аккумулятора. Вследствие этого для сопряжения такой колонки с баком приходится вводить переходный патрубок, который, в свою очередь, требует для колонок повышенного давления установки дополнительного нижнего днища. Возможна также установка на одном баке двух колонок меньшей производительности.
В энергетике получили широкое распространение колонки ЦП-320 иДП-500 с омегаобразной насадкой из нержавеющей стали с отверстиями. Конструкция деаэрационной колонки ДП-320 приведена на рис. 3.31 [23].
Колонка состоит из разъемного корпуса 3 и крышки 9, водораспределительного устройства 7, слоя омегаобразной насадки с отверстиями 4 и коллектора 2 ввода пара. В колонке предусмотрены патрубки: для ввода конденсата турбины 6, греющего пара 1, пара от штоков клапанов турбин 22, для отвода выпара 11. Конденсат подогревателей высокого давления вводится непосредственно в бак-аккумулятор.
В крышке корпуса расположено водораспределительное устройство 7, образованное листами 14,16 и цилиндрической перегородкой 75. Для вывода воды в открытую водяную камеру, образованную листом 16 и цилиндрической перегородкой 13, предусмотрены два отверстия 72. После того как уровень воды достигает верха перегородки 13, вода переливается на перфорированную распределительную тарелку 7 7, которая должна обеспечить равномерное распределение воды по всему сечению расположенной ниже насадки. Насадка из омегаобразных ячеек засыпается на плетеную сетку 19 с фиксированной ячейкой. Сетка изготовляется из нержавеющей проволоки диаметром 3 мм и закрепляется по окружности двумя кольцами 20. Слой насадки опирается на решетку 27, которая расположена на кольце, приваренном к корпусу колонки.
Для предупреждения выноса элементов насадки потоком пара насадка сверху ограничена сеткой. Для предотвращения отбрасывания элементов насадки паром
Рис. 3.31. Деаэрационная колонка ДП-320.
1 — ввод греющего пара, 2 — парораспределительный коллектор, 3 — корпус, 4— слой омегообразной насадки, 5, 8, 10 — патрубки для отвода выпара, 6 — ввод основного конденсата, 7 — водораспределительное устройство, 9—крышка, 11 — отвод выпара, 12 — отверстия для прохода воды, 13 и 15 — цилиндрические перегородки, 14 и 16— горизонтальные листы, 17 — перфорированная распределительная тарелка, 18 — каркас, 19 — сетка с фиксированной ячейкой, 20 — кольца, 21 — опорная решетка, 22 — ввод пара от штоков клапанов турбин
3000

к корпусу колонки, а также предотвращения выпучивания нижних сеток внутри насадочного слоя установлен каркас 18 из двух концентрических обечаек с радиальными перегородками. Пар подводится в нижнюю часть колонки через специальные патрубки 7 и 22 и распределяется посредством кольцевого короба 2 с равномерно расположенными в нем щелевыми отверстиями. Для равномерного отвода выпара в водяной распределительной камере имеется ряд патрубков 70. Выпар с периферии колонки отводится через смесительные трубы 8 в смесительном устройстве, в которое свободно входят патрубки 5.
В деаэраторах стпруйно-барботпажного и барботажного типов поток пара, который вводится в слой воды, подвергается дроблению на пузыри. Преимуществом деаэраторов барботажного типа является их компактность при высоком качестве деаэрации. Благодаря вводу пара в слой воды происходит некоторый перегрев ее относительно температуры насыщения, соответствующей давлению в паровом пространстве над поверхностью воды. При движении увлекаемой пузырьками пара воды вверх происходит ее вскипание, способствующее лучшему выделению из раствора не только кислорода, но и углекислоты.
На рисунке 3.32 представлена конструктивная схема колонки струйно-барботажного деаэратора ДП-2000. В конструкции этой колонки используется двухступенчатая деаэрация воды. Подвод основного конденсата производится сверху, что позволяет сократить вертикальные размеры колонки и более рационально разместить перфорацию у распределительной тарелки, совмещенной здесь с водосмесительным устройством. Выпар отводится через перфорированную трубу и верхний патрубок 4. Паровой коллектор 10 также выполнен в виде перфорированной трубы и введен в переходной патрубок, соединяющий колонку с баком. Над барботажным устройством установлена перепускная тарелка б. Барботажный лист 14 разбит на три кольцевые перфорированные зоны, ограниченные снизу разновысокими кольцевыми перегородками. При минимальной нагрузке деаэратора работает первая (внутренняя) зона. При возрастании расхода пара паровая подушка под барботажным листом увеличивается и в работу включаются дополнительно вторая, а затем и третья зоны перфорации. При уменьшении тепловой нагрузки деаэратора вода с барботажного листа через внешний кольцевой канал поступает в нижнюю часть барботажного отсека, уровень воды в нем поднимается, и зоны перфорации перекрываются в обратном порядке. При работе деаэратора пар в барботажном отсеке движется от центра к периферии листа, а в струйном отсеке — от периферии к центру. Вода, прошедшая обработку на барботажном листе, через гидрозатвор сливается в бак-аккумулятор. При этом вода разбрызгивается и снимает перегрев поступающего через коллектор греющего пара.
Аккумуляторные баки деаэраторов, предназначенные для окончательной деаэрации и создания аварийного запаса питательной воды, выпускаются с полезной емкостью 65... 185 м3 на рабочее давление от 0,12 до 0,7 МПа.
Запас воды в баках деаэраторов блочных установок должен обеспечивать питание котлов при полной нагрузке в течение 3,5 мин, а на неблочных ТЭС - 7 мин. Наружный диаметр для всех деаэраторных баков принят равным 3442 мм при толщине стенки 16 мм. Баки могут иметь длину от 9 до 24 м.
Рис. 3.32. Принципиальная схема колонки струйно-бар-
ботажного деаэратора ДП-2000.
1 — корпус колонки, 2 — водосмесительное устройство,
3 — ввод основного конденсата, 4 — отвод выпара, 5 — перфорированная тарелка, 6 — перепускная тарелка, 7— окно барботажного устройства, 8 — порог, 9 — гидрозатвор, 10 — коллектор ввода греющего пара, 11 — бак-аккумулятор, 12 — кожух, 13 — кольцевые перегородки, 14 — барботажный лист
На рис. 3.33 представлен бак вместимостью 65 м3 для колонки ДП-500. Это горизонтальный сосуд цилиндрической формы, устанавливаемый на двух катковых опорах со средним неподвижным упором между ними. Бак предназначен для создания резерва питательной воды и компенсации небаланса между расходом питательной воды в котлы и основного конденсата турбины с учетом добавочной воды; кроме того, в баке-аккумуляторе происходит также удаление оставшихся в воде коррозионно-агрессивных и инертных газов.
Рис. 3.33. Бак-аккумулятор вместимостью 65 м3 для колонки ДП-500.
1 — подвод конденсата ПВД, 2 — патрубок для присоединения трубопровода рециркуляции питательных насосов, 3 — лестница, 4 — люк, 5 — патрубок для предохранительного клапана, 6—патрубок датчика перелива, 7 — горловина слива воды из колонки, 8 — патрубок для присоединения трубопровода отвода пара на уплотнения, 9 — патрубок для присоединения трубопровода сброса воды из растопочного сепаратора, 10 — патрубок для присоединения трубопровода подвода питательной воды от узла впрысков, 11 — патрубок для уравнительного трубопровода, 12 — штуцера для водоуказательных стекол, 13 — отвод питательной воды, 14— патрубок трубопровода перелива, 15 — слив воды (опорожнение)
Деаэрированная вода подводится в бак из деаэрационной колонки, расположенной по центру бака. В бак подводятся следующие основные потоки:
•	конденсат ПВД (/);
•	питательная вода по линиям рециркуляции питательных насосов (2);
•	питательная вода по линии рециркуляции впрысков (10).
Из бака отводятся пар на уплотнения турбины 8 и деаэрированная вода к насосам 13. В нижней части бака имеется патрубок 15 для его опорожнения. Внутри
деаэраторного бака установлено переливное устройство, воронка которого находится на отметке максимально допустимого уровня воды от оси бака. Под смотровым люком 4 предусмотрена установка стационарной лестницы 3 для производства ремонтных работ. В штуцерах отвода питательной воды для упорядочения ее потока устанавливаются крестовины.
Баки, предназначенные для других типов колонок ДП, отличаются от бака, приведенного на рис. 3.33, лишь габаритными размерами, а также тем, что в баках не монтируются перфорированные трубы для ввода потоков.
Технические характеристики колонок деаэраторов повышенного давления приводятся в табл. 3.5.
3.2.5. Сальниковые подогреватели
Сальниковые подогреватели (СП) представляют собой теплообменники поверхностного типа, на наружной поверхности трубок которых происходит конденсация пара из паровоздушной смеси, отсасываемой эжектором из концевых уплотнений турбины.
По водяной стороне сальниковые подогреватели чаще всего включены в линию основного конденсата, что позволяет использовать в них U- или П-образные трубки. В сальниковых подогревателях ТМЗ, работающих на основном конденсате и иногда на сетевой воде, установлены прямые трубки, а компенсация температурных расширений производится за счет компенсатора на корпусе теплообменника. Эжектор уплотнений может быть расположен как вне, так и внутри корпуса охладителя, например у ЭУ-8М и ЭУ-16 производства ХТЗ.
ЛМЗ выпускает подогреватели ПС-50-1, ПС-115 и ПС-220-1, которые представляют собой вертикальные кожухотрубные теплообменники. Внутри трубок течет вода, а снаружи они омываются паровоздушной смесью.
Аппарат ПС-50-1 поставляется в комплекте с эжектором, отсасывающим паровоздушную смесь из концевых уплотнений турбины. Трубная система подогревателя набирается из U-образных латунных (Л68) трубок диаметром 19 мм, толщиной стенки 1 мм. Корпус аппарата имеет плоские стенки, в верхней его части — фланцевый разъем. Трубная система закрепляется между фланцами корпуса и водяной камеры. По тракту воды аппарат может быть двух- или шестиходовым.
В подогревателе ПС-50-1 паровое пространство разделено на два отсека, через которые паровоздушная смесь проходит последовательно. Число ходов изменяется снятием или установкой специальных крышек на перегородках водяной камеры. Трубки в трубной доске крепятся вальцеванием.
Аппарат ПС-115 (рис. 3.34) выполнен аналогичным аппарату ПС-50-1. Паровое пространство разделено перегородками на три отсека, через которые отсасываемая из уплотнений паровоздушная смесь проходит последовательно. Подогреватель по тракту воды может быть двух- или шестиходовым. В аппарате применены латунные (Л68) U-образные трубки диаметром 19 мм, толщиной стенки 1 мм. Аппарат устанавливается на лапах, приваренных к боковым стенкам корпуса.
Подогреватель ПС-220-1 конструктивно близок к описанным ранее аппаратам ПС-50-1 и ПС-115. По тракту воды аппарат выполнен двухходовым. На водяных и
Характеристика	ДП-320	ДП-400	ДП-500	ДП-500М-2	ДП-800	ДП-1000 серийная	ДП-1000 модернизированная	ДП-1300	ДП-2000-1	ДП-2800
Производительность, т/ч Рабочее давление, МПа (кгс/см2) Рабочая температура, °C Пробное гидравлическое давление, МПа (кгс/см2) Допустимое повышение давления при работе предохранительных клапанов, МПа (кгс/см2) Подогрев воды, °C	320 0,6 (6,0) 158 0,9 (9,0) 0,725 (7,25) 10...40	400 0,7 (7,0) 164 1,0 (Ю,0) 0,85 (8,5) 10...40	500 0,7 (7,0) 164 1,0 (10,0) 0,85 (8,5) 10...40	500 0,7 (7,0) 164 1,0 (10,0) 0,85 (8,5)	800 0,7 (7,0) 164 1,0 (10,0) 0,85 (8,5) 10...40	1000 0,7 (7,0) 164 1,0 (10,0) 0,85 (8,5) 10...40	1000 0,7 (7,0) 164 1,0 (Ю.О) 0,85 (8,5) 20...60	1300 0,7 (7,0) 164 1,0 (10,0) 0,85 (8,5) 10...45	2000 0,7 (7,0) 164 1,0 (10,0) 0,85 (8,5) 10...40	2800 0,75 (7,5) 167 1,0 (Ю.О) 10...40
Табл. 3.5. Техническая характеристика колонок дэаэраторов повышенного давления [22] (рабочая среда — пар, вода)
3.2, Технические характеристики н типовые конструкции аппаратов
Рис. 3.34. Сальниковый подогреватель ПС-115.
А — подвод охлаждающего конденсата, Б — отвод охлаждающего конденсата, В — отсос воздуха, Г— подвод пара от уплотнений турбины, Ц— слив конденсата
паровом патрубках устанавливаются термометры с оправами, а в нижней части корпуса — указатель уровня воды.
ТМЗ выпускает подогреватели ПС-100-2, ПС-100-3, ПС-250-8-0,5 и ПС-250-30-0,5. Сальниковые подогреватели ПС-100-2 и ПС-100-3 (рис. 3.35) предназначены для конденсации пара из уплотнений турбины и представляют собой вертикальный кожухотрубный теплообменник. Поверхность охлаждения образована прямыми латунными трубками диаметром 16 мм, толщиной стенки 0,75 мм, завальцован-ными с обоих концов в трубные доски, и составляет 100 м2. К трубным доскам на фланцах присоединены верхняя и нижняя водяные камеры. Корпус имеет температурный компенсатор.
Рис. 3.35. Сальниковый подогреватель ПС-250.
Л] — подвод пара, А, — отвод основного конденсата, — лаз, — подвод основного конденсата, Ц — слив конденсата греющего пара, Е, — отсос паровоздушной смеси, Ж1 — отвод к водоуказательному прибору, Я, — дренаж из коллектора отсоса паровоздушной смеси
Ввиду большого различия в расходе охлаждающей воды входная и поворотная камеры сальникового подогревателя выполнены так, что при охлаждении его водой низкой температуры (36°С — техническая вода) он может работать как восьмиходовой, а при охлаждении водой более высокой температуры (обессоленная вода и конденсат) — как четырехходовой, что обеспечивается соответствующими схемами трубопроводов. Во всех случаях давление пара в сальниковых подогревателях необходимо поддерживать около 0,09 МПа (0,9 кгс/см2).
Подогреватели ПС-250-8-0,5 и ПС-250-30-0,5 (см. рис. 3.35) выполнены горизонтальными и по конструкции близки к подогревателям сетевой воды горизонтального типа, выпускаемым ТМЗ. В аппаратах применены прямые трубки диаметром 19 мм, толщиной стенки 0,8 мм из стали 08Х18Н10Т. Концы трубок за-вальцованы в трубных досках. Для компенсации температурных перемещений на корпусах аппаратов имеются линзовые компенсаторы. Трубные доски приварены к корпусу. Пар подводится через два цилиндрических патрубка. Для обеспечения равномерного распределения пара по длине и глубине трубного пучка в паровых патрубках установлено по два концентрических рассекателя; на входе паровоздушной смеси в пучок имеется раздающая камера, выполненная в виде симметричного клинового коллектора. Крышки водяных камер выполнены съемными. Подогреватели поставляются с указателем уровня конденсата в корпусе.
Рис. 3.36. Сальниковый подогреватель ПС-300.
А — вход основного конденсата, Б — выход основного конденсата, В — вход паровоздушной смеси, Г— выход конденсата пара, Ц— патрубок отсоса воздуха, Е — коллектор отсоса воздуха, Ж — подвод воздуха из ПНД-2
Завод «Красный котельщик» выпускает пароводяной подогреватель типа ПС-300-33-0,25 (рис. 3.36). Он предназначен для конденсации пара, поступающего из промежуточных камер лабиринтовых уплотнений турбин. Подогреватель представляет собой кожухотрубный теплообменник. Трубная система набрана из П-образных трубок диаметром 19 мм, толщиной стенки 1 мм. Концы трубок заваль-цованы в трубной доске. Материал трубок — латунь ЛО70-1. К трубной доске
сверху на фланце крепится водяная камера, а снизу — корпус. По водяному тракту аппарат выполнен двухходовым. В нижней части корпуса подогревателя помещено воздухоотсасывающее устройство в виде кольцевой перфорированной трубы.
В табл. 3.6 приведены основные технические характеристики сальниковых подогревателей [28,29].
3.2.6. Охладители эжекторов
Пароструйные эжекторы турбоустановок предназначены для удаления воздуха и поддержания необходимого вакуума в конденсаторе, циркуляционной системе, для отсоса паровоздушной смеси из уплотнений турбины и из различных теплообменников. Для уменьшения работы, производимой в эжекторах, и для использования теплоты рабочей и отсасываемой среды пар конденсируется в охладителях, при этом уменьшаются потери конденсата в цикле. Охладители пароструйных эжекторов, отсасывающих паровоздушную смесь или воздух из конденсаторов и трубопроводов циркуляционного водоснабжения, называются холодильниками эжекторов, а из уплотнений турбины — сальниковыми подогревателями.	‘
Условия работы охладителей эжекторов часто оказываются довольно тяжелыми: давление пара меньше барометрического, в паре содержится большое количество неконденсирующихся или агрессивных газов.
Одна ступень эжектора повышает давление не более чем в 4...6 раз. Поэтому в паротурбинных установках одноступенчатые эжекторы применяются в качестве пусковых или для отсоса пара из уплотнений. Для обеспечения степени повышения давления отсасываемого воздуха до 25...30 (от 3...6 кПа до барометрического давления) основные эжекторы выполняются с двумя или тремя последовательно включенными ступенями, соответственно каждая ступень эжектора оборудована своим холодильником.
Схема двухступенчатого пароструйного эжектора представлена на рис. 2.36. После первой ступени эжектора отсасываемая из конденсатора паровоздушная смесь попадает в охладитель, где происходит конденсация части пара. Оставшаяся смесь поступает для дальнейшего сжатия во вторую ступень эжектора с меньшим остаточным содержанием пара, что создает условия для сжатия смеси с меньшей затратой энергии. Расход рабочего пара в трехступенчатом эжекторе может быть на 20...25 % ниже, чем в двухступенчатом. Конденсат из охладителей отводится раздельно или каскадно через охладители в конденсатор, что позволяет предотвратить потери рабочего тела. Чтобы вместе с конденсатом из охладителей в конденсатор не возвращался воздух, обычно используют гидравлический затвор.
Охладитель эжектора представляет собой теплообменник поверхностного типа, на наружной поверхности трубок которого происходят конденсация и охлаждение паровоздушной смеси; внутри трубок протекает основной конденсат, подаваемый из напорного коллектора конденсатных насосов.
На рис. 3.37 в качестве примера показана конструкция трехступенчатого пароструйного эжектора ЭП-3-50/150. Аналогичную конструкцию имеют эжекто-
Типоразмер подогревателя	Поверность теплообмена, м2	Число трубок	Тип трубок	Материал трубок	Диаметр трубок, мм	Число ходов по воде	Расход основного конденсата, м3/ч	Температура основного конденсата на входе, °C	Давление пара, МПа (кгс/см2)	Гидравлическое сопротивление, МПа (м ВОД.СТ.)	Тип турбины
ПС-50-1	50	—	U-обр.	Л68	19x1	2/6	400/150	—	—	0,013(1,3)/	К-50-90, К-100-90 ЛМЗ
										0,035(3,5)	К-200-130 ЛМЗ ПТ-60/75-130/13 ЛМЗ ПТ-60/75-90/13 ЛМЗ ПТ-80/100-130/13 ЛМЗ Т-180/210-130-1 ЛМЗ Р-50-130/13 ЛМЗ
											
ПС-115	115	345	U-обр.	Л68	19x1	2/6	700/140	26,4	0,095 (0,95)	0,042(4,2) 0,046(4,6)	К-300-240 ЛМЗ
ПС-220-1	220	-	-			2	1700	30	-	0,026 (2,6)	К-500-166, К-500-240, К-800-240 ЛМЗ
ПС-100-2	100	—	Прямые	Л68	16x0,75	4/8	240/80	36	0,25(2,5)	0,041(4,1) 0,047(4,7)	Р-100-130/15 ТМЗ
ПС-100-3	100		Прямые	Л68	16x0,75	4/8	300/140	40		0,056(5,6) 0,102(10,2)	
ПС-200-0,5-11,4	200		Прямые	08Х18Н10Т	19x0,8	1	4000	70	0,044(0,45)	0,017(1,7)	Т-175/210-130 ТМЗ
ПС-250-8-0,5	250	1210	Прямые		19x0,8	2	1200		0,15(1,50)	0,015(1,5) 0,09(9,0)	T-250/300-240TM3
ПС-250-0,5-30	250	1210	Прямые		19x0,8	4	250/660		0,15(1,50)	0,015(1,5)	
										0,09(9,0)	
ПС-300-33-0,25	300	1139	П-обр.	ЛО70-1	19x1	2	1350	55,9	0,0249(0,249)	0,0175 (1,75)	К-500-240, К-800-240 ТКЗ
ЭУ-8М	120	601	U-обр.	МНЖ5-1	19x1	4	305	25	0,096(0,96)	—	К-300-240 ХТЗ
ЭУ-16	270	1080	U-обр.	МНЖ5-1	19x1	4	1600	30	0,59(6,0)	-	К-500-240 ХТЗ
Примечание. Подогреватель ПС-200-0,5-11,4 предназначен для работы на сетевой воде; в числителе — для четырехходового, в знаменателе — для восьмиходового
Табл. 3.6. Подогреватели сальниковые
3,2, Технические характеристики и типовые конструкции аппарата!
I I
I
I
I I I I I I I
I I I I I I I I I I I I I I I
I
I I
I I I I I
I I I I I I
I I I I I I
I	Рис. 3.37. Пароструйный эжектор ЭП-3-50/150.
1	1 — вход паровоздушной смеси, 2 — выхлоп эжектора, 3 —
подвод рабочего пара, 4 — холодильники; I, II, III— ступени
I	эжектора
I	ры ЭП-3-25/75, ЭП-3-55/150, ЭП-3-3, ЭП-3-135. Проточные части и охладители
I	всех ступеней эжектора расположены вертикально в общем стальном корпусе с
внутренними перегородками, разделяющими ступени между собой. В верхней
1 части корпуса расположена крышка, состоящая из трех раздельных камер, в ко-I торых крепятся рабочие сопла и соединенные между собой камеры смешения и
। диффузоры.
Конструкция и технология сборки должны предусматривать надежную осевую
I центровку всех ступеней эжектора. Внутри парового пространства каждого из хо-। лодильников выполнены четыре перегородки, направляющие течение пара. Вто-
1 рая и третья камеры верхней крышки эжектора имеют в нижнем днище отверстия, I через которые паровоздушная смесь поступает в следующую ступень эжектора.
По мере движения паровоздушной смеси в ступенях эжектора ее давление постепенно повышается от 3 кПа в конденсаторе до 110 кПа на выхлопе эжектора.
В нижней части корпуса эжектора расположены горизонтальная трубная доска, в которой крепятся U-образные трубки охладителей, и нижняя крышка с водяными камерами. Охладители выполнены по охлаждающему конденсату двухходовыми и включены параллельно.
Перепуск дренажа осуществляется каскадно, через гидрозатворы за охладителем каждой ступени.
Технические характеристики основных эжекторов и их охладителей представлены в табл. 2.8.
3.3. Тепловой и гидродинамический расчет аппаратов
3.3.1. Методики теплового расчета поверхностных аппаратов
Тепловой расчет аппаратов системы регенеративного подогрева питательной воды может выполняться как поверочный или как конструкторский. Целью поверочного расчета является определение температур теплоносителей, величины нагрева питательной воды или недогрева ее до температуры насыщения греющего пара. При этом в качестве исходных данных задаются конструктивные характеристики аппарата, а также некоторые режимные параметры — давление и температура греющего пара, расход и входная температура питательной воды, температура и количество дренажа, сбрасываемого в аппарат, и т.д. В результате конструкторского расчета определяются поверхность нагрева и конструктивные размеры подогревателя. Для конструкторского расчета задаются параметры и расходы теплоносителей, а также факторы компоновки аппарата по отношению к турбоагрегату. Исходные данные принимаются из расчета тепловой схемы ПТУ либо по результатам испытаний аппарата в условиях эксплуатации.
Тепловой расчет теплообменных аппаратов системы регенерации основывается на уравнениях теплового баланса и теплопередачи. Уравнение теплового баланса для поверхностного аппарата с конденсацией пара имеет вид (при отсутствии потерь теплоты во внешнюю среду):
Gn (fin - ) = пвсрв (^2в — *1в ) >	(3 -4)
где Gn — расход пара в подогреватель, кг/с;
GM — расход питательной воды, кг/с;
йл — теплосодержание пара, кДж/кг;
hK — теплосодержание конденсата, кДж/кг;
срв — теплоемкость воды, кДж/кг-К;
/1м,/2м — температура питательной воды на входе и выходе аппарата соответственно.
Уравнение теплопередачи для подогревателя:
Q = KFAt ,	(3.5)
где Q — полный тепловой поток, определяемый правой или левой частью уравнения (3.4), кДж/с;
К— средний для всей поверхности теплообмена коэффициент теплопередачи, Вт/(м2-К):
_LA_ +1	(з.б)
^вн ^ап ^вн
F—площадь поверхности теплообмена, м2;
д/—среднелогарифмическая разность температур между паром и водой, К;
ал, а,— коэффициенты теплоотдачи со стороны пара и питательной воды соответственно, Вт/(м2К);
\т— коэффициент теплопроводности материала трубок, Вт/(м2-К).
Определение коэффициента теплоотдачи со стороны воды в подогревателях низкого давления и сальниковых подогревателях производится по уравнению (1.42).
В условиях, характерных для работы ПВД, коэффициент теплоотдачи со стороны питательной воды для прямых гладких трубок определяется по уравнению
ав = 0,021 /?е°’8 Рг0’43- —.	(3 7)
^вн
Определяющей температурой для вычисления значений теплофизических характеристик, входящих в уравнения (1.42), (3.7), является средняя температура воды в трубках поверхности теплообмена, которая рассчитывается с помощью выражения
(3.8)
Формула (3.7) для расчета теплоотдачи в трубках со стороны питательной воды может быть упрощена [14] с учетом слабой зависимости комплекса физических параметров воды и теплопроводности стали от температуры и давления воды в диапазоне параметров, характерных для работы ПВД, и приведена к виду
Re=a + bw^’*,	(3.9)
где R' — суммарное термическое сопротивление воды и стенки трубок, м2 К/Вт;
а и b — коэффициенты для различных диаметров и материала трубок, приведены в табл. 3.7.
Для учета влияния изгиба трубок змеевиков коэффициент b в формуле (3.9) следует разделить на соответствующую поправку е:
3^=14-1,77^-.	(3.10)
&ЗМ
где R^ — радиус изгиба змеевика, соответствующий его наружному диаметру, м.
Размер трубок змеевиков (djd,„), мм	л-104	6-104
	Сталь 20	
32/22	1,35	1,60
32/24	1,00	1,50
32/25	0,85	1,45
22/15	0,90	1,25
22/16	0,73	1,35
16/11	0,62	1,40
Нержавеющая безникелевая сталь		
19/16	0,63	1,30
16/13,6	0,43	1,25
Аустенитная сталь		
19/16	1,16	1,25
16/13,6	0,80	1,25
Табл. 3.7. Значения коэффициентов в формуле (3.9)
При ламинарном течении пленки конденсата по поверхности вертикальных трубок коэффициент теплоотдачи со стороны пара определяется по зависимости, Вт/(м2-К):
“”=145 <3-п>
ще Н — активная длина трубок I для прямотрубных аппаратов либо длина одного хода воды для U- и П-образных аппаратов, либо высота пролета, в который осуществляется подвод пара, м;
Д/м — разница температур пар-стенка, К;
А = 1,163 5952 + 67,85/,Г1 - 0,2111	) — коэффициент пропорциональности,
аппроксимирован с точностью до 1 %;
— температура пленки конденсата, °C.
При смешанном течении пленки (ламинарное в верхней части и турбулентное в нижней части трубки) коэффициент теплоотдачи с паровой стороны определяется, как
Коэффициенты В и С определяются по температуре пленки и аппроксимируются следующими функциями (с точностью до 1 %):
В = 1,163 <8116,7/^309>;
при < 110°С С = -1,16з(4,01	- 763,08tni + 22700 ),
при >110°С С = 1,163 (18 361,1 - 48,06.
Смешанное течение пленки имеет место в том случае, если температурный напор Л/я<, больше критического температурного напора Л/ „ (Л//м> А/^).
Критический температурный напор равен, °C:
где коэффициент D также определяется по температуре пленки конденсата с помощью аппроксимирующей зависимости: D = 63,54-(/л1)-1’762.
Температура пленки определяется, как средняя между температурой насыщения пара и температурой стенки трубки, а температурный напор пар-стенка — как разность этих температур:
t =(t +t )/2;
пл 4 я ст7 7
А/ = / -/ .
п—с я ст
Температура стенки трубок поверхности теплообмена определяется из соотношения (2.49).
Для учета влияния скорости пара к коэффициенту теплоотдачи с паровой стороны вводится поправка на скорость:
= 1+1,610^-n-lO^n2,	(3.14)
где П = и Рл------2-;
S ' Рк ' ^“к
wn — средняя скорость пара в межтрубном пространстве, м/с;
рл — плотность пара, кг/м3;
рк — плотность конденсата, кг/м3;
\ — теплопроводность конденсата, Вт/(м-К).
В подогревателях высокого давления происходит конденсация практически неподвижного пара на двух- или одноплоскостных горизонтальных змеевиках из трубок наружным диаметром 32 мм, толщиной стенки 5 или 4 мм. В табл. 3.8 приведены результаты расчетов величины коэффициента теплопередачи в зоне КП для характерных условий работы ПВД наиболее распространенных отечественных конструкций в зависимости от размеров трубок и скорости воды в них, при трех значениях среднелогарифмического теилературного напораЛриведенные расчетные коэффициенты теплопередачи хорошо согласуются с результатами промышленных тепловых испытаний ПВД и могут быть рекомендованы для расчета аппаратов.
Температура воды на выходе из подогревателя определяется после нахождения коэффициента теплопередачи К\
KF
,	6	4 1 “ Св-СрвРв	(3.15)
где К — коэффициент теплопередачи в аппарате, определяемый через сумму термических сопротивлений пара (Rn), воды (ЯД и стенки (Rcm) трубок, Вт/(м2-К).
Размер трубок змеевиков Wden), мм	Скорость воды в трубках (н>), м/с	Среднелогарифмический температурный напор Д/,°C		
		5	10	15
32/22	1,0	2450	2300	2200
	1,5	2824	2640	2440
	2,0	3058	2800	2670
	2,5	3100	2850	2780
32/24	1,0	2800	2640	2510
	1,5	3100	2900	2750
	2,0	3300	3130	2900
	2,5	3400	3200	3100
22/15	1,0	3200	3030	2840
	1,5	3450	3200	3120
	2,0	3680	3400	3280
	2,5	3968	3610	3360
16/13,8	1,0	3200	3100	3100
	1,5	3530	3450	3400
	2,0	3700	3500	3400
	2,5	3800	3650	3500
Табл. 3.8. Коэффициент теплопередачи в зоне конденсации ПВД, Вт/(м2-К)
Наиболее простым случаем поверочного теплового расчета ПНД и сальниковых подогревателей является случай, когда греющий пар поступает в аппарат в состоянии насыщения, т.е. зона конденсации пара (КП) занимает всю поверхность теплообмена аппарата. Рассмотрим последовательность расчета.
Исходные данные
Г* — давление греющего пара в корпусе аппарата, МПа tn — температура греющего пара, °C Gt — расход питательной воды, т/ч
t (< — температура питательной воды на входе в аппарат, °C б* — количество дренажа, сбрасываемого в аппарат, т/ч /к — температура дренажа, сбрасываемого в аппарат, °C F— поверхность теплообмена аппарата, м2
d.K — наружный и внутренний диаметры трубок, м
N— количество трубок
Z — число ходов воды материал трубок
Расчет производится итерационным методом по следующему алгоритму:
1.	Задается первое приближение температуры питательной воды tu на выходе из аппарата; скоростной коэффициент Ргк принимается равным единице.
2.	Вычисляется среднелогарифмическая разность температур д/ по формуле (1.38).
3.	Определяется средняя температура воды по зависимости: tcp - tH - А/.
4.	По формуле (1.42) рассчитывается коэффициент теплоотдачи с водяной стороны ал
5.	По уравнению теплового баланса аппарата определяется количество полученной питательной водой теплоты: Q = Gecpe(t2e - tle).
6.	Температура стенки трубок поверхности теплообмена подогревателя определяется из соотношения (2.49).
7.	Определяется величина разности температур между паром и стенкой: Д^ = /и-/£т.
8.	Вычисляется температура пленки конденсата: г = (/н +/tm)/2, и по этой температуре с помощью формулы (3.13) определяется критическая разность температур Д/^.
9.	Проверяется условие &tn_< &tKp. Если условие выполняется, коэффициент теплоотдачи с паровой стороны ан рассчитывается по формуле (3.11), если нет — по формуле (3.12); при этом следует иметь в виду, что входящая в эти формулы величина Н — это высота пролета, в который подводится пар, либо, если пар подводится по всей длине трубного пучка, Н —это активная длина трубок для прямотрубных аппаратов либо средняя длина трубок для U-и П-образных аппаратов, вычисляемая по соотношению
10.	Рассчитывается коэффициент теплоотдачи со стороны пара с учетом скорости пара, для чего коэффициент теплоотдачи аи умножается на скоростной коэффициент г
11.	По зависимости (3.6) рассчитывается значение коэффициента теплопередачи К.
12.	Рассчитывается величина недогрева воды до температуры насыщения по формуле (1.27).
13.	Вычисляется расход греющего пара в аппарат по формуле
_ ^всрв(^2в ~ Лв)+ GKCpK(tK ~
Г
14.	По чертежам аппарата определяется проходное сечение f для пара, вычисляется скорость пара н>и на входе в трубный пучок по формуле (1.13), а затем средняя скорость пара в межтрубном пространстве (приближенно можно считать среднюю скорость равной половине входной скорости пара).
15.	Рассчитывается величина скоростного коэффициента Рс„по формуле (3.14).
16.	Находится новое значение температуры питательной воды на выходе из аппарата:
?2в
и проверяется условие
f -2e-i2e <s, *2в
где е — заданная точность расчета, обычно 0,5... 1 %. Если условие выполняется, расчет можно считать законченным, если нет — расчет повторяется с п.2 с новыми значениями скоростного коэффициента и температуры воды на выходе до достижения требуемой точности.
Расчет сальниковых подогревателей производится по вышеприведенному алгоритму, однако с той разницей, что при расчете коэффициента теплоотдачи со стороны пара следует учитывать ухудшение теплоотдачи вследствие наличия в паре большого количества воздуха. В настоящее время имеется некоторое количество научных данных, касающихся влияния воздуха на теплоотдачу при конденсации пара из паровоздушной смеси, однако отсутствуют надежные расчетные зависимости для инженерных расчетов конденсации паровоздушной смеси с большим содержанием воздуха на вертикальных трубках и трубных пучках. Для оценочных расчетов можно вводить поправочный множитель 0,25...0,50 к коэффициенту теплоотдачи от чистого пара.
Изложенная выше методика пригодна лишь в том случае, когда параметры пара соответствуют параметрам состояния насыщения и конденсация происходит на всей поверхности теплообмена.
Особенностью современных теплообменных аппаратов турбоустановок является наличие в них в общем случае трех различных по физике процесса теплообмена, но взаимосвязанных зон: зоны охлаждения пара (ОП), зоны конденсации пара (КП) и зоны охлаждения конденсата (ОК). На рис. 3.38 показан характер изменения температуры теплоносителей в указанных зонах подогревателя. Очевидно, что интенсивность теплообмена и доля поверхности теплообмена в каждой из зон влияют на показатели эффективности работы всего теплообменного аппарата в целом и эти факторы должны быть учтены при детальном расчете. Особенно сильно влияет на тепловую эффективность подогревателя наличие зоны снятия перегрева пара, в пределах которой температура пара снижается до величины температуры насыщения. Доля поверхности аппарата, приходящаяся на зону охлаждения пара, в зависимости от величины перегрева и других режимных условий может доходить до 30 %, вследствие чего пропорционально сокращается поверхность зоны массовой конденсации пара, что существенно снижает эффективность работы подогревателя.
При расчете коэффициента теплоотдачи со стороны первичного теплоносителя в зоне ОП, где теплообмен происходит между перегретым паром в межтрубном пространстве и водой в трубках, и в зоне ОК, где теплообмен происходит между конденсатом греющего пара в межтрубном пространстве и водой в трубках, принимаются зависимости, приведенные в [13]. При поперечном обтекании и коридорной разбивке трубок в пучке при ReM > 6-103
ам = 0,20 ег Re^64 Рг°’35-	,	(3 16)
ан
где ам — коэффициент теплоотдачи со стороны межтрубного теплоносителя, Вт7(м2-К).
При поперечном обтекании и шахматной разбивке трубок в пучке с соотношением поперечного и диагонального шагов
Рис. 3.38. Изменение температуры теплоносителей в различных зонах теплообменного аппарата.
1 — нагреваемая среда (вода), 2 — греющая среда (пар)
—-----— > 0,7
коэффициент теплоотдачи со стороны межтрубного теплоносителя определяется зависимостью
ал< = 0,334- zz-Re°/-Pr°M’55
0,25 „
' dH
~ dlt
— dH
(3-17)
При поперечном обтекании и шахматной разбивке трубок в пучке с соотношением шагов
~ dH
коэффициент теплоотдачи со стороны межтрубного теплоносителя определяется по зависимости
аЛ1 = 0,305 • £г • Re/- Рг®’35 - —, М	3	Z	М	М	j 3
(3.18)
где £г — поправка, учитывающая число рядов трубок в пучке. При числе рядов z >16, а также при малых числах Рейнольдса (102<Pe^<l О3 ) в коридорном пучке £ = 1. Для других условий величина поправки лежит в пределах от 0,7 до 1 (рис. 3.39);
Sd — диагональный шаг разбивки трубок:
Sd = 70,255? + Si ;
S, S2 — поперечный и продольный шаг трубок в пучке. Определяющим размером является наружный диаметр трубки dH.
Рис. 3.39. Коэффициент £гдля учета влияния количества рядов в трубном пучке на теплоотдачу.
1,2 — коридорный пучок (102<Яе<103 и Re >6-106), 3,4 — шахматный пучок (102</?е<103 и Ле=>6-106)
При продольном обтекании в пучке коэффициент теплоотдачи с наружной стороны определяется по ранее приведенной зависимости (1.42), с той разницей, что здесь определяющим размером является, эквивалентный диаметр межтрубного пространства [13].
Эквивалентный диаметр межтрубного пространства для пучков с треугольной разбивкой трубок равен:
d
(3.19)
для пучков с квадратной разбивкой трубок:
d3
1,27
(3.20)
Как следует из анализа конструкций ПВД, в них возможны различные способы обтекания: продольное или перекрестное обтекание прямых труб в камерных ПВД, смешанное или перекрестное обтекание спиральных змеевиков в коллекторных ПВД.
Для расчета теплоотдачи со стороны межтрубного теплоносителя при продольном обтекании им прямотрубных пучков с относительными шаг ами 1,02 < S/d< 2,5 в [14] рекомендуется обобщенная зависимость
аж =а’(1 + 0,91Я<^(1-2е-в)],	(3.21)
где а,определяется по зависимости (3.7);
ReM определяется по эквивалентному диаметру межтрубного пространства.
Зависимость (3.21) применима для 3-103<Лел<106 и 0,66<Рг<5,0. За определяющую температуру следует принимать среднюю температуру пара в зоне ОП или конденсата в зоне ОК.
Среднюю теплоотдачу в пучке прямых трубок при перекрестном обтекании можно рассчитать по зависимостям (3.22) — (3.25) [13]
• для шахматных пучков при 103<Леж<1,5-105:
V’2 А
ам = 0,35 Re%6 Рг"’36	,	(3 22)
ан
при/?ел>1,5-103:
?’2	X
о = 0,031 — Re^3 Рг"’4 — ,	п 23)
\^2)	ан
• для коридорных пучков при 103<Яе<1,5• ТО5:
ал = 0,37 ReM’ Ргм’ — ,	(3.24)
“я
при Re >1,5-105:
а» = 0,033	(3,25) ,
“я
где Sj и 52 —продольный и поперечный шаги разбивки. Для вычисления Re* и физических параметров теплоносителей определяющей температурой является средняя температура потока, а определяющим размером — наружный диаметр трубок.
В турбоустановках с высокой начальной температурой острого пара (более 450 °C), а также при наличии промежуточного перегрева греющий пар, поступающий в ПВД, имеет достаточно высокий перегрев относительно его температуры насыщения, соответствующей давлению пара в корпусах таких аппаратов. Вследствие этого либо часть поверхности теплообмена ПВД выделяется под встроенный пароохладитель (ОП), либо группа ПВД имеет выносные пароохладители, подключенные различным образом и связанные с ПВД по питательной воде и греющему пару. Охладители конденсата ПВД также могут быть выносными или встроенными. В зонах ОП и ОК отечественных ПВД наиболее часто реализуются схемы с взаимным течением теплоносителей, приведенные на рис. 3.40, когда каждый ОП или ОК рассматривается как группа одинаковых теплообменников (одна колонна змеевиков — один теплообменник), для которых заданы только температуры обеих сред на входе в группу и выходе из нее [13,14].
Для схемы на рис. 3.40, а совместное решение уравнений теплового баланса и теплопередачи может быть представлено в виде функции
KF
рв
где т — число теплообменников в группе;
Рис. 3.40. Схемы взаимного течения теплоносителей в зонах ОП и ОК.
а—общий противоток, б - параллельное включение теплообменников; I, II... т — номера теплообменников; 1,2 — греющий и нагреваемый теплоносители
Рис. 3.41. Номограмма для расчета зон ОП и ОК при общем противотоке
Рис. 3.42. Номограмма для расчета зон ОП и ОК при параллельном включении теплообменников
При т > 3 схема течения приближается к общему противотоку. График функции (3.26) для случая общего противотока представлен на рис. 3.41.
При параллельном включении одной из сред (см. рис. 3.40,6) и т > 4 в случае перемешивания одной из сред в межтрубном пространстве совместное решение уравнений теплового баланса и теплопередачи дает следующее соотношение [14]:
= ч/i + '±РЦ. 1п ^~1и всрв	< GeCpg tyn — tle
(3.27)
Графическое решение уравнения (3.27) приведено на рис. 3.42.
При расчете зон ОП и ОК среднелогарифмический температурный напор определяется по известному соотношению (1.35):
1.^-
Jn
В зоне КП происходит основной нагрев питательной воды. Расчет зоны конденсации пара производится в соответствии с вышеприведенным алгоритмом расчета ПНД при отсутствии перегрева пара.
Зона ОК необходима для снижения термодинамических потерь, которые неизбежны при смешении потоков конденсата греющего пара и дренажа из подогревателя с более высоким давлением, а также для улучшения условий отвода конденсата в подогреватель с более низким давлением пара (при каскадном сливе конденсата). В зоне ОК рекомендуется охлаждать конденсат до температуры, не превышающей более чем на 10 °C температуру питательной воды на входе в подогреватель.
В золе ОК может нагреваться вся питательная вода (рис. 3.43, а) или часть ее расхода (см. рис. 3.43, б, в). Наиболее предпочтительной является последовательная схема подключения зоны ОК (рис. 3.43, а). Выбор конкретной схемы включения зоны ОК производится на основе технико-экономических расчетов. Температура питательной воды в точке смешения двух параллельных потоков из зон ОК и КП будет рассчитываться как средневзвешенная по соответствующим расходам:
,ОК /-»ОК , .КП /-»КП
,	_ Ч	+te  Ьд
СЛ*	Х-.ОК , у-<КП
Для расчета зоны охлаждения конденсата (ОК) необходимы следующие величины:
Исходные данные
t — температура конденсата греющего пара, °C Gn — расход конденсата греющего пара, т/ч G°“ — расход питательной воды через зону ОК, т/ч
— температура питательной воды на входе в зону ОК, °C
G* — количество дренажа, сбрасываемого в аппарат, т/ч
Рис. 3.43. Схемы включения зоны охлаждения конденсата по питательной воде.
а — последовательная, б — с байпасированием, в — параллельная первому ходу питательной воды; 1 — зона КП, 2 — зона ОК, 3 — дроссельная диафрагма
/к — температура дренажа, сбрасываемого в аппарат, °C
F°K — поверхность теплообмена зоны ОК, м2 dm — наружный и внутренний диаметры трубок, м — скорость воды в трубках, м/с материал трубок
Расчет зоны охлаждения конденсата производится следующим образом.
1.	В первом приближении задается температура конденсата на выходе из зоны ОК: /2°: = с+ю.
2.	Вычисляется суммарный расход конденсата в зоне OK: G°K - Gn + GK.
3.	Определяется средневзвешенная температура конденсата на входе в зону ОК:
' Gn + tK • GK Gn + GK
4.	Рассчитывается средняя температура конденсата:
tcp = ‘ +*2°к к 2
5.	В зависимости от типа пучка и схемы обтекания по формулам (1.42) или (3.16) — (3.24) рассчитывается коэффициент теплоотдачи со стороны конденсата а*.
6.	Вычисляется температура питательной воды на выходе из зоны ОК:
.ок _ .ок г2в ~ г1в
G0Kc в '-ре
7.	В зависимости от схемы обтекания по формулам (1.35)- (1.37) рассчитывается среднелогарифмический температурный напор Д/.
8.	Вычисляется средняя температура воды в трубках: tcep - t<p - Л/.
9.	По формуле (1.42) определяется коэффициент теплоотдачи с водяной стороны а.
10.	По формуле (3.6) рассчитывается коэффициент теплопередачи в зоне ОК—К°к.
11.	По формулам (1.39) — (1.40) вычисляется температура конденсата на выходе из зоны ОК и проверяется условие
,ок' щк 2к
,ок 2к
<е,
где е—заданная точность расчета, обычно 0,5... 1,0 %. Если условие выполняется, расчет можно считать законченным, если нет — расчет повторяется с п.2 с новым значением до достижения требуемой точности.
Зону ОП подогревателей низкого давления рекомендуется рассчитывать на пропуск всего расхода питательной воды. Если задана поверхность зоны ОП, то поверочный тепловой расчет зоны охлаждения пара сводится к расчету температур питательной воды и пара на выходе из зоны. В этом случае расчет зоны ОП производится в следующем порядке (заданы расход питательной воды, температуры теплоносителей на входе в зону, давление перегретого пара на входе в аппарат, расход пара в зону известен из расчета зоны КП).
1.	Задается температура пара на выходе из зоны ОП; в первом приближении:
,<>" - /
*2и - *и-
2.	По таблицам теплофизических параметров находятся или рассчитываются теплосодержания пара, соответствующие температурам и давлению пара на входе в аппарат: Й1(РЛ,ГЯ)ИЙ2(^).
3.	Вычисляется температура питательной воды на выходе из зоны ОП:
.ОП _ .ОП 12в ~ he +
-
G™cpe
4.	Рассчитывается средняя температура пара:
.	.U1I
tcp _ ‘п т *2и " 2
5.	Вычисляется средняя скорость пара в межтрубном пространстве: если известны проходные сечения и f2 на входе и выходе потока пара в зоне, то
( 1 1 )
wn = —~	;
2рД/1 Л/
если проходные сечения неизвестны, скорость пара приближенно можно определить из соотношения [13]

30
Jpn 
6.	В зависимости от типа пучка и схемы обтекания по формулам (3.16) — (3.26) рассчитывается коэффициент теплоотдачи со стороны пара ан.
7.	В зависимости от схемы обтекания по формулам (1.35)-(1.37) рассчитывается среднелогарифмический температурный напор Д/.
8.	Вычисляется средняя температура воды в трубках: tgP = t„p - At-
9.	По формуле (1.42) определяется коэффициент теплоотдачи с водяной стороны ав.
10.	По формуле (3.6) рассчитывается коэффициент теплопередачи в зоне ОП—К0".
11.	По формулам (1.39) — (1.40) вычисляется температура конденсата на выходе
из зоны ОП #2к и проверяется условие
.оп .оп'
*2л ~*2л
,оп 2л
< Е,
гдеЕ — заданная точность расчета, обычно 0,5... 1 % . Если условие выполняется, то расчет можно считать законченным, если нет — расчет повторяется с п.2 с новым значением до достижения требуемой точности.
Поверочный тепловой расчет аппарата, содержащего все три зоны теплообмена (рис. 3.44), должен производиться итерационным методом по приведенным выше алгоритмам, однако с той разницей, что неизвестно распределение поверхности аппарата между отдельными зонами. Это требует включения в поверочный расчет
Рис. 3.44. Тепловая схема подогревателя питательной воды при наличии трех зон поверхности теплообмена
/-чОП рОП , ОП i ОП °ПП *ПП Чш ппп
- Оквых J ^квых
элементов конструкторского расчета в части определения площадей поверхности зон КП, ОК и ОП.
Укрупненный алгоритм расчета такого аппарата выглядит следующим образом (заданы расходы питательной воды, параметры пара, температура на входе в аппарат):
1.	Рассчитывается зона конденсации пара (КП). При этом температура пара принимается равной температуре насыщения (или несколько превышает ее), а температура воды на выходе задается в первом приближении (Г2л< = Гя-10 °C). Величина поверхности зоны КП также предварительно задается. В результате расчета определяются конечные температуры теплоносителей и расход пара при заданной величине поверхности зоны КП.
2.	Рассчитывается зона охлаждения конденсата. Входная температура конденсата принимается равной температуре насыщения, температура дренажа — на 5... 10 °C ниже входной температуры воды в аппарат. Рассчитываются конечные температуры теплоносителей и величина поверхности зоны ОК.
3.	Подсчитывается температура воды на входе в зону КП как средневзвешенная температура воды на входе в аппарат и на выходе из зоны ОК. Производится новый цикл итерационного расчета зон КП и ОК до тех пор, пока итерационный процесс не сойдется. В результате получаются уточненные значения температур теплоносителей и поверхностей зоны КП и ОК.
4.	Определяется поверхность зоны охлаждения пара как разность между полной поверхностью аппарата и поверхностями зон ОК и ОП. Определяются температуры теплоносителей в зоне ОП при рассчитанном в зоне КП расходе пара и уточняется величина поверхности зоны. Если расчетная поверхность зоны не со-
„	,-/>11	КП	ПК	_кп
впадает с величиной: г =г — г -г, то подсчитывается новое значение г и расчет повторяется с п. 1 до достижения требуемой точности.
5.	Коэффициент теплопередачи в аппарате определяется, как средневзвешенная величина:
^-КП * у^тКП j	• Ji4®*! |	JfT’OK
К =------------------—----------------- .	(3.28)
Результаты расчета вертикального подогревателя по приведенному алгоритму являются интегральными и ближе соотносятся с результатами испытаний, чем расчетные характеристики без учета отдельных зон. Однако для более детального расчета аппарата с целью получения полей скоростей и температур по трубному пучку необходим позонный расчет, который производится на основе разбиения всей поверхности теплообмена на участки, где физические процессы и их основные характеристики носят достаточно стабилизированный характер; в пределах этих участков соблюдается постоянство схемы взаимного течения теплоносителей. Тепловой расчет каждого участка дает возможность получения более точных результатов, а средневзвешенные по всей поверхности аппарата интегральные характеристики должны давать значения, отражающие особенности физических процессов в аппарате в целом.
Определение поверхности зон ОП, КП и ОК и разбиение поверхности теплообменного аппарата на эти зоны производят с учетом параметров его работы (вели-
чины перегрева, давления пара, расхода теплоносителей и их температур), что, в свою очередь, определяется прежде всего местом аппарата в схеме паротурбинной установки. Разделение трубного пучка на участки осуществляется с учетом конструкции аппарата и компоновки трубного пучка последовательно по ходам охлаждающей воды. Каждая промежуточная перегородка, через которую проходят трубки любого хода охлаждающей воды, отсекает от пучка количество участков, равное числу ходов охлаждающей воды. Итак, весь трубный пучок разбивается на N участков так, что N= (п + V) -z, где п — число промежуточных перегородок, не лежащих в одной плоскости; z — число ходов охлаждающей воды.
Определение принадлежности каждого участка к той или иной зоне поверхности теплообмена осуществляется по ходу парового потока таким образом, чтобы суммарная поверхность выбранной группы участков соответствовала поверхности зоны. Если граница зоны не совпадает с границей участка, проходящей по промежуточной перегородке, такой участок разбивается на два участка, внешние границы которых совпадают с промежуточными перегородками, а смежной границей является граница зоны.
Расчет характеристик теплообмена внутри отдельного участка поверхности теплообменного аппарата производится по приведенным выше зависимостям. Дифференцированный расчет теплообмена позонным методом позволяет не только учесть влияние конструктивного выполнения поверхности теплообмена, компоновки трубного пучка, материала трубок и геометрии их профилирования, но и уточнить расчет, введя в рассмотрение дополнительные факторы, влияющие на процесс теплообмена, например гидравлическую проницаемость промежуточных перегородок. Использование ЭВМ дает возможность произвести позонные расчеты для аппаратов, имеющих достаточно сложную схему взаимного течения теплоносителей при большом числе промежуточных перегородок и различных способах подвода пара к пучку.
Исходными данными для позонного расчета являются режимные параметры работы подогревателя: температура и расход охлаждающей воды, температура и давление греющего пара; геометрические и конструктивные характеристики и признаки всех участков поверхности аппарата (проходные сечения, площадь поверхности, длины и диаметры трубок, признаки, указывающие на принадлежность каждого участка к одной из зон поверхности, и схема взаимного течения теплоносителей в участке — прямоток, противоток и т.д.). Задается также распределение расхода пара по отдельным участкам поверхности в виде уравнений, показывающих, из каких участков поверхности пар поступает в данный участок, например,
G(N) = G  (N- 1) - G\ (N- 1) ,
где G(N) — расход пара на входе в N-й участок;
G  (N-Г) — расход пара на входе в предыдущий участок;
G • (N-1) — количество пара, сконденсировавшегося в предыдущем участке.
Расчет теплообмена внутри участка осуществляется итерационным методом, когда предварительно задаются, а затем уточняются до достижения требуемой точности (0,5 %) значения конечных температур теплоносителей. Выходные данные расчета предыдущего участка являются исходными для расчета последующего
I I I I I I I
участка. Расход греющего пара на аппарат получается в первом цикле расчет? тем суммирования количества пара, сконденсировавшегося во всех участках з КП, и затем уточняется в следующих циклах расчета. Таким образом, итеращ ный процесс осуществляется на двух уровнях — внутри каждого отдельного; стка и по всему аппарату в целом.
В результате конструкторского расчета определяются поверхность наг/, и конструктивные размеры подогревателя. Исходные данные принимаются из j чета тепловой схемы ПТУ либо по результатам испытаний аппарата в услов эксплуатации. Для конструкторского расчета задаются параметры и расходы i доносителей, а также факторы компоновки аппарата по отношению к турбоагрега
Исходные данные
Рн — давление пара в корпусе аппарата, МПа tu — температура греющего пара, °C Gt — расход питательной воды, т/ч tit — температура питательной воды на входе в аппарат, °C tu — температура питательной воды на выходе из аппарата, °C tK—температура дренажа, сбрасываемого в аппарат, °C </я, dtH — наружный и внутренний диаметры трубок, м Z — число ходов воды
А,сл|— теплопроводность материала трубок, Вт/(м-К)
Расчет величины поверхности теплообмена производится в следующем порядь
1.	По уравнению теплового баланса определяется тепловая нагрузка подогревах ЛЯ. Q — GgCpgftje ~ Чв)'
2.	Вычисляется среднелогарифмическая разность температур А/ по формуле (1.38
3.	Определяется средняя температура воды по зависимости: tc? = tH -Ar.
4.	По формуле (1.42) рассчитывается коэффициент теплоотдачи с водяной сторс ны ае.
5.	Температура стенки трубок поверхности теплообмена подогревателя опредс лится из соотношения (2.49).
6.	Определяется величина разности температур между паром и стенкой: АГм =
7.	Вычисляется температура пленки конденсата: = (tH +tcm)/2, и по этой темпера туре с помощью формулы (3.13) определяется критическая разность температур (AQ
8.	Проверяется условие &„_< &tKp- Если условие выполняется, коэффициент теплоотдачи с паровой стороны ая рассчитывается по формуле (3.11), если нет — по формуле (3.12).
9.	По зависимости (3.6) рассчитывается значение коэффициента теплопередачи К.
10.	По формуле (3.5) рассчитывается площадь поверхности теплообмена аппарата.
11.	С учетом принятой максимальной скорости воды в трубках, соответствующей выбранному материалу трубок, по формуле (1.10) рассчитывается количество трубок поверхности теплообмена N.
12.	Средняя длина трубок определяется по известным площади и количеству тру-
бок: I =-----; необходимая длина U- или П-образных трубок определится
ndHN
после детальной разбивки отверстий на трубной доске.
Полученные расчетные величины поверхности, количества и длины трубок уточняются с учетом размеров трубной доски, компоновки трубок и других факторов.
3.3.2.	Методика гидродинамического расчета поверхностных аппаратов
Расчет гидравлического сопротивления поверхностных аппаратов производится с целью определения потерь давления в них при различных расходах теплоносителей.
Гидродинамическое сопротивление подогревателя Н складывается из сопротивления пучка трубок или змеевиков, сопротивления водяных камер (или коллекторов для коллекторных ПВД) и подводящих трубопроводов:
Н = Нтр + Нк,	(3.29)
где Н — гидравлическое сопротивление пучка (или спиральных труб змеевика); Нк — гидравлическое сопротивление водяных камер (или коллекторов) и подводящих трубопроводов.
Гидравлическое сопротивление трубок пучка определяется потерями на трение при течении воды в трубках поверхности теплообмена, а сопротивление водяных камер (коллекторов) включает в себя потери напора на местные сопротивления, которые встречаются по пути движения потока воды в аппарате, в том числе потери давления от удара и поворота потока во входной, выходной и промежуточных водяных камерах.
В общем случае падение напора по тракту аппарата определяется по форму-ле[16]
2
АР = ^+^ )Р^-,	(3.30)
£
рю2
где ------скоростной напор, кПа;
^тр — коэффициент сопротивления трению;
— сумма коэффициентов местных сопротивлений.
Коэффициент сопротивления трению гладких прямых, U- и П-образных трубок рассчитывается по формуле
^тр ~ я ’	(3-31)
ивн
где Е, — коэффициент трения;
L — общая длина пути воды в трубках поверхности теплообмена, м.
Коэффициент сопротивления трению спиральной трубы (змеевика), согласно [14], определяется как
Qmp = Q,5n + t±- ,	(33:
"ей
где п — количество витков в спирали.
Величина коэффициента трения % зависит от шероховатости поверхности ст< нок трубок и от режима течения теплоносителя, определяемого числом Рейнольд са (Re). В диапазоне изменения числа Рейнольдса от 104 до 5-106 можно рассчиты вать коэффициент трения по зависимости [14]
§ = (1,821 • 1g Re - 1,64)2.	(3.33)
Шероховатость поверхности стенок трубок характеризуется величиной
А , которая называется эквивалентной шероховатостью и представляет со-“ви
бой отношение абсолютной шероховатости Д к внутреннему диаметру трубок. Для стальных трубопроводов, согласно [16], абсолютная шероховатость Д = 0,1-103 м, для межтрубных каналов Д = 0,2-10-3 м.
На рис. 3.45 представлена зависимость коэффициента трения от числа Рейнольдса и эквивалентной шероховатости.
Для упрощенных оценочных расчетов гидравлического сопротивления типовых подогревателей (как горизонтальных, так и вертикальных) широко применяется формула С.Ф. Копьева, представляющая собой зависимость (3.30), в которой, однако, коэффициент трения £ равен 0,03 для стальных трубок и 0,02—для латунных.
Коэффициенты местных сопротивлений учитывают потери давления, связанные с ударами, расширениями и сужениями потока при входе и выходе его в водяных камерах или коллекторах, а также при повороте потока в гибах трубок, коленах паропроводов или через перегородки.
Коэффициенты местных сопротивлений зависят исключительно от конструкции подогревателя и его элементов и приводятся ниже [13,16]:
Вход и поворот во входной и выходной камерах......1,50
Поворот потока на 180° через промежуточную камеру.2,50
Поворот потока на 180° в трубах...................0,50
Огибание межтрубных перегородок...................1,50
Выход из межтрубного пространства под углом 90°...1,00
Вход в межтрубное пространство под углом 90°......1,50
Вход потока в спираль.............................1,25
Выход из спирали..................................1,00
Влияние кривизны спирали..........................0,50
Для ПНД и камерных ПВД сумма коэффициентов местных сопротивлений определяется по формулам
• для прямотрубных аппаратов:
Е £ = 3 + 2,5 • (z - 1);	(3.34)
Рис. 3.45. Зависимость коэффициента трения от числа Рейнольдса и характеристики шероховатости для техни-Д чески гладких и шероховатых труб
• для аппаратов с U- и П-образными трубками:
УЧ = 3 + 2,5- --1+0,5--, U J 2
(3.35)
где z — число ходов воды в аппарате.
^Коэффициент сопротивления входа в трубу из коллектора находится из табл.3.9
Для коллекторных ПВД коэффициент сопротивления выхода потока из труб в коллектор при п > 2 определяется по зависимости
£ = 1,1 + 0,9л2
\,“ви /
(3.36)
где d™J‘ — внутренний диаметр коллектора, и;
dtH — внутренний диаметр трубок змеевика, м;
п — количество подводящих труб от начала коллектора до первой отводящее трубы.
Тип коллектора	С
Раздающий с торцевым или угловым подводом при числе рядов труб не более 10 То же при числе рядов труб от 11 до 15 То же при числе рядов труб более 15 Собирающий с торцевым отводом То же с угловым отводом	0,7 1,0 1,4 (. V] 0,5+ 1	fit-  кол \ ивн / ( . А 0,7+ — </кол 1
Табл. 3.9. Значения коэффициентов сопротивления входа (Q из коллектора в трубу
Рис. 3.46. Коэффициент сопротивления гибов и колен
Коэффициенты сопротивления гибов труб и колен определяются по рис. 3.46 в зависимости от отношения радиуса скругления гиба или колена к наружному диа-
метру трубы
Ju,
[13] при различных углах поворота а.
Коэффициенты сопротивления внезапного сужения и расширения потока определяются по формулам
(3.38)
где fe — суженное сечение.
Если конструкция или состояние поверхности аппарата меняются таким образом, что это влечет за собой изменение гидравлического сопротивления, это обстоятельство может быть учтено повышающими или понижающими множителями — поправками, которые вводятся либо к общему гидравлическому сопротивлению, либо к его составляющим.
Расчет парового сопротивления аппаратов
Паровое сопротивление аппарата, т.е. разность давлений пара при входе в аппарат и в конце траектории его движения, зависит от конструкции аппарата, компоновки трубного пучка, скоростей пара на входе в пучок и в межтрубном пространстве, а также от параметров и режима работы аппарата.
В общем случае оценить величину парового сопротивления позволяет известная зависимость [13,16]
^Рп=^тр-2^-,	(3-39)
где £ — коэффициент аэродинамического сопротивления пучка;
рл— плотность пара, м3/кг;
—средняя скорость пара в межтрубном пространстве (для конденсирующих аппаратов в первом приближении можно принять величину средней скорости, равной половине скорости пара на входе в аппарат), м/с.
При продольном обтекании гладкотрубных пучков в диапазоне изменения чис-
лаРейнольдса межтрубного теплоносителя ( Кем = ——3 ) 2- 104<ReM<5- 10б коэф-
vn
фициент сопротивления рассчитывается по уравнениям [13]
•	для треугольной разбивки трубного пучка:
— = 0,57 + 0,18| — -1 С	Ин .
с
+ 0,53 1 - ехр - 0,58 - 9,2 — - 1
I Ин
’ (3.40)
•	для квадратной разбивки трубного пучка:
С	( V
= 0,59 + 0,19 — -1
£	Ин	у
। V
+ 0,52 1 —ехр -10------1
I Ин .
(3.41)
где = 0,316 Ае"°’25;
S—шаг разбивки трубного пучка.
Согласно [13], падение давления межтрубного теплоносителя в зонах ОП и ОК коллекторных ПВД определяется по зависимости
~ 3,4исекч - ,	(3.42)
где псекц — количество секций в ПВД.
Здесь физические параметры теплоносителя вычисляются по средней температуре конденсата в ОК и пара в ОП, а скорость — по площади поперечного сечения секции за вычетом суммарной площади сечения трубок.
Коэффициенты сопротивления при поперечном обтекании шахматных пучков трубок (6-103</te<6-106) определяются по одной из следующих формул [13]:
при А =	< о,53	= 2,8 (/ + 1)Яе“°>25,	(3.43)
при А > 0,53	С,тр = 3,86 (/ + 1\[а - Лс0’25,	(3.44)
Si
где Vi = — — относительный поперечный шаг разбивки трубного пучка;
s2
Ч>2 = — — относительный продольный шаг разбивки трубного пучка;
Sj — поперечный шаг, м;
S2 — продольный шаг, м;
i — число рядов трубок по направлению течения потока.
При поперечном обтекании коридорного пучка трубок коэффициент сопротивления определяется соотношениями:
при Vi <у2 £	= 1»52|	—||	(vx - 1) °’5 i Re °’2,
(3-45)
при V|/l > V2
= 0,32
— 1
—--------0,9
-0,68
I (V1 - l)-°’^e-0’2
(3-46)
Паровое сопротивление тракта, на котором происходит конденсация пара, подсчитывается по формулам (3.43) — (3.46) с введением поправочного коэффициента К= 1/3.
3	.3.3. Методики теплогидравлического расчета смешивающих аппаратов
Первым этапом теплового расчета смешивающего подогревателя является составление баланса теплоты, на основе которого определяют полный расход греющего пара на каждый аппарат и расходы непосредственно из отборов турбины.
Расчет каждого смешивающего подогревателя выполняется, как правило, для номинального и максимального (пикового) режимов работы турбоустановки. Благодаря высокой интенсивности теплообмена в смешивающих подогревателях их тепловая эффективность не снижается с уменьшением нагрузки турбоустановки. В связи с этим тепловой расчет подогревателей при частичных нагрузках турбоустановки не производится.
На рис. 3.47 представлены схемы включения смешивающих подогревателей низкого давления Ш и П2 в комбинированной системе регенерации по гравитационному принципу и с перекачивающими насосами. Здесь же показаны основные потоки, поступающие в подогреватели и выходящие из них.
Уравнения материального баланса для каждого из аппаратов имеют вид:
C„i + 6,2 + GOK = GneX + 6«i;	(3.47)
6„2 + 6„,i + 6„, + Gmc + GK = Gnei + 6,2,	(3-48)
где Gm— расход основного конденсата, поступающего в ГН, кг/ч;
GK — расход конденсата греющего пара, подводимого в П2 из поверхностного подогревателя с более высоким давлением, кг/ч;
6	Сы2 — расход конденсата, выходящего соответственно из Ш и П2, кг/ч;
6пл. — расход паровоздушной смеси, подводимой к П2 из поверхностного подогревателя с более высоким давлением, кг/ч;
GKn — расход конденсата, подводимого к П2 из посторонних источников (конденсат греющего пара сетевых подогревателей, калориферов и т.д.), кг/ч;
G,, Gnl — расход греющего пара из отборов турбины на Ш и П2, кг/ч;
Рис.3.47. Расчетные схемы потоков подогревателей П1 и П2.
а - гравитационная схема, б - схема с перекачивающими насосами
<7в1, ^«2 — расход выпара подогревателей Ши П2, кг/ч.
Соотношение между потоками теплоты, подведенными к данному смешивающему подогревателю и отведенными от него, определяется балансами теплоты:
Gnihni + Ge2he2 + GoJiOK = Gneihi + Geihti + Qojaii;	(3.49)
Gn2hni+ Gmihi + GKI,hK„ + G„echnec + GJtK = Gn,2h2 + Слйл + Q0XJl2,	(3.50)
где hni, hn2 — теплосодержание греющего пара на входе соответственно в Ш и П2 (при соответствующем давлении и температуре на входе в данный подогреватель), кДж/кг;
йр й2— теплосодержание конденсата на выходе из Ш и П2, кДж/кг;
hm—теплосодержание основного конденсата, поступающего в подогреватель Ш, кДж/кг;
й<2— теплосодержание выпара (паровоздушной смеси), подводимого в П1 из
П2 (берется по давлению в Ш), кДж/кг;
йв1 — теплосодержание выпара, отводимого из П1 (берется по давлению в П1), кДж/кг;
йк — теплосодержание конденсата греющего пара, подводимого из поверхностного подогревателя с более высоким давлением пара в корпусе, кДж/кг;
hKn — теплосодержание потоков конденсата, подводимого от посторонних источников, кДж/кг;
hntc—теплосодержание паровоздушной смеси, подводимой из поверхностного подогревателя с более высоким давлением пара в корпусе, кДж/кг;
Q„xja — потери теплоты Ш и П2 в окружающую среду, кДж/кг.
Расходы и потоки теплоты с отводами и поступлениями паровоздушной смеси, а также потери теплоты аппаратом в окружающую среду составляют доли процента общего расхода теплоты в аппарате, и поэтому в расчете баланса теплоты они могут не учитываться.
Расходы выпара (Gel и G<2) из Ш и П2 определяются на основе нормативных значений для вакуумных деаэраторов, согласно которым удельный расход выпара для данных условий может быть принят равным 3 кг/т номинального расхода питательной воды из этих аппаратов [30]. При наличии деаэратора расход выпара может быть уменьшен и принят, как для поверхностных ПНД, равным 0,25 % расхода греющего пара.
Следующим этапом расчета являются определение нагрева воды в струйных отсеках смешивающих подогревателей и выбор основных геометрических параметров этих отсеков.
Процесс теплообмена при струйном дроблении воды в потоке пара или паровоздушной смеси зависит от параметров, физических свойств сред и ряда конструктивных факторов, основными из которых являются абсолютное давление в аппарате, кинетическая энергия набегающего парового потока, начальная скорость воды в струях, длина и диаметр струй, содержание воздуха в паровоздушной смеси.
Для определения нагрева воды в струях при их поперечном омывании потоком пара или паровоздушной смеси рекомендуется применять зависимость, полученную в ЦКТИ применительно к условиям работы вакуумных ПНД смешивающего
типа [15,30]. В критериальной форме уравнение, описывающее процесс теплообмена в струях при вакууме и давлении, близком к барометрическому, имеет вид:
1g -и-~ '' = 0,085 - Lap0,33K~0,i3 РГ0’62 Fr~0>33 (1 - п),	(3.51)
tH - t-у	d
rt L
где tn — температура насыщения пара, соответствующая его давлению в данном аппарате перед струйным пучком, °C;
/р /2 — температура воды в начале и конце струи, °C;
I — длина струй, м;
d— диаметр отверстий в тарелке, определяющий начальный диаметр струй, м;
Lap — число Лапласа;
А-=г/[ср(/2-/,)] — число фазового перехода, учитывающее количество пара, конденсирующегося на поверхности струй в данном отсеке;
г — теплота фазового перехода при соответствующих давлении и температуре пара в аппарате или его отсеке, кДж/кг;
ср — теплоемкость воды, кДж/кг;
Рг — число Прандтля для воды на линии насыщения;
Fr — число Фруда;
(1-П) — комплекс, учитывающий влияние парциального давления воздуха в греющем паре (паровоздушной смеси);
П =	— отношение массового содержания воздуха в греющем паре к
суммарному количеству воздуха и пара;
Gew<)— массовое содержание воздуха в греющем паре, кг/ч;
— расход паровоздушной смеси, кг/ч.
Уравнение действительно при следующих параметрах процесса:
•давление— 1...130 кПа;
•	начальный температурный напор (разница температур теплоносителей на входе в аппарат) — от нуля до максимально возможного при данном давлении в аппарате;
•	динамическое давление, создаваемое набегающим на струйный пучок паровым потоком, рлн|2л, (где рлн’я— плотность и скорость пара) — 4...60 Па;
•	содержание воздуха в паровоздушной смеси — до 40 %;
•	начальная скорость воды в струях — 0,8... 1,7 м/с;
•	диаметр струй — 0,002—0,015 м;
•	длина струй — 0,2...0,7 м.
Опыт проектирования и эксплуатации смешивающих подогревателей в разных схемах иусловиях позволяет рекомендовать при проектировании приведенные ниже параметры.
Начальную скорость истечения воды из отверстий в тарелках (лотках) следует принимать равной 1 м/с. При такой скорости практически отсутствует эрозионный износ отверстий, что обеспечивает долговечность работы аппарата и постоянство его показателей. Кроме того, слой воды на тарелках будет иметь умеренную высоту, что усилит ее дополнительный подогрев через верхнюю поверхность слоя и улучшит условия выделения через нее растворенных газов, в том числе и тех, которые эжектируются вместе с паром падающими струями воды.
Для развития поверхности контакта фаз целесообразны относительно небольшие диаметры отверстий (d= 0,005...0,010 м), а толщина перфорированных листов тарелки должна быть 6... 10 мм. При указанных условиях коэффициент расхода через отверстия будет приблизительно равен 0,6.
Для ограничения конденсирующей способности струй в первом струйном пучке или его части, выполняющей роль охладителя паровоздушной смеси, диаметр отверстий, а следовательно, и струй в этой зоне может быть увеличен до 0,02 м. Отверстия на тарелках лучше располагать в шахматном порядке, в вершинах равностороннего треугольника со стороной не менее 2,5d.
Одним из основных факторов, определяющих эффективность, надежность и габаритные размеры смешивающих подогревателей со струйными отсеками, является динамическое давление набегающего на струйный пучок парового потока
рпи>2, характеризующее кинематическую энергию взаимодействия фаз. Как пока-
зали результаты экспериментальных исследований, p„w„ должно быть равно 4...50 Па. Рекомендуемые значения динамического давления набегающего парового потока: для струйных пучков основного нагрева конденсата — 25...45 Па; для пучка воздухоохладителя — 5... 10 Па.
Длину струй в аппаратах можно принимать равной 0,2...2,0 м.
Формула (3.51) получена для струй длиной не более 0,7 м. Однако, учитывая линейный характер зависимости теплообмена от этого параметра, ее можно рекомендовать и для струй большей длины.
Содержание воздуха в греющем паре реальных аппаратов, как правило, не превышает 0,1 %.
Целью дальнейшего расчета является определение нагрева конденсата в каждом струйном каскаде (пучке) при выбранных длинах и диаметрах струй. Тепловой расчет подогревателя — основа для выбора конструктивных величин и последующего гидродинамического расчета.
В процессе расчета количество струйных пучков каскадно сливающегося конденсата и длина струй в каждом пучке могут меняться в зависимости от гидродинамических и конструктивных показателей. Тепловой расчет ведут последовательно для каждого из струйных пучков, начиная с верхнего.
Для расчета нагрева конденсата в струях формулу (3.51) целесообразно применять в параметрическом виде (без учета сомножителя А/-0,13, близкого к единице):
igtji—— = °’053 -(-Лг	>
Рг0’62	J or/
(3.52)
где wc„— средняя скорость пара в пучке струй, м/с;
— начальная скорость воды (скорость истечения) в струях, м/с;
о — поверхностное натяжение для воды на линии насыщения (рис. 3.48), Н/м;
g — ускорение свободного падения, м/с2.
С учетом принятой конструкции подогревателя, а также вышеприведенных рекомендаций выбирают диаметр и шаг отверстий на перфорированной тарелке пер-
вого струйного пучка, длину струй пучка, примерную площадь перфорации тарелок, определяют массовое количество воздуха, поступающего в аппарат с греющим паром.
По выбранным значениям шага отверстий и площади перфорации тарелки определяют количество отверстий:
F sin 60°
« =-----5--,
S2
где F — площадь перфорации тарелки, м2;
S — шаг отверстий при разбивке по равностороннему треугольнику, м. Скорость воды на выходе из отверстий тарелки:
Ge we ---------—
0,785nJzpe
(3.53)
(3.54)
где pg — плотность воды, кг/м3.
Если скорость воды в отверстиях выходит из допустимых пределов (по гидростатическому уровню на тарелке или величине нагрева), то изменяют какую-либо из определяющих ее величин (площадь перфорации тарелки или отношение шага разбивки к диаметру отверстий).
Нагрев конденсата в пучке струй определяют методом последовательного приближения. Ориентировочно принимают значение нагрева конденсата в струйном пучке и вычисляют соответствующее этому нагреву количество сконденсированного пара:
GK„ = GKM(hn-h2),
где А/ = /2- — нагрев конденсата в струйном пучке, °C; йл — теплосодержание греющего пара, кДж/кг;
h2 — теплосодержание воды в конце струи, кДж/кг.
(3.55)
Рис. 3.48. Коэффициент поверхностного натяжения и число Прандтля для воды на линии насыщения
Далее находят скорость пара на входе и выходе из струйного пучка при поперечном омывании струй паровым потоком:
н>впх = G“/(3600/L«p„);
<«=G«‘«/(3600Z£ewtp„),	(3-56)
где G„x ~ G* + G„lx — расход пара на входе в струйный пучок, кг/ч; для первого струйного пучка (последнего по ходу пара) G‘b,x является суммарным количеством выпара из аппарата и пара, сконденсированного на поверхности конденсата в водяной камере;
LM и Ltux— развернутая ширина струйного пучка на входе и на выходе пара, м; величина выбирается конструктивно с учетом из допустимых значений рин’2л парового потока.
Среднюю скорость пара в струйном пучке при (wenx / wenhlx )< 1,7 вычисляют как среднеарифметическую: wn = (	+ wbblx )/2.
При (wenx / w^blx )> 1,7 среднюю скорость пара в струйном пучке определяют как среднелогарифмическую:
По выражению (3.52) определяют температуру конденсата на выходе из струйного пучка и сравнивают с принятой. Если расхождение превышает 0,1 °C, следует изменить принимаемый нагрев конденсата в пучке и повторить расчет.
Гидравлический расчет. В результате гидравлического расчета, выполняемого параллельно с тепловым, определяются уровни конденсата на перфорированных тарелках, что позволяет правильно выбрать высоту их бортов. Высота бортов должна быть выше уровня воды на тарелках в режиме максимальной нагрузки.
Гидравлический расчет также дает возможность оценить правильность выбора проходных сечений для пара и распределения тепловых нагрузок по струйным пучкам (отсекам) подогревателя, возможность их тепловой и гидравлической перегрузок. Он включает в себя определение высоты слоя воды (гидростатического уровня) на тарелках при отсутствии расхода пара в аппарате, а также определение высоты слоя воды (динамического уровня) на них при нормальной работе подогревателя. Высота слоя воды (гидростатический уровень) на перфорированных тарелках определяется по формуле
A = M>2/(2gp.2),	(3.57)
где р — коэффициент расхода для круглых отверстий.
Динамический уровень воды на тарелке при противоточной схеме аппарата превышает гидростатический на величину потери напора, вызванной гидравлическим сопротивлением тракта при перепуске пара через струйный пучок в отсек, лежащий выше тарелки, т.е.
hd = h + (Ap(m Ig рп) + (A/^ Ig Pn),
(3.58)
где Aprm — потери давления при движении потока пара через струйный пучок, Па;
— потери давления в местных сопротивлениях при перепуске пара в вышележащий отсек, Па;
ря — плотность пара, кг/м3.
Потери давления при движении пара через струйный пучок:
&pcm = zbp0,	(3.59)
где z — количество рядов струй в направлении движения пара;
Дро— потери давления при прохождении пара через один ряд струй, ориентировочно принимаемые равными 20 Па.
Количество рядов струй:
z = m/Scp,	(3.60)
где т — глубина струйного пучка в направлении движения пара, м;
S = S sin60° — среднее расстояние между рядами струй при шахматном расположении отверстий на тарелке (в вершинах равносторонних треугольников),м. Потери давления из-за наличия местных гидравлических сопротивлений при перепуске пара в вышележащий отсек:
^ = E^(p„^/2g),	(3.61)
где — сумма коэффициентов местных сопротивлений.
Для рассматриваемой конструкции аппарата основное сопротивление возникает при повороте парового потока на 180° и проходе пара через зазор между корпусом аппарата и бортом тарелки. Для этой конструкции обычно принимается = 3.
Учитывая возможность определенного загрязнения перфорированных листов, возможную неточность в определении динамического уровня конденсата и вероятную степень перегрузки аппарата, высоту бортов тарелок обычно принимают на 60...70 % больше расчетной.
При конструировании аппарата в ряде случаев необходимо знать снос струйного пучка под действием парового потока. Для этой цели рекомендуется использовать зависимость угла отклонения струйного пучка от направления действия кинетической энергии набегающего потока пара p„w^ (рис. 3.49).
Расчет барботажной ступени смешения. Применение барботажных устройств целесообразно либо для устранения малого недогрева конденсата и для его деаэрации, либо для дополнительного нагрева конденсата в конденсатосборнике за счет дополнительных потоков пара и горячего конденсата, давление которых превышает давление в данном аппарате. При этом, если в первом случае целесообразно использование «незатопленного» барботажного устройства, расположенного над уровнем конденсата в аппарате, то во втором барботажное устройство устанавливается в нижней части конденсатосборника.
Как показывают исследования и опыт эксплуатации барботажных деаэраторов, наиболее эффективно применение непровального принципа барботажа, при котором вода при движении по перфорированному листу непрерывно и многократно обрабатывается паром, подводимым под лист и проходящим через отверстия в нем.
Рис. 3.49. Зависимость угла отклонения струйного пучка от направления кинетической энергии набегающего парового потока
Под листом образуется паровой слой («подушка»), который предотвращает провал жидкости через отверстия листа. Гидродинамическая устойчивость непровального барботажного листа определяется скоростью прохождения пара через его отверстия. Минимально необходимая скорость может быть определена по эмпирической формуле [15,30]:
WMUH 20,6 / -Jp„ , где ря— плотность пара под листом, кг/м3.
Высота парового слоя под листом:
(3-62)
hnod = 2 \'°2/((Ж -£Pn)2rf)+ &*>оРП /(2g(pe - Pn )) ,	(3-63)
где d — диаметр отверстий в перфорированном листе, м;
н’о — скорость прохождения пара через отверстия листа, м/с;
= 1,8— коэффициент гидравлического сопротивления перфорированного листа.
В незатопленном барботажном устройстве при движении конденсата через порог на листе устанавливается слой воды:
о — ^пер + 1>26 3,
G2K gl2
(3-64)
где hmp — высота переливного порога (м), принимаемая обычно в пределах 0,05-0,10 м;
I — длина порога, м.
При барботаже высота динамического слоя воды на листе в диапазоне изменения давления в подогревателе от 3 до 50 кПа может быть определена по формуле
= (0,8 - 0,117р„щ2„)йо,
(3.65)
где н>я — приведенная скорость пара в слое воды над листом, м/с.
Эта зависимость действительна при изменении величины р„	от 0,15 до 1,5 Па.
Паровое сопротивление барботажного устройства является суммой сопротивления сухого перфорированного листа, сопротивления, обусловленного силами поверхностного натяжения, и сопротивления двухфазного слоя. Сопротивление сухого перфорированного листа равно: др\= (£р„ н>° )/2; сопротивление слоя воды над листом, обусловленное силами поверхностного натяжения: Др2 = 4ald ; сопротивление двухфазного слоя над листом: Др3 = g ркл.
При расчете затопленного барботажного устройства определяют нагрев конденсата на барботажном листе по уровню теплового баланса и геометрические параметры листа, исходя из приведенных выше условий его работы в непровальном режиме.
Тепловой баланс деаэратора. Тепловой баланс деаэрационной установки составляется для определения полного расхода пара, подводимого к деаэратору. В зависимости от тепловой схемы энергоустановки в деаэратор вводится то или иное количество потоков пара и воды. Тепловые балансы должны рассматриваться для режимов работы деаэратора, указанных в техническом задании на проектирование [23].
При избытке теплоты в деаэраторе (отрицательный расход пара) техническое задание на проектирование деаэратора подлежит уточнению, в ходе которого должны быть дополнительно проанализированы и проверены условия работы деаэратора в тепловой схеме установки.
В общем виде уравнение теплового баланса деаэратора записывается как равенство потоков теплоты, введенных в деаэратор и вышедших из него:
(з.бб) где Qx — теплота, внесенная с основным потоком греющего пара, кВт;
б2—теплота, внесенная с некипящими потоками воды, кВт;
— теплота, внесенная с кипящими потоками воды, кВт;
б4—теплота, внесенная с прочими потоками пара, кВт;
6S—теплота, отведенная с деаэрированной водой, кВт;
б6—теплота выпара, кВт;
б7— потеря теплоты деаэратором в окружающую среду, кВт;
б8—теплота пара, отбираемого из деаэратора, кВт.
Составляющие теплового баланса определяются, согласно [11,23], по следующим зависимостям.
•	Количество теплоты, подведенной с основным потоком греющего пара'.
Q.=Dhn,	(3.67)
где Dn — расход пара, кг/с;
hn — теплосодержание пара, определяемое по его давлению и температуре на входе в деаэратор, кДж/кг.
•	Количество теплоты, подведенной с некипящими потоками воды.
Qz = ^G2kh2k ,	(3.68)
Л=1
где G2A — расход к-го некипящего потока воды, кг/с;
hlk—теплосодержание А-го некипящего потока воды при его температуре, кДж/кг;
•	Количество теплоты, подведенной с кипящими потоками воды :
т
6з ~ У. ^ЗлЛз* ’ А=1
где G3k — расход k-го некипящего потока воды, кг/с;
йЗА — теплосодержание к-го некипящего потока воды, кДж/кг;
• Количество теплоты, подведенной с прочими потоками пара :
т
Оа - У ’
к=1
(3.69)
(3.70)
где D4k — расход пара данного потока, кг/с;
h4k — теплосодержание пара данного потока при давлении и температуре на входе в деаэратор, кДж/кг.
• Количество теплоты, отводимой с деаэрированной водой :
б5 = %,	(3.71)
где Gs — расход деаэрированной воды (производительность деаэратора), кг/с;
й3 — теплосодержание деаэрированной воды при температуре насыщения, соответствующей давлению в деаэраторе, кДж/кг.
Производительность деаэратора по воде определяется по формуле
т	т
AT
< л ^ЗА “
'Зк ~ °ЗА------------
Jt=lL	Гд
(3.72)
+ Dk ’
где гЛ — теплота фазового перехода при давлении в деаэраторе, кДж/кг; Dk — количество сконденсировавшегося в деаэраторе пара, кг/с. Величина Dk определяется из соотношения
„ _ Х[С2а (Лй “ Л2*)] П
/JA ~	-~---------
^ср
(3.73)
где hcp — среднее теплосодержание пара, определяемое по формуле
^ср
т	т	(h _ h А
Ш + £ D4flh4k + £ G3* -“-A k k=l k=l	\	r<) J
m
Dn + У &4k
k=l
^G3k Пзк ~ hd k=l I Гд >
(3-74)
• Количество теплоты, отводимой с выпаром :
Q6=D6htbin,	(3.75)
гдей6—расход выпара, кг/с. Эта величина должна приниматься из расчета 1,5...2,0кг на 1 т деаэрированной воды (при среднем подогреве воды в деаэрационной колонке менее 10°С удельный расход выпара следует принимать равным 3 кг на 1т деаэрированной воды).
Расход выпара на деаэратор составит
D6 = (1,5...2.0) Gs IO’3.	(3.76)
Теплосодержание паровоздушной смеси выпара условно может быть принято равным теплосодержанию насыщенного пара при давлении в деаэраторе, т.е. h = h . лып н
• Количество теплоты, теряемое деаэратором в окружающую среду, определяется по зависимости
Qi = a.F(tU3 - /.^УЮОО,	(3.78)
где а — коэффициент теплоотдачи от изоляции к окружающему воздуху, принимаемый равным 12...14 Вт/(м2-К);
F — наружная поверхность деаэратора, включая бак-аккумулятор, м2;
— температура поверхности изоляции, принимаемая равной 50°С;
tfajd — температура воздуха в помещении деаэрационной установки.
Расход пара на покрытие потерь теплоты в окружающую среду определяется по зависимости
D, = Q,/rd.	(3.78)
Потеря теплоты в окружающую среду должна специально определяться лишь в случае расположения деаэраторов вне зданий. Во всех остальных случаях она может приниматься равной 1... 2 % общего расхода теплоты на деаэрационную установку.
Количество теплоты, отведенной из деаэратора с паром на посторонние нужды, определяется по зависимости
Q8 = YD8he,	(3.79)
ще Dg — отбор насыщенного пара из деаэратора, кг/с.
Расход пара на деаэрационную установку определяется по зависимости
/>=(es+e6+e7+e8-e2-e3-e4)/(*„-Aj.	<з.8о)
Уравнение (3.80) справедливо, если теплота выпара в пределах деаэрационной установки не используется; при ее использовании с возвратом конденсата величина Q( не учитывается в связи с рециркуляцией этой теплоты в установке.
Расчет и выбор конструктивных размеров деаэрационной колонки струйного типа
Цель расчета — определение размеров зоны деаэрации, т.е. числа отсеков (тарелок) в колонке, необходимых для обеспечения требуемого качества деаэрированной воды [23].
Исходными данными для расчета процесса выделения кислорода являются начальное и конечное его содержание в деаэрированной воде и расчетные характеристики потоков воды и пара в отсеках, определяемые в тепловом расчете колонки. При определении требуемых размеров струйной колонки тепловой расчет предшествует расчету процесса выделения кислорода.
Расчет числа отсеков проводится последовательным приближением, вплоть до достижения требуемого остаточного содержания кислорода при входе воды в бак-аккумулятор.
В случае применения струйной колонки в качестве первой ступени при двухступенчатой деаэрации воды (струйно-барботажный деаэратор) число отсеков в колонке может быть сокращено при условии значительного недогрева воды в ней. Величина недогрева воды до температуры насыщения в этом случае может приниматься в пределах 5...10°С; при этом обеспечивается бесшумная работа барботажного устройства. Необходимо обратить внимание на то, что недогрев воды в струйной колонке приводит к увеличению минимального расхода пара на барботажное устройство, что не всегда может быть допущено по технико-экономическим соображениям.
В объем теплового расчета деаэрационной колонки струйного типа входит определение температуры воды на тарелках и расхода пара в каждом из отсеков. Тепловой расчет ведется последовательно для каждого из отсеков колонки, начиная с верхнего [23].
Выбор геометрических параметров пучка струй. Под геометрическими характеристиками пучка струй понимаются: длина струи, ее начальный диаметр (диаметр отверстия в тарелке) и шаг отверстий на тарелке.
Длина струи / принимается равной расстоянию между нижней плоскостью вышерасположенной тарелки и видимым (динамическим) уровнем воды hd на нижележащей тарелке того же отсека. Расстояние между тарелками (высота отсека) равно
H = l + hd.	(3.81)
Динамический уровень воды на тарелке определяется суммой гидростатического уровня воды йг и перепада давлений по паровой стороне между смежными отсеками Др, мм вод.ст.:
hd = Иг + Др.	(3.82)
Величины и Др определяются в ходе гидродинамического расчета колонки. При производительности деаэрационной установки до 400 т/ч длину струи рекомендуется принимать равной 350...500 мм, а для более крупных деаэрационных установок целесообразно увеличивать ее до 800...900 мм с целью ограничения скорости пара и предотвращения таким путем уноса капельной влаги. Расчет предельно допустимых по условиям уноса капельной влаги скоростей пара в отсеках колонки рассматривается далее.
Диаметр отверстий на тарелках по условиям развития поверхности струй и эксплуатационным соображениям следует принимать равным 5...8 мм. Меньшие диаметры отверстий принимаются при изготовлении тарелок из коррозионно-стойких материалов.
Поперечный шаг отверстий при расположении их в вершинах равностороннего треугольника рекомендуется принимать равным 18...20 мм.
Расчет подогрева воды в отсеке. В деаэрационных колонках обтекание пучка водяных струй потоком пара приближается к поперечному. При поперечном обтекании пучка струй паром с давлением выше барометрического для определения подогрева воды следует пользоваться уравнением [23]
,8Г2Т = л>7“’»“’3"’"3-	<зю>
z« - *2	d0'
где А — коэффициент, зависящий от давления в деаэраторе и определяемый по рис. 3.50;
Рис. 3.50. Зависимость коэффициента А от давления (в формуле подогрева воды в струях)
tK — температура насыщения при давлении в деаэраторе, °C;
и t2 — температура воды на входе и выходе ее из отсека, °C;
I и do — длина струи и диаметр отверстия в тарелке, м;
и’о — средняя скорость истечения воды из отверстия в тарелке, м/с;
— средняя скорость пара в пучке струй, м/с.
Уравнение (3.83) содержит три неизвестные величины: wo, и>л, и t2, причем последняя является искомой.
Для определения действительной средней скорости пара в струйном пучке рекомендуется пользоваться методом последовательного приближения. В первом варианте расчета верхнего (I) отсека деаэраторов значение н>я ориентировочно принимается равным 0,5...1 м/с. После выбора по указанным выше рекомендациям значений / и d° определяют температуру воды /2 на нижней тарелке рассматриваемого верхнего отсека. Затем определяют количество пара, конденсирующегося на струях I отсека, при найденной величине подогрева воды в них:
(3.84)
где Й2 — теплосодержание воды при температуре t2, кДж/кг.
Далее проводится уточнение принятой выше средней скорости пара в пучке. Для этого вначале подсчитываются скорости пара и>я1 и м>я2 соответственно на входе в пучок струй I отсека и выходе из него:
(д/ + Дб) 3600ул0] ’
(3.85)
W"2	3600y„Q2 '	(3 86)
Живое сечение на входе пара в пучок струй I отсека:
Qi =l(nDi-nid0),	(3.87)
на выходе пара из пучка струй I отсека:
Qi = /(лЛг - П2<1о) ,	(3.88)
где Dv D2 — диаметры условной окружности по наружному и внутреннему диаметрам пучка, м;
лр л2 — число отверстий, вынесенных соответственно на условные окружности диаметрами и D2, шт.
Средняя скорость пара в первом отсеке при (w2lw2) < 1,25 подсчитывается по зависимости
< = (Wt + н>2)/2,
при (w1/w2) >1,25 — по формуле
™Сп = Oi “ и^У(23 ё(н’1/н’2)).
Полученная средняя скорость пара в I отсеке сопоставляется с принятой в начале расчета. Если расхождение между ними превышает 0,1 м/с, то расчет повторяется при новом исходном значении скорост и.
Расчетная величина средней скорости пара в отсеке не должна превышать предельно допустимую из условия предотвращения уноса капель. Предельно допустимая средняя скорость пара в пучке струй для данного давления в деаэраторе определяется по рис. 3.51. Диаметр капли принимается приблизительно равным диаметру отверстий в тарелке.
По расчетному значению скорости пара в I отсеке находят фактическую температуру воды на выходе из него (на нижней тарелке), которая является начальной температурой воды для расчета подогрева ее во II отсеке.
Расход воды через верхние тарелки рассчитываемых отсеков определяется с учетом распределения поступающих потоков воды по тарелкам и количества пара, сконденсировавшегося в предшествующем отсеке.
Давление пара во всех отсеках принимается постоянным и равным номинальному давлению в деаэраторе, а пар — сухим насыщенным.
Тепловой расчет струйной колонки проводится при одновременном выполнении эскизов отдельных отсеков колонки, включая разметку отверстий на тарелках,

Рис. 3.51. Зависимость предельно допустимой скорости пара в отсеке от диаметра капель при различных давлениях пара
что связано с необходимостью определения средней скорости пара в пучке струй (отсеке). Пример такого эскиза дан на рис. 3.52.
При удельном расходе выпара 2 кг на 1 т деаэрированной воды содержание неконденсирующихся газов в паровоздушной смеси может не учитываться при расчете подогрева воды во всех отсеках струйной колонки.
В отсеках с продольным обтеканием пучка струй паром расчет подогрева воды в деаэраторе атмосферного давления рекомендуется проводить, согласно [23], по зависимости
Ig = о,О586
(3.89)
Выбор скорости пара в отсеках с продольным обтеканием струй осуществляется на основе вышеприведенных рекомендаций.
Расчет десорбции кислорода в деаэраторах
Расчет выделения кислорода в отсеке с поперечным обтеканием струй паром с давлением выше барометрического производится по зависимости
С2
(3.90)
где Cj и с2—концентрация кислорода соответственно в начале и в конце струи, мг/кг; В — коэффициент, зависящий от давления в деаэраторе, определяемый по рис. 3.53;
Dk — количество пара, сконденсировавшегося в данном отсеке, кг/ч;
G — расход воды через верхнюю тарелку отсека, кг/ч.
Рис. 3.52. Схема отсека струйной колонки
Рис. 3.53. Зависимость коэффициента В от давления в деаэраторе при расчете десорбции кислорода^ струях)
Данная формула применима для недонасыщенной воды, т.е. <рк < 1. Относительная насыщенность воды газом <р характеризуется отношением фактического содержания его к предельно возможному при тех же термодинамических параметрах:
<3-9|>
где сф — фактическая концентрация газа в воде при давлении и температуре в точке отбора пробы, мг/кг;
сн — предельная концентрация газов, соответствующая состоянию насыщения при тех же условиях, определяемая по закону Генри, мг/кг.
При фх < 1 воду называют недонасыщенной, при <рк= 1 — насыщенной, а при <рк > 1 — перенасыщенной.
Концентрация кислорода в паре не учитывается в связи с незначительной ее величиной при расходе выпара в размере 2кг на 1т деаэрированной воды. По формуле (3.91) определяется концентрация кислорода на нижней тарелке данного отсека.
Параллельно с расчетом процесса десорбции кислорода по формуле (3.91) определяется степень насыщения воды кислородом <рк на каждой из тарелок.
Расчет по формуле (3.91) производится до отсека, на нижней тарелке которого вода достигает состояния насыщения кислородом, т.е. ф*= 1.
В расчетах отсеков, на тарелках которых величина <рк > 1, пересыщение не учитывается. В этом случае за начальную концентрацию кислорода на верхних тарелках отсеков принимается предельная концентрация, соответствующая состоянию насыщения при температуре воды на данной тарелке и давлении в деаэраторе.
При продольном обтекании пучка струй паром расчет выделения кислорода в деаэраторе атмосферного давления проводится, согласно [23]:
г х0,5
1g—= 0,0211 —	н>0 0,3 .	(3.92)
с2	Ио J
Выбор скорости пара в отсеках с продольным обтеканием струй паром проводится на основе вышеприведенных рекомендаций.
Среднее по отсеку содержание кислорода в воде рассчитывается как среднелогарифмическая величина:
Количество кислорода, удаляемое из раствора в единицу времени, рассчитывается по соотношению
go2	(3.93)
где ZG. — сумма расходов потоков воды, поступающих на водораспределитель деаэратора;
G„e — расход питательной воды.
С другой стороны, количество кислорода можно определить из соотношения
^о2 = *о2^Лсф,	(3-94)
где к01 — коэффициент массоотдачи, кг/(м2-с);
Ff— площадь барботажного листа, м2.
Незатопляемый барботажный перфорированный лист в деаэрационной колонке является неотъемлемым элементом современных двухступенчатых струйно-барботажных деаэраторов. Гидродинамически устойчивый режим работы непровального барботажного листа определяется скоростью пара в отверстиях листа. При незначительной скорости пара вода полностью проваливается через отверстия, при высокой скорости пара возможны унос и разбрызгивание воды. Полное прекращение провала жидкости наступает, когда скорость пара в отверстиях достигает величины, называемой минимально необходимой, и при которой под листом образуется устойчивая паровая подушка. Приближенно минимально необходимая скорость пара может быть оценена по формуле (3.62).
Расчетную скорость пара в отверстиях барботажного листа рекомендуется принимать в 2,5...4,0 раза больше, чем минимально допустимая величина [15].
Высота слоя воды над порогом водослива he при отсутствии барботажа определяется по формуле
he = 0,7047 - 3
(3.95)
G*
где q = —----расход воды через 1 м ширины водослива, кг/(м-с);
о
G* — расход воды через барботажное устройство, кг/с;
b — ширина порога водослива, м;
р, — плотность воды при температуре насыщения в деаэраторе, кг/м3.
Высота слоя воды на барботажной тарелке равна
йо = й+йи,	(3.96)
где hn — высота порога барботажной тарелки, выбирается в пределах 0,05.. .0,15 м. Высоту паровой подушки под барботажным листом определяем по формуле
(3.63).
Высоту динамического слоя воды, т.е. слоя, который остался бы на барботаж-
ном листе после разрушения двухфазного потока, находим по формуле (3.65).
Приведенная скорость пара wn в формуле (3.65) вычисляется по соотношению
Dn^n
(3-97)
где Dn6 — расход пара на барботаж, кг/с;
F6 — площадь барботажного листа, м2.
Коэффициент массоотдачи для кислорода на непровальной барботажной тарелке согласно [23], равен
*о2 =367н>, -"g-*),	(3.98)
где w — скорость течения воды по барботажному листу, определяемая по формуле
Основными геометрическими характеристиками пленочных деаэраторов с неупорядоченной насадкой являются удельная поверхность f, представляющая собой площадь геометрической поверхности элементов насадки в 1м3 объема, заполненного ею, и относительный свободный объем V, или объем пустот в 1м3
объема, заполненного насадкой. Для обычно применяющейся в пленочных деаэраторах омегаобразной насадки эти величины равны соответственно 194 м2/м3 и 0,92.
Характеристикой пленочных деаэраторов является величина плотности потока орошения
(3.100)
где ZG. — расход потоков воды, поступающих в деаэратор, кг/с;
Fk — площадь поперечного сечения колонки в плане, м2.
Для пленочных деаэраторов'Величина плотности потока орошения находится в пределах U= 15...30 кг/ (м2-с).
Объемный коэффициент массоотдачи для пленочных деаэраторов с омегаобразной насадкой определяется по формуле [23]
ку = 6,65 • 103В1/°’8й,;°’7,	(3.101)
где В — коэффициент, определяемый по графику, изображенному на рис. 3.54 в зависимости от температуры воды в колонке;
h" — необходимая высота слоя насадки, м.
Приближенно необходимую высоту слоя насадки можно определить по соотношению [23]
hH « 0,062\р,1/ • 1g
(3.102)
где ц/,— поправка на температуру воды, определяемая по графику на рис. 3.55.
Необходимый объем насадки находят из уравнения массоотдачи; с учетом коэффициента запаса он равен
V = 1,2
go2 &ссрКу
(3.103)
Гидродинамический расчет. В задачи гидродинамического расчета входят определение гидравлических характеристик и проверка гидродинамической устойчивости отдельных отсеков и колонки в целом при различных режимах работы.
Выбор гидростатического уровня воды на тарелке камеры водослива. Гидростатический уровень воды при максимальной гидравлической нагрузке колонки выбирается исходя из условия, что при минимальной гидравлической нагрузке величина этого уровня будет не ниже й>ц„ц= 5...10 мм [23].
Расчетное число отверстий на тарелке определяется по формуле (3.53) и в дальнейшем уточняется на основе проведенной разметки, выполняемой при конструировании тарелки.
При отсутствии подводов в колонку кипящих потоков воды число отверстий на всех тарелках принимается одинаковым. При вводе кипящих потоков в один из отсеков колонки число отверстий на нижележащих тарелках (по сравнению с верхними) увеличивается.
Рис. 3.54. График для определения коэффициента В в формуле (3.101)
Рис. 3.55. Поправка на температуру воды
Расчет характеристики гидродинамической устойчивости отсека и деаэрационной колонки
Гидродинамически устойчивым называется такой режим работы колонки, при котором не наблюдается обратных токов воды в отсеках под воздействием потока пара. Нарушение гидродинамической устойчивости может быть вызвано недопустимо высокими скоростями пара в отдельных сечениях колонки. Поэтому при проектировании следует выбирать живые сечения для прохода пара в колонке таким образом, чтобы при всех возможных в условиях эксплуатации режимах работы деаэратора скорости пара лежали в пределах, при которых не возникают значительные перепады давлений между отсеками и унос капельной влаги в расположенный выше отсек (см. рис. 3.51). Нарушение гидродинамической устойчивости может также быть вызвано загрязнением отверстий в тарелках, так как при этом происходят переполнение тарелок и перелив воды через борт, способствующий увеличению уноса воды и скоплению ее в отсеке.
При нарушении гидродинамической устойчивости колонки с тарелками в отсеке происходит «захлебывание», т.е. захват воды потоком пара, что приводит в дальнейшем к затапливанию данного и расположенных выше отсеков и в результате — к уносу воды с паром. При поступлении в деаэратор воды с относительно низкой температурой нарушение гидродинамической устойчивости может привести к сильным гидравлическим ударам и механическому повреждению деаэратора.
Кроме скоростей пара в отсеках колонки следует также контролировать величину относительного уровня воды на тарелках, который определяется, согласно [30], по зависимости
Н =(кг + Ьр)1Н6,	(3-Ю4)
где Н6 — высота борта тарелки, мм.
Контроль относительного уровня воды на тарелках предотвратит возможность перелива воды через борт и уменьшит вероятность наступления предельного режима работы колонки. Отсутствие перелива воды обеспечивается при относительном уровне воды Н < 1. При конструировании тарелок струйных колонок рекомендуется принимать Н < 0,70.
Высота бортов тарелок выбирается в зависимости от динамического уровня воды на нижней из них при максимальной производительности колонки:
Яб = (й, + Лр)/0,70.	(3.105)
В этом случае для вышерасположенных тарелок будет обеспечено условие
II < 0,70.
Гидростатический уровень воды при заданных расходах, числе и диаметрах отверстий на тарелке определяется, согласно [23], по зависимости
Л,
2 g ^3600-0,785rfo2«p,
(3.106;
где р — коэффициент расхода для круглого отверстия;
п — количество отверстий.
Перепад давлений (мм вод.ст.) между отсеками определяется из соотношения
ДР = ДР1 + £ ДР2< >	(3.107)
<=1
где Apj — паровое сопротивление пучка струй воды, мм вод.ст.;
п
^ДРг; — сумма местных сопротивлений парового тракта между отсеками, i=l
ММ вод.ст.
Паровое сопротивление одного ряда струй можно приближенно принимать равным 1 мм вод.ст.:
&Р1 ^пс,	(3.108)
где пс — число рядов струй по ходу пара.
Местное сопротивление по пути движения пара из отсека в отсек слагается из сопротивлений поворота потока и внезапных изменений сечения:
(3.109)
Коэффициент местного сопротивления при повороте парового потока на 180° равен £lg0= 3,5...4,0. Для других случаев значение этих коэффициентов следует находить по справочникам.
Коэффициент сопротивления горловины тарелки с незакругленными кромками £ определяется по рис. 3.56 или по зависимости
^2 Л ГЧГ1ГЧ ^2 - - + 0,707 -2
(3.110)
Барботажные тарелки при правильно выбранном живом сечении (примерно до 30 %) и оптимальном диаметре отверстий 6 мм в случае установки их в нижней части деаэрационной колонки, где практически отсутствует конденсация пара, работают более эффективно, нежели тарелки струйного типа. Замена же всех струйных тарелок барботажными, как правило, нецелесообразна.
При постоянной гидравлической нагрузке и подогреве воды в деаэрационной колонке эффективность работы барботажных тарелок зависит в основном от относительной площади живого сечения. Уменьшение последней благоприятствует удалению газов из воды, но приводит к уменьшению предельной плотности орошения.
Для атмосферных деаэраторов зависимость предельной плотности орошения L (т/(м2-ч)) от относительной площади живого сечения барботажной тарелки при диаметре отверстий 6 мм определяется по зависимости
Lnp — Лб.т/б.т ' >	(3.111)
где f6m — живое сечение барботажной тарелки, м2;
Абт — множитель, зависящий от подогрева воды в колонке.
В диапазоне изменения нагрева воды в струях Л/ от 66 до 101°С значение Абт может быть подсчитано по зависимости
Рис. 3.56. Коэффициент местного сопротивления £ горловины тарелки с острыми кромками
Ае.т = (8,69 -0,0172 А/)3.
(3.112)
При подогреве деаэрированной воды менее чем на 66°С значение Абт резко возрастает и при А/ = 52°С составляет около 640 т/(м2-ч) против примерно 430 т/(м2-ч) при А/ = 66°С.
С повышением давления в колонке при прочих равных условиях увеличивается предельная плотность орошения. В первом приближении (с учетом опытных данных ВТИ) можно считать, что при повышении давления сО,12...0,15 до 0,4 МПа и 0,6 МПа значение предельной плотности орошения, подсчитанное по формуле (3.111), должно быть увеличено соответственно в 1,9 и 2,8 раза.
Сопротивление одной барботажной тарелки с отверстиями (мм вод.ст.) составляет
wn Рп
1-Р (1-т)3 2gd0(l- Р)’	(3’113)
где С, — коэффициент местного сопротивления для отверстий в барботажных тарелках; для отверстий с диаметром менее 8 мм принимается равным 1,8...2,0;
Р — отношение среднего статического давления столба газожидкостной смеси в зоне барботажа к статическому давлению столба жидкости над отверстием в месте стекания жидкости;
w — скорость пара в отверстиях тарелки, м/с;
т — доля живого сечения отверстий тарелки, через которую стекает жидкость;
рл — удельный вес пара, кг/см3;
g — ускорение силы тяжести, м/с2;
о — поверхностное натяжение на границе раздела фаз газ — жидкость, кг/м; d° — диаметр отверстий в барботажной тарелке, м.
Величина т определяется из уравнения
т =
Ри Р
Рже
(З.П4)
где юж—весовая скорость жидкости, отнесенная к полному сечению аппарата, кг/м2; wn — весовая скорость пара, отнесенная к полному сечению аппарата, кг/м2;
рж— удельный вес жидкости, кг/см3;
ц — коэффициент расхода жидкости через отверстие.
Минимальное значение коэффициента местного сопротивления для круглого отверстия при толщине тарелки 3...6 мм составляет 1,45 [23]. Коэффициент Р и коэффициент расхода ц при барботировании пара через воду следует принимать соответственно равными 0,5 и 0,62 [23].
3.3.4. Примеры расчетов
Пример 3.1. Определить поверхность теплообмена F и основные геометрические размеры сальникового подогревателя, который должен обеспечить нагрев основного конденсата от температуры tu = 59,3°С до = 66,2°С. Расход основного конденсата Gt = 400 т/ч. Давление пара в аппарате рл = 0,109 МПа, пар насыщенный. Трубки поверхности теплообмена U-образные и изготовлены из латуни Л68, имеют наружный и внутренний диаметры соответственно 16 и 14 мм. Число ходов z = 4.
Тепловая нагрузка подогревателя определяется по уравнению теплового баланса (3.4):
_ -	/ Ч 400000 - 4,19-(б6,2-59,3)
б = GecDe (t2. - tu )=-----------= 3,21 МВт.
в р«\ 2в 1в)	3600-1000
Температура насыщения пара tu в подогревателе при давлении рл = 0,109 МПа составляет 101,5°С и среднелогарифмическая разность температур, вычисленная по формуле (1.38), равна
А/ =
ln ~ he
~ *2в
66,2 - 59,3
101,5 — 59,3^
101,5-66,2 J
= 38,65 °C.
Поскольку температура пара в подогревателе постоянна, средняя температура воды tcep=tH- А/ = 101,50-38,65 = 62,85°С.Физические параметры воды, определенные по ее средней температуре: коэффициент теплопроводности X = 0,6616 Вт/(м-К); коэффициент кинематической вязкости v = 0,460-10-6 м2/с; число Прандтля Рг = 2,857. При максимально допустимой скорости воды в трубках 2 м/с число Рейнольдса воды равно: Ret = (w • d^/v) =2,0-0,014/(0,460-10"6) = = 60869,6. Тогда коэффициент теплоотдачи со стороны основного конденсата можно рассчитать по формуле (1.42):
а = 0,023Re°'sPr"’4	= 0,023 • 60 869,60’8 • 2,8570’4 • -,6616 =
в	dm	0,014
= 1П19,4Вт/(м2 - К).
Температура стенок трубок поверхности теплообмена подогревателя рассчитывается по формуле (2.49), если в первом приближении принять величину внутренней поверхности аппарата (FJ равной 63,8 м2:
t =tcp *ст 4 в
11119,4
1	deH)deH
а«
^ст^ср (0,016-0,014)-0,014
вн
3,21-106
= 62,85 +---------х
63,8
2-104,7-0,0152
= 67,79 °C.
Q
х
При принятой максимальной скорости воды в трубках 2 м/с по формуле (1.10) рассчитывается количество трубок поверхности теплообмена:
N = —— =-------------400 ’ ' 4—-— = 1444 шт.
nd2 3 600-3,14-0,0142 -2
Средняя длина U-образных трубок в первом приближении определяется по принятой величине поверхности теплообмена и вычисленному количеству трубок:
ф icdeHN 3,14-0,014-1444
Разность температур между греющим паром и стенкой трубок: Д//ь<=/я-/ст= = 101,50-67,79 = 33,71°С.
Температура пленки конденсата: = (tK + tcm ) / 2 = (101,50 + 67,79)/2 = 84,64°С. Далее по формуле (3.13) вычисляем величину критической разности температур, полагая, что подвод пара производится по всей длине трубок:
М = — • 63,54 - Г“’’762 = — - 63,54 - 84,64-1,762 = 4.86 °C.
/ср	2,01
Критическая разность температур получилась меньше разности температур между паром и стенкой трубок (4,86 < 33,71). Следовательно, имеет место смешанное течение пленки по поверхности трубок и коэффициент теплоотдачи со стороны чистого пара следует рассчитывать по формуле (3.12)
а„ =0,16-1,163(8116,7-,^)+ 1 11-'63('836'’|-48-(16^> =
= 0,16-1,163(8116,7.84,64«») + 1.163(18361.1-48,06-84,64) =
’	2,01-33,71
= 6197,9Вт/(м2 - К).
Поскольку в греющем паре сальникового подогревателя, поступающего в аппарат из уплотнений турбины, очень велико содержание воздуха, коэффициент теплоотдачи ал следует уменьшить в 2...4 раза.
Тогда коэффициент теплопередачи определяется по формуле (3.6) и равняется с учетом влияния диффузного сопротивления воздуха следующей величине*
1 dH	dH	dH 1
-------— + - — • 1и +------------ ^вн	^ст и	0,25а„
” i	o,oi6	o,oi6	o,oi6 i	=1301,1 вт/(м2-к).
--------- -	1	------ ]ц-------p ------------
11 119,4-0,014--104,7-0,014------0,25-6 197,9
Новое значение площади поверхности теплообмена можно теперь найти из формулы (3.5)
6 _ 3,21-106	2
г...------ =---------------= о3,83 М .
КМ 1301,1-38,65
Погрешность между принятым и полученным значениями поверхности аппарата составляет 0,05 %. Наружная поверхность аппарата равна
FeH'dH 63,83-0,016
F = — —- = — ---------= 72,95 м.
0,014
Пример 3.2. Определить температуру основного конденсата на выходе из аппарата и недогрев до температуры насыщения для ПНД-3 турбины К-200-130 при работе ее на номинальном режиме. Марка аппарата — ПН-350-13-7-11.
Давление греющего пара в аппарате (рл) равно 0,259 МПа, пар насыщенный. Расход основного конденсата (GJ составляет 500 т/ч, температура основного конденсата на входе в аппарат— 105,2°С.
Необходимые для расчета конструктивные характеристики подогревателя ПН-350-13-7-П содержатся в каталоге теплообменных аппаратов [28,29]. Поверхность подогревателя (F) равна 350 м2. Трубки аппарата — U-образные латунные (Л68), наружный и внутренний диаметры — соответственно 16 и 14 мм, шаг трубок в трубной доске — 21 мм, количество трубок — 1916. Внутренний диаметр корпуса аппарата (£>к) — 1,4 м. Длина части трубного пучка, по которой производится подвод пара, равна 3,634 м.
Задаемся температурой воды на выходе из аппарата в первом приближении /2,= 126°С.
Температура насыщения пара (ZJ в подогревателе при давлении 0,259 МПа равна 128,6°С, а среднелогарифмическая разность температур, вычисленная по формуле (1.38):
= Ju ~_Ju . = _ 126,0 —105,2	= ос
.	, (128,6 - 105,2^
In-------- In --------------
tH - he	U28,6 - 126,0)
Средняя температура воды: 1С^=1Н- Kt = 128,6-9,47 = 119,13°С. Физические параметры воды, определенные по средней температуре воды: коэффициент теплопроводности — 0,686 Вт/(м-К); коэффициент кинематической вязкости — 0,254-1О45 м2/с; число Прандтля — 1,481.
Скорость воды в трубках определяется по соотношению
н> =
Gez nden ft
4
_______500-4-4________
3,14-0,0142 -1916-3 600
= 1,9 м/с.
При этой скорости воды в трубках число Рейнольдса равно
Re = (w-deHfv) = 1,9-0,014/(0,254-КГ6) = 104 831,7.
Тогда коэффициент теплоотдачи со стороны основного конденсата можно рассчитать по формуле (1.42)
ав = 0,0237?е°’8Рг°’4 — = 0,023 • 104 831,70’8 • 1,4810-4 •	=
de„	0,014
= 13694,3 Вт/(м2-К).
Количество полученной основным конденсатом теплоты вычисляется по уравнению теплового баланса (3.4):
Л „	/ Ч 500000-4,19-(126-105,2) „ ,
Q = Свсрв(^ - tu) =--------4-А----------= 12,1 МВт.
3 000
Температура стенки трубок поверхности теплообмена подогревателя рассчитывается по формуле (2.49)
t =tcp ‘cm *e
. С fl	11П1„ , 12,1-106-0,0162
+ ——-------1- —--------- = 11У, 1Л------------------
FeH (ae	J	350-0,0142
x
X --------
13694,3
(0,016-0,014)-0,0142>
2-104,7-0,0152	.
= 121,98 °C.
Разность температур между греющим паром и стенкой трубок составляет: Л/ = =^_4т= 128,6-121,98 = 6,62°С. Температура пленки конденсата: = (tn +tcm)/2 = = (128,6 + 121,98)/2 = 125,3°С. Далее по формуле (3.13) вычисляется величина критической разности температур:
Л/ = —  63,54 - Г^1’762 =	- 63,54 -125,3-1’762 = 1,39 °C.
v lcp ™	3,634
Критическая разность температур получилась меньше разности температур между паром и стенкой трубок (1,39 < 6,62). Следовательно, имеет место смешанное течение пленки по поверхности трубок и коэффициент теплоотдачи со стороны пара следует рассчитывать по формуле (3.12)
а„=0Л6.и<3Г8116,7.4*>
I	7	l-^n-c
=0,16.1,163 (8116,7.125,3»”)+1.-1^.8361-1 -48-M• A '	'	3,634-7,4
= 7313,4Bt/(m2-K).
Коэффициент теплопередачи определяется по формуле (3.6)
= _____1____________________ _
1	dH dH	dH 1
------+ _. |n _+----------
ae	'^'cm	^вн	ад
—j	0016	0016	0016 j	= 4352,7 Bt/(m2-K).
--------------F ---• In-------F-----
13 694,3	0,014	104,7	0,014	7313,4
Недогрев основного конденсата до температуры насыщения вычисляется по формуле (1.27)
_ J 6____= 1 63 °C
KF	4352,7-350	1,03
^(jgCpg	0 500-1163 _|
Новое значение температуры воды на выходе из аппарата: t2e = 128,60 - 1,63 = = 126,97 °C, а точность расчета составляет 0,8 %.
Во втором приближении среднелогарифмическая разность температур, вычисленная по формуле (1.38), равна
П6,91 - 105,2
М = -	_ =
Inh—h
*н - he
In
128,6 -105,2
128,6 - 126,97 J
= 8,20 °C.
Средняя температура воды: tecp = tH- At= 128,60-8,20= 120,40°С.Физические параметры воды, определенные по этой температуре: коэффициент теплопроводности — 0,686 Вт/(м-К); коэффициент кинематической вязкости — 0,251 10 6 м2/с; число Прандтля — 1,4656. Число Рейнольдса: Re = (w-d./v) = = 1,9-0,014/(0,251-10-6) = 105 976,1. Тогда коэффициент теплоотдачи со стороны основного конденсата можно рассчитать по формуле (1.42)
ав = 0,023Ле°’8Рг°’4—= 0,023-105976,10’8 -1,4656°’4 .2^ =
dett	0,014
= 13 755,96 Вт/(м2 - К).
Количество полученной основным конденсатом теплоты вычисляется по уравнению теплового баланса (3.4)
Л / Ч	500000-4,19-(126,97-105,2)
Q = Geci>Ahe ~	------—---------1 = 12,67 МВт.
Температура стенки трубок поверхности теплообмена подогревателя рассчитывается по формуле (2.49)
а>	„ 12,67-106-0,0162
FeH ae	350-0,0142
х
4 (0,016-0,014)-0,0142>
13755,96	2-104,7-0,0152
= 123,38 °C.
Разность температур между греющим паром и стенкой трубок: А/^ = tn - Zcm= = 128,60-123,38 = 5,22°С.
Температура пленки конденсата: tnii = {tK +tcm)/2 = (128,60+ 123,38)/2 = 126,0°С. Далее по формуле (3.13) вычисляется величина критической разности температур:
А/ = — • 63,54 - //J’762 =	 63,54 • 126,0-1,762 = 1,38 °C.
v 1ср	т 3,634
Критическая разность температур получилась меньше разности температур между паром и стенкой трубок (1,38 < 5,22). Следовательно, имеет место смешанное течение пленки по поверхности трубок и коэффициент теплоотдачи со стороны пара следует рассчитывать по формуле (3.12)
а„ = 0Д6• 1,163 (8116,7 • f^309) +
1,163 (18 361,1 - 48,06 •	)
' ^п-с
= 0,16.1,163 (8.16,7-126,О^)^’163*18361-* 1-48-06-12^^
3,634-5,22
= 7485,6Вт/(м2 - К).
Коэффициент теплопередачи определяется по формуле (3.6)
1	d„	dH	. dH	1
--------— + —— • In —— +------- ав ^вн ^“ст вн ап
=------------------------J----------------------= 4420,4 Вт/(м2-К).
1	0,016 0,016 , 0,016	1	v '
--------- --------h ----- • In------h -------
13 755,96 0,014	104,7	0,014 7 485,6
Недогрев основного конденсата до температуры насыщения вычисляется по формуле (1.27)
_ he ~ he _ 126,97 - 105,2 _ KF	4420,4-350	1,03
^ecpe j e 500-1163 — |
а температура основного конденсата на выходе из подогревателя: = 128,60 --1,65 = 126,95 °C. Точность расчета составляет 0,02 %, что позволяет считать расчет законченным.
Пример 3.3. Применительно к данным примера 3.2 определить, как изменится температура основного конденсата на выходе из подогревателя, если температура греющего пара изменится от температуры насыщения при давлении пара в подогревателе /я = 128 °C до tH = 140 °C, а переохлаждение конденсата греющего пара составит 0,5 °C.
При наличии перегрева пара сверх температуры насыщения и переохлаждения конденсата поверхность подогревателя распределится между тремя зонами: охлаждения пара, конденсации пара и охлаждения конденсата. (Схематическое изображение течения теплоносителей в аппарате представлено на рис. 3.44.) Расчет подогревателя в этом случае следует начинать с зоны конденсации пара.
В первом приближении полагаем, что поверхность зоны КП равна 220,5 м2. Температура пара на входе в зону КП равна температуре насыщения при давлении 0,259 МПа, т.е. t* = 128,6 °C, а температура воды на выходе из зоны КП tj" = = 124,1 °C. Расчет зоны КП производится в той же последовательности, что и в примере 3.2.
Определим по уравнению теплового баланса (3.4) количество греющего пара, поступающего в аппарат, имея в виду, что теплота фазового перехода при давлении пара в аппарате равна 2 178,6 кДж/кг:
Gecpe(t2e ~tle) 500 000 • (124,1 - 105,2)- 4,19 г "	3 600 • 2178,6
= 5,04 кг/с.
Среднелогарифмическая разность температур, вычисленная по формуле (1.38):
Д/ =
~ ^2в
124,1 - 105,2
. (128,6- 105,2
In ------------
<128,6 - 124,1
= 11,46 °C.
Средняя температура воды: tecp — t н— At = 128,6 - 11,46 = 117,14°С. Физические параметры воды, определенные по средней температуре воды, будут следующими: коэффициент теплопроводности — 0,6857 Вт/(м-К); коэффициент кинематической вязкости — 0,2577-Ю-6 м2/с; число Прандтля — 1,5072.
Скорость воды в трубках определяется по соотношению
Gez	500-4-4
w =	--=-----------------------= 1,9
Ч» хг 3,14 • 0,0142-1916-3 600
—«г р
4
м/с.
При этой скорости воды в трубках число Рейнольдса равно Re = (wd /v) = = 1,9-0,014/(0,2577 10-6) = 103 220,8. Тогда коэффициент теплоотдачи со стороны основного конденсата можно рассчитать по формуле (1.42)
a = О,О23Яе°’8Рг0’4 — = 0,023-103 220,8°’8 -1,5072°’4 - 0,6857 deH	0,014
= 13614,9Вт/(м2 - К).
Количество полученной основным конденсатом теплоты вычисляется по уравнению теплового баланса (3.4):
Л „ Z X 500000-4,19-(124,1-105,2) ,nnnlkjrT5
Q = Gecpt(t2e	----— = 10,99 МВт.
3600
Температура стенки трубок поверхности теплообмена подогревателя рассчитывается по формуле (2.49)
а, fifl -deAd*}	10,99-Ю6-0,0162
tcm =	+ —-------+ —------ „	=117,14 + —---------——
J	220,5-0,0142
1
х
(0,016-0,014)-0,0142>
13614,9	2-104,7-0,0152
= 121,28 °C.
Разность температур между греющим паром и стенкой трубок: А/^.=tn—f.m= = 128,6-121,28 = 7,32 °C.
Температура пленки конденсата:/fw = (/ji+/cm)/2 = (128,6+ 121,28)/2 = 124,94 °C.
Далее по формуле (3.13) вычисляется величина критической разности температур:
А/™ = — • 63,54 • Z"1’762 =	• 63,54 -124,94^1/762 = 1,396 °C.
1ср	3,634
Критическая разность температур получилась меньшей, чем разность температур между паром и стенкой трубок (1,396 < 7,32). Следовательно, имеет место смешанное течение пленки по поверхности трубок, и коэффициент теплоотдачи со стороны пара следует рассчитывать по формуле (3.12)
а, = 0,16 1,163  (8116,7 • /Г’ф М« ^36М-^,06^)=
/ • ^п-с
=М6.1,163. (.116,7-вдН 1,163-(18361,1-48,06-124,94) _
'	'	3,634-6,3
= 7253,9 Вт/(м2 - К).
Коэффициент теплопередачи определяется по формуле (3.6)
к =1=
—. А- + _Ё«_. |П + _L
ae dBH	dKH а„
и ин ст	ин п
= Т	0,016	и 016	0,016 Т	= 4 322,5 Вт/<м2’К)-
	 . -	 	- ]д	1	 13 614,3----------0,014-104,7-0,014-7253,9
Недогрев основного конденсата до температуры насыщения вычисляется по формуле (1.27)
8, = >2. -	= 124,1 - 105,2
KF	4 322-220,5
^^еСрв j с 500-1163 _______|
Новое значение температуры воды на выходе из зоны КП: t™ = 128,60 - 4,55 = = 124,04 °C; точность расчета — 0,04 %. Если первое приближение температуры воды на выходе из зоны КП выбрать другим, то нужно производить несколько циклов расчетов, чтобы добиться большей точности.
Далее переходим к расчету зоны охлаждения конденсата.
Поскольку задано переохлаждение конденсата греющего пара, температура конденсата на выходе из аппарата: = 128,6 - 0,5 = 128,1 °C. Расход конденсата в зоне OK: Gkw= G™ = 5,04 кг/с. Температура конденсата на входе в зону ОК равна температуре насыщения пара: t’ = tn = 128,6°С.
Вычисляем температуру основного конденсата (питательной воды) на выходе из зоны ОК:
« _	+ ^(<„-<2.) _	+	19.(128,6-12SJ) _
SOOOOO
3600
Поскольку нагрев воды в зоне ОК весьма мал, средняя температура воды составит: t‘p - (105,22 + 105,2)/2 = 105,21°С. Физические параметры воды, определенные по средней температуре воды: коэффициент теплопроводности — 0,684 Вт/(м-К); коэффициент кинематической вязкости — 0,283-Ю-6 м2/с; число Прандтля — 1,672. При скорости воды в трубках н> = 1,9 м/с число Рейнольдса воды равно Re = (w-z/^/v) = 1,9-0,014/(0,283-10-6) = 93 992,9. Тогда коэффициент теплоотдачи со стороны основного конденсата можно рассчитать по формуле (1.42)
ае = О,О23Ле°’8Рг0’4 -А- = 0,023 -93992,90’8 -1,6720’4  °— = deH	0,014
= 13134,4 Вт/(м2-К).
Схема течения конденсата в зоне ОК соответствует многократному перекрестному току, поэтому для определения среднелогарифмического температурного напора необходимо определить соответствующие температурные напоры: Д/б = = 128,60- 105,22 = 23,38°С и Д/л= 128,1 - 105,2 = 22,9°С. Поскольку выполняется соотношение
^ = ^,.02^2,
22,9
среднелогарифмический температурный напор можно рассчитать по формуле (1-36)
-^,^=2338 + 22^ с 2	2
Тогда средняя температура конденсата в межтрубном пространстве: t‘p = tcp + + Az= 105,21 +23,14 = 128,35°С. Физические свойства конденсата, соответствующие этой температуре: теплопроводность — 0,686 Вт/(м.К); кинематическая вязкость конденсата — 0,2361,10'6 м2/с; число Прандтля — 1,3781.
Проходное сечение для конденсата при продольном течении его вдоль трубок рассчитаем по формуле (1.16)
лР2 л7™/2	3,14 • 1,42	3,14  0,0162 , ,сл ,
—- - N	= —----------1916- —------------= 1,154 м ,
4	4	4	4
Эквивалентный диаметр межтрубного пространства определяем по формуле (1-24)
.	4/	4-1,154	лл.,
= —7--------—х =----7--------------х = 0,046 м.
3 n(DK+NdH) 3,14(1,4 + 1916-0,016)	’
Скорость конденсата в межтрубном пространстве: w = -Gn =---------------- 0,004 м/с,
fpK 1,154-1000
а число Рейнольдса:
Re =
0,004-0,046
0,2361-10—6
Коэффициент теплоотдачи со стороны теплоносителя в межтрубном пространстве рассчитывается по формуле (1.42)
ак = 0,023йе°’8Рг°’4 — = 0,023 • 776,60’8 • 1,37810’4 • ”’686 = 80,0 Вт/(м2-К). deH	0,046
Коэффициент теплопередачи определяется по формуле (3.6)
^вн ^~ст ^вн “л
= Т	0,016	o,oi6	o,oi6	Г- = 79,4	Вт/(м2’к)-
----------------+ —-----In —----+------
13134,4	0,014	104,7	0,014	80,0
Водяные эквиваленты теплоносителей соответственно равны
WK = GKCPK = 5,04 • 4187 = 21102,5 Вт/К

GeCpe —
500 000-4187
3 600
= 581527,8 Вт/К.
Далее, преобразовав формулы (1.39), определим поверхность зоны ОК:
^ок
he he	2
________581527,8____________
128,6-105,2 _ 581527,8 _ J.
105,22-105,2 2-21102,5 2
Таким образом, на долю поверхности зоны ОП остается 350 - 220,5 - 6,3 = = 23,2 м2.
Принимаем температуру пара на выходе из зоны ОП равной температуре насыщения при заданном давлении пара в корпусе аппарата. По таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара найдем теплосодержания пара, соответствующие входным и выходным параметрам: при давлении 0,259 МПа и температуре 140°С Aj = 2 743,40 кДж/кг, а при том же давлении и температуре 128,6 °C h2 = = 2 718,87 кДж/кг.
Зная расход пара в зону КП, можно рассчитать температуру питательной воды на выходе из зоны ОП при условии, что входная температура воды в зоне ОП равна выходной температуре воды в зоне КП:
+	= 124,04 ♦ 5-04-(±7Т~2718,87) =	°C.
5(10(100 4 187
3600	’
Поскольку нагрев воды в зоне ОП весьма мал, средняя температура воды в трубках: tecp =(tie + h^ = (124,04 + 124,25)/2 = 124,15°С. Физические параметры воды, определенные по средней температуре воды: коэффициент теплопроводности — 0,686 Вт/(м-К); коэффициент кинематической вязкости — 0,2437-1045 м2/с; число Прандтля — 1,4244. При скорости воды в трубках w = 1,9 м/с число Рейнольдса воды: Re = (w-dtJv) = 1,9-0,014 / (0,2437-Ю'6) = 109 150,6. Тогда коэффициент теплоотдачи со стороны основного конденсата можно рассчитать по формуле (1.42)
ав = 0,023Яе°’8Рг°’4 — = 0,023 • 109150,60’8 -1,42440’4 • °-86 = deH	0,014
= 13 925,0 Вт/(м2 - К).
Анализируя конструкцию аппарата с точки зрения подвода пара к трубному пучку и траектории его движения в зоне ОП, можно считать, что пар в межтрубном пространстве зоны ОП движется по схеме перекрестного тока. Для определения среднелогарифмического температурного напора противотока необходимо вычислить соответствующие температурные напоры: Д/6 = 140-124,25 = 15,75 °C и М = 128,6-124,04 = 4,56°С.
Средний температурный напор для противотока рассчитывается по формуле (1-35)
77	15,75-4,56
Ыпт —----------
, A<i In——
Jri
1п
15,75
4,56
= 9,03 °C
Далее необходимо вычислить те же величины для прямотока: А/й = 140 -124,04 = = 15,96°С и Д/^ = 128,6 — 124,25 = 4,35°С. Средний температурный напор для прямотока также рассчитывается по формуле (1.35)
Д/пи
15,96-4,35 = 8даос
In
15,96
4,35
Сравнивая полученные значения, можно видеть, что выполняется соотношение Д/л-и > 0,9 kt пт, т. е. 8,93 > 8,13 = 0,9 • 9,03, и тогда среднелогарифмический температурный напор, определяемый по формуле (1.36), равен
— Д/лии + Ыпт 9,03 + 8,93	„
— ------------ — --------- — 0,70 V/.
2	2
Соответственно средняя температура пара: /^=124,15 + 8,98 = 133,13°С,аудель-ный объем пара при этой температуре и давлении 0,259 МПа равен 0,7048 м3/кг. Площадь проходного сечения на фронте натекания пара определится из соотношения f = TzDd^/l = 3,14-1,4-3,634/2 = 8,0 м2 (считаем, что натекание пара производится по половине периметра трубного пучка и по длине Z = 3,634 м, причем диаметр окружности натекания равен внутреннему диаметру корпуса аппарата — Dk = 1,4м). Ориентировочное значение скорости пара:
Gnv 5,04-0,7048 л лл , w„ =	= —-----------= 0,44 м/с.
f 8,0
Для выбора зависимости, по которой будет рассчитываться коэффициент теплоотдачи со стороны пара, необходимо рассчитать параметр, учитывающий влияние шагов разбивки трубного пучка. Поскольку разбивка трубного пучка в рассчитываемом аппарате выполнена по равностороннему треугольнику с поперечным шагом Sj = 21 мм, то и диагональный шаг будет равен 21 мм. Тогда отношение
Si ~dH = 0,021-0,016 > 7
Sd-dH 0,021-0,016“ ’
и для расчета следует выбирать формулу (3.17).
Необходимые для расчета физические параметры пара при его средней темпе-paiype: /^ = 133,13°С и давлении 0,259 МПа определяются по таблицам теплофизических свойств: коэффициент динамической вязкости — 134,25-10 7 Н-с / м2; теплопроводность — 0,02715 Вт/(м-К); число Прандтля — 0,9869. Коэффициент кинематической вязкости равен произведению коэффициента динамической вязкос-
ти на удельный объем пара: vn = 134,25-0,7048-10-7 = 94,62-10-7 м2/с, а число Рейнольдса: Ren = (wn-dH/v) = 0,44-0,0161 (94,62-10"7) = 744,03. Коэффициент теплоотдачи с паровой стороны определяется по выражению (3.17), причем ez = 1 при числе рядов трубок больше 16
\0,25
а„ = 0,334егRe°’*Pr°’35  I -1---й- 1	. -А- =
\	—	) ^ен
= 0,334• 1 • 744,03°’8 • 0,9869°’35 • I0’25 • -,-7-5 = 111,9 Вт/(м2-К).
0,016
Коэффициент теплопередачи определяется по формуле (3.6)
1 dH dH , dH	1
-------«_ +	. in " +------
^вн	^ст deH	&п
1	0,016	0,016 , 0,016	1
---------------+---------In _2-- + -----
13925,0 0,014	104,7	0,014	111,9
Вт/(м2-К).
Поверхность зоны ОП определим из уравнения теплопередачи:
on _ Сесрв(Ьв -*ie)_ 500000-(124,25-124,04)-4187
~	3600-8,98-110,7
= 122,85 м2.
Тогда поверхность зоны КП: FKa = 350 - 122,85 - 6,3 = 220,85 м2.
Во втором цикле расчетов зоны КП недогрев основного конденсата до температуры насыщения в зоне КП при новой величине поверхности вычисляется по формуле (1.27)
& =	~'1‘ = 124,04-105,22 =
ЛГ	4322,5-220,85	’
^GeCpt___J 500-1163	____।
Новое значение температуры воды на выходе из зоны КП: -tn-8t= 128,6 --4,52= 124,08°С.
Уточненное значение количества греющего пара, поступающего в аппарат, определяется из уравнения теплового баланса:
^ес рв(^2е he) 500000-(124,08-105,22)-4,19	с п/1	,
& =---------------=-----------——— ---------------= 5,04 кг/с.
г	3 600-2176,6
Среднелогарифмическая разность температур вычисляется по формуле (1.38)
„ 124,08-105,22 д8 °C.
. (128,6-105,22^
In------ In ---------------
‘н~‘2в U28,6-124,08)
Средняя температура воды: tf = tH- At - 128,6 - 11,48 = 117,12°С. Физические параметры воды, определенные по средней температуре воды: коэффициент теплопроводности — 0,6857 Вт/(м-К); коэффициент кинематической вязкости — 0,2581-10-6 м1 2 */с; число Прандтля —1,5099; число Рейнольдса: Re = (w deH/v) = = 1,9-0,014 / (0,2651  1 О*6) = 103 060,8. Тогда коэффициент теплоотдачи со стороны основного конденсата можно рассчитать по формуле (1.42)
ав = 0,023Ле°’8Рг°’4 — = 0,023 • 103 060,80’8 • 1,5099°’4  0,6857 =
deH	0,014
= 13 608,0 Вт/(м2 - К).
Количество полученной основным конденсатом теплоты вычисляется по уравнению теплового баланса (3.4):
Л „	( ч 500 000 • 4,19 • (124,08 -105,22)
Q = СвСрвЧгв ~ tu)=-------------	-------— = Ю,97 МВт.
э oUU
Температура стенки трубок поверхности теплообмена подогревателя рассчитывается по формуле (2.49)
t _tcp^ Q f 1 4.k-rfew)-rfiL11719j.10,97-106.0,0162
Fbh ae 2Xcm-t/2	220,85-0,0142
1
13608,0
X
(0,016-0,014)-0,0142>
2-104,7-0,0152	.
= 121,24 °C.
Разность температур между греющим паром и стенкой трубок: Л = tn -t = = 128,60 - 121,24 = 7,36°С.
Температура пленки конденсата: = (tn + tcm)/ 2 = (128,60+121,24)/2 = 124,92°С и коэффициент теплоотдачи со стороны пара следует рассчитывать по формуле (3-12)
а,	= 0Д6 • 1,163  (s.16,7  UgjsyM -+><* L
= 0,16 • 1,163 • (8116,7 • 124,920,309 )+ Ц.»1»61. Г- 48,06 -124,92)= '	7	3,634-7,5
= 7239,6 Вт/(м2 - К).
Коэффициент теплопередачи определяется по формуле (3.6)
1 dH	dH t dH	1
-------— + —  In -	+ —
den	^cm deH	Ctn
1	0,016	0,016	0,016	1	4316,6 Вт/^-К).
--------------+--------In------- + ------
13 608,0	0,014	104,7	0,014	7239,6
Недогрев основного конденсата до температуры насыщения вычисляется по формуле (1.27)
б,	= *1е - he = 124,08 - 105,22
KF	4316,6-220,85	4,3
^рвсрв j g 500-1163	_ ।
Новое значение температуры воды на выходе из зоны КП: t1€ =tH-8t= 128,60 -- 4,54 = 124,06°С; точность расчета составляет 0,02 %.
Далее переходим ко второму циклу расчетов зоны охлаждения конденсата.
Вычисляем температуру основного конденсата (питательной воды) на выходе из зоны ОК:
, ;;=<;“+<?"Cp,‘^1,I~<;,f^=io5,20+-5,(l4'4’-19'l1.28’60-'28’loCio5,22ec.
G.cp.	500000
3600	’
Средняя температура воды осталась прежней, коэффициент теплоотдачи со стороны основного конденсата не изменится и составит 13134,4 Вт/(м2-К). Величина среднего температурного напора также останется равной 23,14°С.
Скорость конденсата в межтрубном пространстве равна
w = G— =--------------= 0,004 м/с.
/рк 1,154-1000
а число Рейнольдса — 776,6. Коэффициент теплоотдачи со стороны теплоносителя в межтрубном пространстве останется равным 80,0 Вт/(м2-К), а коэффициент теплопередачи — 79,4 Вт/(м2-К).
Водяные эквиваленты теплоносителей будут соответственно следующими:
WK = GkcPk = 5,04  4187 = 21102,48 Вт/К
и и;
&всрв
500 000-4187
3600
= 581527,8 Вт/К.
Далее, преобразовав формулы (1.39), определим поверхность зоны ОК:
_________581527,8	_________
128,60 — 105,20 _ 581527,8 _ j_
105,22-105,20 2-21102,48 2
=6,3 М2.
Таким образом, на долю поверхности зоны ОП остается: 350 — 6,3 - 220,85 = = 122,85 м2(в предыдущем цикле расчетов также 122,85 м2).
Зная уточненный расход пара в зону КП, можно рассчитать температуру питательной воды на выходе из зоны ОП, при условии, что входная температура воды в зоне ОП равна выходной температуре воды в зоне КП:
= 124,06 + 5-°4^4 - 2718-117) = 124,27°C.
G,Cp.	501^. 4,187
3 600
Средняя температура воды в трубках: t'p = (/ь +Z2<i)/2 = (124,06 + 124,27)/2 = = 124,17°С. Физические параметры воды, определенные по ее средней температуре: коэффициент теплопроводности — 0,686 Вт/(м-К); коэффициент кинематической вязкости — 0,2442-1О’6 м2/с; число Прандгля — 1,4246. При скорости воды в трубках 1,9 м/с число Рейнольдса составляет: Re = (w-d^/v) = = 1,9-0,014/(0,2442-Ю’6) = 108 927,1. Тогда коэффициент теплоотдачи со стороны основного конденсата можно рассчитать по формуле (1.42)
ав = 0,023Яе°’8Рг°’4 — = 0,023 -108927,10’8 -1,42460’4 .= deH	0,014
= 13903,0 Вт/(м2 - К).
Для определения среднелогарифмического температурного напора противотока вычисляем соответствующие температурные напоры: Д1б = 140,00 - 124,27 = = 15,73°С и Д/л = 128,60 - 124,06 = 4,54°С. Средний температурный напор для противотока рассчитывается по формуле (1.35)
Д/лт
Д/6 - Д/ и_____Jn
1п^-
ым
15,73-4,54 . (15,73^ In -----
I 4,54 J
= 9,01 °C.
Далее вычисляем те же величины для прямотока: Д/б = 140,00 — 124,06 = 15,94°С и Д/я = 128,60 - 124,27 = 4,33 °C. Средний температурный напор для прямотока также рассчитывается по формуле (1.35)
Д/им
1б - 1П----—
Д/„
Jn
15,94 - 4,33 . (15,94> ш -------
I 4,33 J
= 8,91 °C.
Сравнивая полученные значения, можно видеть, что выполняется соотношение Мпм > 0,9 Д/пт , т.е. 8,91 > 8,11 = 0,9-9,01, и тогда среднелогарифмический температурный напор, определяемый по формуле (1.36), равен
— Д/пм+Д/ит 9,01 + 8,91 г
/XI =----------- = -------- = о,У о с.
2	2
Соответственно средняя температура пара: tcP= tp +Л/ = 124,00 + 8,96 -= 132,96 °C, а удельный объем пара при этой температуре и давлении 0,259 МПа составит 0,7048 м1 * 3 * * */кг. Ориентировочное значение скорости пара останется равным 0,44 м/с.
Необходимые для расчета физические параметры пара при его средней температуре 132,96°С и давлении 0,259 МПа определяются по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара: это коэффициент динамической вязкости — 134,24-10-7 Н-с/м2; теплопроводность—0,02715 Вт/(м-К); число Прандтля—0,9869. Коэффициент кинематической вязкости: уп = 134,24-0,7048 = 94,62• 10-7 м2/с, а число Рейнольдса — Ren = (wn-dn/v) = 0,44-0,016 / (94,62-10 7) = 744,03. Коэффициент теплоотдачи с паровой стороны рассчитывается по выражению (3.17), причем ъ = 1 при числе рядов трубок больше 16:
ая = О,334е2йе°’8Рг0’35 - ( -1	.-А_ =
= 0,334 • 1 • 744,ОЗ0’8 • 0,9869°’35 • I0’25 • -,0-715 = 111,9 Вт/(м2-К).
0,016
Коэффициент теплопередачи определяется по формуле (3.6)
dH , dH
- —— + — • In —
^вн ^"ст ^вн
1
= 110,8. Вт/(м2-К).
1
1	0,016	0,016 , 0,016	1
---------------+--------- In------+-------
13903,0 0,014	104,7	0,014	111,9
Поверхность зоны ОП определим из уравнения теплопередачи:
500 000 • (124,27 -124,Об)- 4187 3600-8,96-110,8
Тогда поверхность зоны КП: FKn = 350 - 123,0 - 6,3 = 220,7 м2.
Недогрев основного конденсата до температуры насыщения вычисляется по формуле (1.27)
g _ t2e - he = 124,06 - 105,22
KF ~	4305,5-220,7
eGecpe _ j g 500-1163
Новое значение температуры воды на выходе из зоны КП: 12" = 128,60 - 4,57 = = 124,03 °C, и точность расчета температуры воды на выходе из зоны КП - 0,02 %. Погрешность расчета площади поверхности зоны КП составляет 0,07 %.
В результате получаются окончательные значения основных величин:
количество греющего пара Gn = 5,04 кг/с;
температура воды на выходе из аппарата t2e = 124,27°С;
недогрев воды до температуры насыщения 8/ = 128,6 - 124,27 = 4,33 °C;
площади поверхности теплообмена зон: F0K = 6,3 м2; FKn = 220,7 м2;
F0" = 123,0 м2;
коэффициенты теплопередачи по зонам, Вт/(м2-К): Кок = 79,4; Ккп = 4305,5;
Fon =110,8 Вт/(м2-К);
средневзвешенный коэффициент теплопередачи в аппарате:
Кок • рок j ккп . /гкп 4- коп . роп рок +	+ рОП
= 2 755,3 Вт/(м2-К).
Пример 3.4. Рассчитать коэффициенты теплопередачи по зонам и по всему аппарату, недогрев и нагрев питательной воды в первом по ходу воды подогревателе высокого давления ПВ-2300 турбоустановки К-500-240-2. Конструктивная схема подогревателя приведена на рис. 3.57.
Исходные данные
Давление питательной воды (рг).................4 МПа
Расход питательной воды через аппарат (GJ......455 кг/с
Расход питательной воды через зону ОП (G°" )...13,9 кг/с
Расход питательной воды через зону ОК ( G°K )..124,4 кг/с
Температура воды на входе в аппарат (t14)......169,1 °C
Давление пара на входе в аппарат (рп)..........1,68 МПа
Расход дренажа, поступающего в аппарат (G*)....60 кг/с
Температура дренажа (/к).......................245 °C
Температура пара на входе в подогреватель (/я).430,0 °C
Конструктивные данные подогревателя
Число коллекторов (и)......................................6
Диаметр змеевиков в зоне ОК ( D°“)....................0,848 м
Диаметр змеевиков в зоне ОП и КП ()...................0,956	м
Эффективная длина змеевика в зоне ОП и КП ( £“" )......18,6	м
Эффективная длина змеевика в зоне ОК ( L™).............14,4	м
Диаметр труб змеевиков в зонах КП и OK (d/dti)........32/22	мм
Диаметр труб змеевиков в зоне ОП (d/dtK)..............32/20	мм
Проходное сечение для пара в зоне ОП (F™ )............0,15 м2
Проходное сечение для конденсата в зоне OK ........0,06 м2
Число змеевиков в зоне OK (7V°K).........................180
Число змеевиков в зоне КП (№")...........................720
Число змеевиков в зоне ОП (№").............................168
Рис. 3.57. Конструктивная схема подогревателя высокого давления ПВ-2300.
1 - коллекторы, 2-4 - змеевики ОП, КП и ОК, 5 - перепускная труба, 6,7 - кожухи ОП и ОК, 8 - перегородки глухие, 9 - подпорные шайбы, 10 - дополнительные коллекторы ОК
Предварительный расчет зоны КП
Расчетная поверхность зоны КП определяется по уравнению
FKn = nrf„£™2VKn =3,14-0,032-18,6-720 = 1346,3 м2.
Зафиксируем температуру пара на выходе из зоны ОП так, чтобы она равнялась температуре насыщения пара при его давлении в подогревателе, т.е. /2л = 1н= = 201,7 °C, а температуру воды на выходе из зоны КП в первом приближении примем = 196 °C.
Среднелогарифмическая разность температур, вычисленная по формуле (1.38), равна
А/ = _I*?-'ll—
1при ~ he ~ h j
, 196-169.1	2.c
, (201,7-169,1^
t 201,7 - 196 J
Средняя температура воды: tcep=tH-kt = 201,7- 15,42= 186,27 °C. Физические параметры воды, определенные по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара по средней температуре воды при давлении 34 МПа: теплоемкость (сД — 4,39 кДж/(кг-К); плотность (рД — 880,4 кг/м3.
Определим по уравнению теплового баланса (3.4) количество греющего пара, поступающего в аппарат; имея в виду, что теплота фазового перехода при давлении пара в аппарате — 1 944,6 кДж/кг, теплосодержание пара на входе в зону КП (Л1л)— 2 816,2 кДж/кг и теплосодержание насыщенного пара (Ля ) — 2 793,5 кДж/кг:
г Gne c (t2e-tu) 455 • (196 —169,1)-4,39	.
r + (Л1л - Л„)	1944,6 + (2 816,2 - 2 793,5)
Скорость воды в трубках аппарата в зоне КП определяется по соотношению
Gne	455-4	, оп ,
W = —-——-------=---------------------= 1,89 м/с.
л</2„ NKn 3,14 - 0,0222 • 720 • 880,4
4 'Рв
Тогда коэффициент теплопередачи в зоне КП можно определить с помощью табл. 3.8 в зависимости от диаметра труб змеевиков зоны КП, величин скорости и среднелогарифмического температурного напора. В нашем расчете К = = 2 619,4 Вт/(м2-К).
Недогрев питательной воды до температуры насыщения вычисляется по формуле (1.27)
=	_ 196-169.1 =555.с
KF™	2619,4-1346,3	’
р 455-4390 _ 1 е°всрв_1 е	1
Новое значение температуры воды на выходе из зоны КП: t2e = tH-8t = 201,7 -- 5,55 = 196,15°С, а точность расчета составляет 0,07 %.
Расчет зоны ОК
Расчетная поверхность зоны ОК определяется по уравнению F0K = miHL™N0K = 3,14 • 0,032 • 14,4 • 180 = 260,6 М2.
Проходное сечение для воды в зоне ОК вычисляем по формуле /в = л^- - №к = 3,14 •	 180 = 0,07 м2.
4	4
Примем температуру питательной воды на выходе из зоны ОК в первом приближении равной 173 °C. Средняя температура воды в зоне OK: tcp = (О« + he)/ 2 = = 0,5(173,0 + 169,1) = 171,0 °C. Физические параметры воды, определенные по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара по средней температуре воды в зоне ОК и при давлении 34 МПа: теплоемкость — 4,26 кДж/(кг-К); плотность — 910,3 кг/м3.
Скорость воды в зоне ОК определяется по соотношению
G0K
w =-------™____
“ nd2 ~-^-№к-рв
4
124,4-4
3,14-0,0222 -180-910,3
м/с.
Тогда суммарное термическое сопротивление со стороны питательной воды и стенки труб змеевиков зоны ОК определяем по зависимости (3.9), коэффициенты которой находим из табл. 3.7 с учетом материала и диаметра трубок, а также с учетом поправки (3.10) на влияние изгиба трубок:
R„ =1,35-10 4
1,60 lQ-4 ^/0’8
1 + 177.
R3M
= 1,35-10"4
1,60-IO"4 -2-0’8
1 + 1,77
2 - 0,022 0,848
= 2,191-10“4м2-К/Вт.
Количество теплоты, полученное водой в зоне ОК, а затем конечную температуру конденсата на выходе из зоны ОК находим по уравнению теплового баланса (3.4):
Q0K =G°nKe-cpe (he -*ie)= 124,4-4 260-(173,0-169,1)= 2 066,78 кВт;
__еГ-=201,7 - 2066’78 =184,5°C.
G -с	27,3-4,41
к vрк	,	’
Средняя температура конденсата в зоне OK: tcp = (tH + t2i)/ 2 = 0,5-(201,7 + 184,5) = = 193,1 °C; физические параметры конденсата при этой температуре: теплоемкость— 4,41 кДж/(кг-К); плотность — 872,7 кг/м3; коэффициент динамической вязкости — 1,5-Ю-4 Н-с/м2; коэффициент теплопроводности — 0,6741 Вт/(м-К); число Прандт-ля — 0,9669.
Скорость конденсата в межтрубном пространстве зоны ОК:
GK wK = ———
27,3 л , . --------------- 0,5 м/с. 0,06 - 872,7
а число Рейнольдса для конденсата:
wKdHpK _ 0,5-0,032-872,7
14-	1,5-Ю”4
Коэффициент теплоотдачи от конденсата к стенке труб вычисляем по зависимости (3.24)
ак = 0,37Re°K'6Рг0’36	= 0,37 • (о,9 • 105 )°’6 • 0,9669°’36 • °’6-741 =
к dH '	'	0,032
= 5864,9 Вт/(м2-К).
Коэффициент теплопередачи в зоне ОК определяется по формуле (3.6)
х°к
2,191 • 10“4
5 864,9
= 2566,7 Вт/(м2-К).
Разность температур воды на входе и выходе в зоне ОК вычисляем, преобразовав зависимость (1.40):
Ал = 0и
KF0K свсрв е Gecpe Gncpn
124,4-4,26
27,3-4,41 = (201,7-169,1)-е
2566,7-260,6
124,4-4260 _j
= 1,3 °C.
Тогда температура воды на выходе из зоны OK: t2e = tu + А/ = 169,1 + 1,3 = = 107,4°С, а точность расчета этой температуры составит 1,5 %, что указывает на необходимость произвести еще один цикл расчетов.
Средняя температура воды в зоне ОК во втором приближении: tecp = (t2t + / ) / 2 = = 0,5(170,4 + 169,1) = 169,75 °C. Физические параметры воды, определенные по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара по средней температуре воды в зоне ОК и при давлении 34 МПа: теплоемкость — 4,26 кДж/(кг-К); плотность— 917,1 кг/м3.
Скорость воды в зоне ОК определяется по соотношению
124,4-4
(7 0К
We = — ----*-----=----------------------= 1,98 м/с.
га/2 Аг0К	3,14 • 0,0222-180-917,1
——7V0K-pe
4
Тогда суммарное термическое сопротивление со стороны питательной воды и стенки труб змеевиков зоны ОК определяем по зависимости (3.9), коэффициенты которой находим из табл. 3.7 с учетом материала и диаметра труб, а также с учетом поправки (3.10) на влияние изгиба трубок:
Re =1,35-10“4
1,60 -10~4 •и’0,8
+—--------»—
1 + 1,77-^^
= 1,35-10"4
1,60-Ю"4 -1,98~0,8
1 + 1,77-
2 • 0,022 0,848
=2,198-10“4м2-К/Вт.
Количество теплоты, полученной водой в зоне ОК, а затем конечная температура конденсата на выходе из зоны ОК находятся по уравнению теплового баланса (3.4):
Q ок = 6П“К • срв • (t2e - tu )= 124,4 • 4260 • (170,4 -169,1)= 691,05 кВт;
,1К = _ _gT_ = 201,7 -	= 196,05 °C.
27,3-4,48
Средняя температура конденсата в зоне OK: t'p = (t*+t1K) /2 = 0,5- (201,7 +196,05)= = 198,88 °C, а физические параметры конденсата при этой температуре будут следующими: теплоемкость — 4,48 кДж/(кг-К); плотность — 866,04 кг/м3; коэффициент динамической вязкости — 1,4-1 О’4 Н-с/м2; коэффициент теплопроводности — 0,6658 Вт/(м-К); число Прандтля — 0,9078.
Скорость конденсата в межгрубном пространстве зоны ОК:
GK	27,3 п с ,
wK  -------— =---------------= 0,5 м/с,
/°К-Рк 0,06-866,04
а число Рейнольдса для конденсата —
д	0.032-866,04=1>()610i
1.3-10-4
Коэффициент теплоотдачи от конденсата к стенке трубок вычисляем по зависимости (3.24)
а =О377?е“’бРгко’36^ = О,37-(,О6-1О5)0’6 -0,9078°’36 dH к '	0,032
Кок
= 6218,4 Вт/(м2-К).
Коэффициент теплопередачи в зоне ОК определяется по формуле (1.25)
- - у =-----------------------= 2627,3 Вт/(м2-К).
Re + —	2,198 • 10~4 + -—-—
ак	6218,4
Разность температур воды на входе и выходе в зоне ОК вычисляем по зависимости (1.40)
A/f( = (*«
KF0K
Свсрв е GeCpe Gncpn
' 2627,3-260,6 ' 124,4-4,26	124,4-4260 _j
27,3-4,48
= (201,7-169,1)-е	'
= 1,4° С.
Тогда температура воды на выходе из зоны OK: t2t =	+ Ar, = 169,1 + 1,4 =
= 170,5 °C, а точность расчета этой температуры составит 0,05 %.
Температура воды в точке смешения на входе в зону КП:
кп = (gg -G°K) *ig+G«K '2« = (455 -124,4)-169,1 +124,4 • 170,5
Расчет зоны КП
Среднелогарифмическая разность температур, вычисленная по формуле (1.38), равна
196,15 -169,5
А/ =	'2в	/1в
= 15,16 °C.
Средняя температура воды: tgP= t„— At = 201,7 — 15,16 = 186,54 °C. Физические параметры воды, определенные по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара по средней температуре воды при давлении 34 МПа: теплоемкость — 4,32 кДж/(кг-К); плотность — 900,5 кг/м3.
Определим по уравнению теплового баланса (3.4) количество греющего пара, поступающего в аппарат, имея в виду, что теплота фазового перехода при давлении пара в аппарате — 1 944,6 кДж/кг, теплосодержание пара на входе в зону КП (hin) — 2 816,2 кДж/кг и теплосодержание насыщенного пара (йн) — 2 793,5 кДж/кг:
_ Gne Cpg-^-tu) _ 455-(196,76-169,5)-4,32 _
" г+ (*!„-*„)	1944,6+ (2816,2-2 793,5)
Скорость воды в зоне КП определяем по соотношению
Gne	455-4	, ос ,
we =—-——-------------------------= 1,85 м/с.
itdl. кп 3,14- 0,0222 • 720 • 900,5 —— 7V	-рв
4	®
Тогда коэффициент теплопередачи в зоне КП можно определить с помощью табл. 3.8 в зависимости от диаметра труб змеевиков зоны КП, величин скорости и среднелогарифмического температурного напора: К =2 614,9 Вт/(м2-К).
Недогрев питательной воды до температуры насыщения вычисляется по формуле (1.27)
8r = he—= 196’76—= 5 46 °C.
Кркп	2614,9-1346,3
7“—	„ 455-4320 л
еСвсрв _ j е	“ 1
Новое значение температуры воды на выходе из зоны КП: = /н - 8/ = 201,7 --5,46 = 196,24 °C; точность расчета составляет 0,2 %.
Расчет зоны ОП
Конструктивная поверхность теплообмена зоны ОП:
Foa = ml„L™Non = 3,14 • 0,032 • 18,6 • 168 = 314 м2.
Проходное сечение для воды в зоне ОП вычисляем по формуле
°-0202
4	3’	4
----= 0,018 м2. 3
Примем в первом приближении среднюю температуру воды в зоне ОП: tcep = 240 °C. Соответствующая параметрам воды плотность (рД определяемая по та( лицам теплофизических свойств воды и водяного пара, составит 842,1 кг/м3, а ты лоемкость — 4,511 кДж/(кг-К). Скорость воды в змеевиках:
13,9
Р ОП we =	----= 0,92
рв/в 0,018-842,1
м/с.
Тогда суммарное термическое сопротивление со стороны питательной воды 1 стенки труб змеевиков зоны ОК определяем с поправкой на изгиб трубок по зави симости (3.9), коэффициенты которой находим по табл. 3.7 с учетом материала i диаметра труб:
д. =135.10-“ +	Л60'10-4-0’92-0'8
1 + 1,77-^	1 + 1,77.^»®
Д„	0,848
= 2,93-КГ4 м2 -К/Вт.
Средняя температура пара в зоне ОП будет равна полусумме температур пара на входе и выходе: = 0,5 • (/1н + /2н) = 315,85 °C, а плотность пара (р„) при давлении 1,68 МПа и средней температуре 315,85 °C составит 6,30 м3/кг. Коэффициент кинематической вязкости пара при этих параметрах—3,316-10"6 м2/с, число Прандтля — 1,0037, коэффициент теплопроводности — 0,0469 Вт/(м-К), теплоемкость пара—2,25 кДж/(кг-К). Скорость пара в узком сечении определяем по соотношению
27,2 0,15 • 6,3
= 28,78 м/с.
Число Рейнольдса пара составляет
= 28,78.0,032 =28 10,
V 3,316 -10~6
Коэффициент теплоотдачи со стороны пара рассчитывается по зависимости (3.17)
а„ = 0,334Яе°’8Рг„°’35 ^-гг = 0,334 • (2,8 • 105 )°’8  1,0037°’35 •	• 0,92 =
dH	0,032
= 836,5 Вт/(м2 - К),
где 8г = 0,92 находим по графику на рис. 3.39.
Коэффициент теплопередачи в зоне ОП определяется по формуле (1.25)
К°" =------—— =----------------------— = 671,8 Вт/(м2-К),
Re + —	2,93 • 10-4 + —
® а„	836,5
Разность температур воды на входе и выходе в зоне ОП вычисляем по зависимости (1.40)
' KF°n СвсР<> е Свсрв_х ^псрп
' 671,8-314 ' 13,9-4,511 е 13,9.45 H_j 27,3-2,25
= (430,00 - 196,24) • е	'
= 87,25 °с.
Тогда температура воды на выходе из зоны ОП: /2в = tu +	= 196,24 + 87,25 =
= 283,5°С, средняя температура воды: t? = tu + А//2 = 196,24 + 87,25/2 = 239,87°С; точность расчета этой температуры составит 0,05 %.
Температура питательной воды в точке смешения на выходе из зоны ОП равна (с, - G “ )• I'S + G “ •/2"' (455-13,9)-196,24 + 13,9- 283,5
Недогрев воды до температуры насыщения греющего пара: 8 Г = t-12>- 201,7 -- 198,9 = 2,8 °C. Коэффициент теплопередачи по всему аппарату определяем как средневзвешенный по зонам поверхности теплообмена:
ОК^ОК | рКЧрКП | рОПрОП
рок + ркч + роп
2627,3-261+ 2614,9-1346,3 + 671,8-314	oonoz-D//2
---------------------------------------= 2 298,6 Вт/(м • К).
261 + 1346,3 + 314
Пример 3.5. Рассчитать гидравлическое сопротивление зоны ОП подогревателя высокого давления.
Исходные данные
Скорость воды в трубках в зоне ОП (и;”")........1,71 м/с
Средняя температура воды в зоне ОП (I ..........247°С
Внутренний диаметр трубок змеевиков в зоне ОП (rf я).... 22 мм
Внутренний диаметр коллектора в зоне ОП (.......189 мм
Длина спиральной трубки (£).....................14,9 м
Количество витков (л)...............................6
Количество спиралей в зоне ОП (7V).................54
По средней температуре питательной воды в зоне ОП 247°С находим коэффициент кинематической вязкости—0,1382-10^ м2/с и плотность воды—803,4 кг/м3. Тогда число Рейнольдса при скорости воды в трубках 1,71 м/с:
wd 1,71 • 0,022	___ л „
Re =----= —— - - = 272214,2 .
v 0,1382-10~б
По рис. 3.24 определяем коэффициент трения Е, = 0,0295 с учетом того, что ха-
deH 0,022
рактеристика шероховатости	= 2^0 •
Коэффициент сопротивления трению в спиральных трубках зоны ОП:
т	14 9
-----= 0,0295  —= 20,0. deH-0,022
Местное сопротивление изогнутой трубки от поворота потока в трубке: = = 0,5л = 0,5-6 = 3.
Анализируя конструкцию аппарата, выберем тип коллектора, подающего питательную воду в змеевики зоны ОП, и по табл. 3.9 найдем величину сопротивления входа из коллектора в трубку, например = 0,7. Сопротивление выхода из трубки в коллектор рассчитываем по формуле (3.36)
,вых = 1,1 + 0,9л2
^вн dKOJI
= 1,1 + 0,9-92 -
0,022
0,189
4
I = 1,П ,
считая, что коллектор имеет шесть отводящих труб, каждая из которых обслуживает девять змеевиков.
Суммарный коэффициент местных сопротивлений:	= 0,5 • 6 + 0,7 + 1,11 =
= 4,81.
Падение давления в змеевиках зоны ОП:
- = (20,0 + 4,81)-	' -в3,4 = 29,1 кПа.
2 V	7	2-Ю3

Пример 3.6. Рассчитать паровое сопротивление двухходового охладителя пара ПВД.
Исходные данные
Расход пара в ОП (<7°п)..............................9,3 кг/с
Давление пара на входе в ОП (ря).....................3,6 МПа
Температура пара на входе в ОП ( Г ...................286°С
Температура пара на выходе из ОП ( г£л)...............266°С
Внутренний диаметр подводящего паропровода (</^).......0,200	м
Размер сечения подводящего короба..............0,200	х 0,330 м
Длина подводящего короба................................0,60	м
Количество рядов спиральных трубок (/)...................18
Продольный шаг спирали (S )............................0,036	м
Размер сечения соединительного короба..........0,200	х 0,330 м
Длина соединительного короба.........................0,85 м
Внутренний диаметр кожуха (DJ........................0,648 м
Наружный диаметр трубок змеевиков в зоне ОП (d'J.....0,032 м
Внутренний диаметр спирали змеевиков в зоне ОП ........0,200	м
Длина спиральной трубки (£).............................14,9	м
Количество витков спирали (л).............................6
Количество плоскостей спиралей в зоне ОП (лм).............2
Количество спиралей в зоне ОП (7V).......................54
Расчет сопротивления подводящего короба
По таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара при давлении и температуре пара на входе в ОП находим коэффициент кинематической вязкости — 1,239-IO'6 м2/с и плотность пара— 15,67 кг/м3.
Проходное сечение подводящего короба: f = 0,200 • 0,330 = 0,066 м2, а эквивалентный диаметр для прямоугольного сечения определяем по формуле (1.22)
.	4/	4-0,066
d —----— —у---------------г = 0,249
П	2 • (0,200 + 0,330)
м.
Тогда скорость пара:
G°n н> = —— Л z-
9 3 -----------= 9,0 м/с. 0,066-15,67
а число Рейнольдса:
Re = d3 vn
1,239-10-6
Коэффициент трения определяем по зависимости (3.33)
£> =(1,821-IgRe-1,64) 2 = (l,821-Ig(l,8-106)-l,64^2 =0,01.
Коэффициент сопротивления трения в подводящем коробе ОП:
^тР = £>~ = 0,01 •	= 0,024.
р d3 0,249
Проходное сечение подводящего паропровода:
fnode = —	—	= 0,031 м2.
IUJI/O	я	д'
4	4
По формуле (3.37) находим величину коэффициента сопротивления входа i в подводящий короб:
=0,281.
I f ) I 0,066)
Сопротивление от поворота потока на 90° определяем по рис. 3.46, счи радиус поворота короба равным половине его длины (при величине отноше!
R 0 300
— = ——— = 1,2 коэффициент сопротивления (^Л(М) от поворота на 90° равен 0 0,249
Величина коэффициента сопротивления выхода пара из подводящего короб межтрубное пространство (^выд. ) — 1,5.
Суммарный коэффициент местных сопротивлений:	= Qex + ^пов + ^вЬ1Х
= 0,281 + 0,400 +1,5 = 2,181.
Падение давления в подводящем коробе ОП:
2	2
^Рпобв = ктр + К = (0,024 + 2,181)- 9’0 '= 1,399 кПа.
L	2-10
Расчет трубного пучка первого хода зоны ОП
По таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара при давлении па на входе в ОП и средней температуре пара в зоне ОП t^= 0,5(Г1и + t2i) = (286+266)/2 = 276°С находим коэффициент кинематической вязкости -1,135-Ю"6 м2/с и плотность пара— 16,66 кг/м3.
Проходное сечение в межтрубном пространстве рассчитаем по формуле (1.17
в которой площадь поперечного сечения кожуха: Fo  ---—; а площадь централ!
4
ного отверстия спирали по среднему диаметру: fome = —5 ------. Величин
4 площади проходного сечения в межтрубном пространстве:
f	М^-4,)2	к-0,6482
4	4	пп, А
_	..я.(0,200-0,032)2 _ 0,032.14,9 =	2
4	2
Эквивалентный диаметр межтрубного пространства рассчитывается по формуле (1.24)
di = /Л.-	= _LWT1--------
л(ок + NdH) л-(0,648 + 54 • 0,032)
Тогда скорость пара:
w
и
Gon п /мт ' Ри
9,3
0,071 • 16,66
= 7,86
м/с,
а число Рейнольдса:

wnd3
7,86 • 0,038
1,135-10-6
Вычисляем расчетный коэффициент А в формулах (3.43) — (3.44). Поскольку разбивка шахматного пучка треугольная, то продольный шаг: S2 =25'1/Л/з = 0,042.
Соответственно отношения и составляют =0,036/0,032 = 1,125 и ц/2 =0,042/0,032 = 1,312.
Тогда величина расчетного коэффициента будет равна
1--L	1——
,4 = —^ =	1-312=1.9.
vpj-l 1,125-1
Поскольку эта величина больше 0,53, расчет коэффициента сопротивления нужно вести по формуле (3.44)
С = 3,86(/ + 1)х/л  Ле-0’25 = 3,86  19 -	• (2,6 • 105 )-°’25 = 4,476.
Падение давления в трубном пучке первого хода зоны ОП:
2	2
*РтрУб =	= 4,476 • 7’86 ~1^66 = 2,298 кПа.
2	2 • 10J
Паровое сопротивление второго хода зоны ОП будет таким же, как и первого хода.
Расчет сопротивления соединительного короба
Проходное сечение соединительного короба: f = 0,200 • 0,330 = 0,066 м2; а эквивалентный диаметр, рассчитанный для прямоугольного сечения по формуле (1.22) d3 = 0.249 м. Тогда скорость пара:
(7°п
wn =-7^
9,3 0,066-16,66
= 8,46 м/с;
I 2 = 0,01.
а число Рейнольдса:
_wn’d3 _ 8,46 - 0,249	6
=-------=-----------— = 1,оо -10 .
v„ 1,135 -10~б
Коэффициент трения определяем по зависимости (3.33)
§ = (1,821 • 1g Re -1,64)-2 = (1,821 • 1g (1,86 • 106 )-1,64)
Коэффициент сопротивления трения в соединительном коробе ОП:
ЪтР = £ — = 0,01 • — - = 0,034.
тр ъ d3 0,249
Величина коэффициента сопротивления входа пара ( £вх ) из межтрубного пространства в соединительный короб — 1, а коэффициент сопротивления выхода пара ( £выж ) из соединительного короба в межтрубное пространство — 1,5.
Сопротивление от двух поворотов потока на 90° определяем по рис. 3.46, считая радиус поворота короба равным 250 мм (при величине отношения
R 0 250
— =	=1,0 коэффициент сопротивления от поворота на 90° £и<ж = 0,43-2=0,86).
Суммарный коэффициент местных сопротивлений: ££ = ^ех + Qnog + £выЛ = = 1,0 + 0,86 + 1,5 = 3,36.
Падение давления в соединительном коробе ОП:
2	2
ЬРсоед = fcmp +	= (0,034 + 336). 8’-6 -1*’66 = 2,023 кПа.
2	2-10
Полное паровое сопротивление охладителя пара:
ДР = ЛРподв + 2^Ртруб + ЬРсоед = 1,399 + 2 • 2,298 + 2,023 = 8,018 кПа.
Пример 3.7. Произвести тепловой и гидравлический расчет смешивающего подогревателя низкого давления №1 турбины К-300-240.
Исходные данные
Давление пара в подогревателе (рл)...........0,0167 МПа
Теплосодержание пара (Лл)....................2495 кДж/кг
Температура основного конденсата на входе (/1м)..29,1 °C
Расход основного конденсата (Gok)..............186,1	кг/с
Теплота выпара из ПНД №2 (б<2)...............0,253 МВт
Расход воздуха в первом отсеке (G^)...........0,0055	кг/с
Расчет первого струйного отсека
Недогрев основного конденсата в смешивающем подогревателе равен нулю, т.е. температура основного конденсата на выходе из аппарата равна температуре на-
сыщения пара при его давлении в аппарате: tloK — 1я = 56,24°С. Тогда количество теплоты, воспринимаемое основным конденсатом, вычисляем по уравнению теплового баланса (3.4):
Qok = GOKcpJt2oK - hoK) = 186,1 • 4,19 - (56,24 - 29,10) = 21,163 МВт.
Допустим, что количество выпара в ПНД-1 и ПНД-2 составляет 0,5кг на 1 т основного конденсата, т.е. Gel = <7e2 = 0,5-GOK= 0,5 4 86,1/1000 = 0,093 кг/с, тогда теплота выпара из ПНД-1 Qel = Gelhn = 0,093 • 2495 = 0,232 МВт.
Расход греющего пара определяем, преобразовав уравнение (3.49):
с _	_ 21,163 + 0,232-0,253.10з _ 9
lh,-cp„ <гок 2495 - 4,19-56,24
В соответствии с рекомендациями разд.3.3.2 принимаем расстояния между тарелками: = 0,38 м; 1г = 0,50 м и /3 = 0,48 м; высоту подпора воды на тарелках при расчетной нагрузке — 0,125 м и диаметр отверстий — 8 мм.
Тогда, задавшись коэффициентом расхода для круглых отверстий Ц=0,6, из формулы (3.57) определим скорость истечения воды из отверстий верхней тарелки:
w0K = ii-figh = 0,6д/2  9,8 -0,125 = 0,94 м/с.
Необходимое число отверстий в тарелке определяем из формулы (3.54)
GOK 0,785d2pOKwOK
__________186,1_________ 0,785-0,0082 -0,94-1000
= 3980 шт.
При шахматном расположении отверстий в тарелке и разбивке по равностороннему треугольнику с шагом S = 2,5d - 0,02 м площадь тарелки рассчитаем по формуле (3.53)
F = nS2 -sin60° =3980-0,022 -0,866 = 1,38 м2.
Из конструктивных соображений принимаем, что ширина струйного пучка первого отсека на входе и выходе потока пара одинакова, т.е.	= 4 м.
Примем в первом приближении, что нагрев основного конденсата в первом струйном отсеке составит 14,66 °C. Тогда температура основного конденсата на входе во второй отсек: t2 = tY + A/j = 29,1 + 14,66 = 43,76°С.
Количество сконденсированного в первом отсеке пара в этом случае составит воксрок{*2-4) 186,1-4,19(43,76-29,1) л ,
<7И1 =---------------=---------—----------— = 4,94 кг/с.
hn-cP0Kt2 2495-4,19-43,76
Скорость пара на входе и выходе первого струйного отсека определяем по формуле (3.56), предварительно вычислив по таблицам геплофизических свойств воды и водяного пара плотность насыщенного пара при давлении 0,0167 МПа— ри = 0,11 кг/м3:
wn
=±?4 ,t 0,093 =
lxLexpn 0,38-4-0,11
0,093
= G„1 =-----------------=
lxLexpn 0,38-4-0,11
м/с.
Среднюю скорость пара в первом струйном отсеке определяем как среднелогарифмическую:
wcp =
wenx-w™*	_	30,67-0,55
2,3»g«x/<“) “ 2,31g(30,67/0,55)
Расход паровоздушной смеси на входе первого струйного отсека: G„xc = Gnl +
+ G, + G = 4,9400 + 0,0930 + 0,0055 = 5,0385 кг/с, а на выходе: Geb“ = G , + G = el воза 7	7	7	’	’	пвС el возд
= 0,0930 + 0,0055 = 0,0985 кг/с; соответствующие величины относительных содержаний воздуха составят: = Gemj)l G™c = 0,0055/5,0385 = 0,0011 и П<ых = = Gtcai>lGenbe^ = 0,0055/0,0985 = 0,0558. Среднее относительное содержание неконденсирующихся газов определяется как среднелогарифмическое:
П -	-	0,0558-0,0011 =оои
ср 2,31g(IIewx/Пвх) 2,31g (0,0558/0,ООП)	’
Средняя температура основного конденсата в первом отсеке: t = + A/j /2 = = 29,1 + 14,66 / 2 = 36,43°C. При этой температуре по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара определяем величину числа Прандтля — 4,71, а по графику на рис. 3.48 находим коэффициент поверхностного натяжения и=0,00718 кг/м.
Логарифм отношения разностей температур в струйном отсеке по формуле (3.52) равен
1g ~~ = 0,053	• Я2^-1 -	=
= о 053 0,38^t ~ °»0014). Jf7’38)2 ОЛЬ 9,81
4,71°.б2	’	0 94 J ’ 0 007 j 8.0>008
откуда -1 = -6’-4- 29;1 = 2,22 и t2 = 44,02°С.
tH-t2 56,24 —/2
Нагрев воды в первом отсеке: А/, =	= 44,02 - 29,1 = 14,92°С; точность
расчета этой величины: (14,92—14,66) • 100 / 14 = 1,7 %, что указывает на необходимость проведения второго цикла итерационного расчета первого отсека.
Количество сконденсированного в первом отсеке пара в этом случае составит
„ GOKcpoK(t2 - rj 186,1-4,19(44,02-29,1) _ л.	.
й„-срок/2 2495-4,19-44,02
Скорость пара на входе и выходе первого струйного отсека определяем по фор-
муле (3.56), предварительно вычислив по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара плотность насыщенного пара при давлении 0,0167 МПа: ря = = 0,11 кг/м3:
wex
и>вых п
G^.+ Gei = 5;04+.0>093. = зо,67 м/с;
1хЬвхРп 0,38.4-0,11
<7в1	0,093 л « /
-----—— =-------------= 0,55 м/с.
hLexPn 0,38-4-0,11
Среднюю скорость пара в первом струйном отсеке определяем как среднелогарифмическую:
=..30,67-0,55	9
2,31g«/<“) 2,31g (30,67/0,55)
Расход паровоздушной смеси первого струйного отсека на входе: G"xc = (7и1 + + G, + G = 5,0400 + 0,0930 + 0,0055 = 5,1385 кг/с, на выходе — G*^ =G + «I возд 9	9	9	9	9	ПвС	el
+ Gemd = 0,0930 + 0,0055 = 0,0985 кг/с и соответствующие величины относительных содержаний воздуха: Пк = GeaJG^xsc =0,0055/5,1385 = 0,0011 иП<1МХ = С(>(пд/С®‘“= = 0,0055/0,0985 = 0,0558. Среднее относительное содержание неконденсирующихся газов определяется как среднелогарифмическое:
п _ ngwx-n8x _ 0,0558-0,0011 ^оон
ср 2,318(Пвых/Пвх) 2,3 lg(0,0558/0,ООП)	’
Средняя температура основного конденсата в первом отсеке: t = /, +	=
= 29,1 + 14,92/2 = 36,56°С. При этой температуре по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара определяем величину числа Прандтля — 4,69, а по графику на рис. 3.48 находим коэффициент поверхностного натяжения — 0,00718 кг/м.
Логарифм отношения разностей температур в струйном отсеке по формуле (3.52) равен
*н~*2	Рг°’62	ad
Q053 0,38(1-0,0014)	7,49V	0,11-9,81
4,690’62	vl°’94J 0,00718-0,008
откуда ——— =	29Л _ 2,24 и t2 = 44,04°C.
tH~^2	56,24-Z2
Нагрев воды в первом отсеке: A/j = t2 - = 44,04 — 29,1 = 14,94°C, а точность расчета этой величины составляет (14,92-14,94) • 100 / 14,92 = 0,13 %, что является вполне удовлетворительным результатом.
Расчет второго струйного отсека
Расход конденсата, поступающего во второй отсек: = Gok + Gn] = 186,1 -+ 5,04 = 191,14 кг/с.
По формуле (3.57) определим скорость истечения воды из отверстий второ! тарелки при высоте подпора — 0,065 м и коэффициенте расхода для круглых от верстий — 0,6:
wOK =	= 0,6^2 • 9,8 • 0,065 = 0,678 м/с.
Необходимое число отверстий в тарелке определяем по формуле (3.54)
0,785d2pOK»voje
_________191,14__________ 0,785-0,0082 -0,678-1000
= 5611 шт.
При шахматном расположении отверстий в тарелке и разбивке по равностороннему треугольнику с шагом 5 = 2,5d = 0,02м площадь тарелки рассчитаем по формуле (3.53)
F = nS2 sin60° =5611- 0,022 - 0,866 = 1,94 м2.
Примем в первом приближении, что нагрев основного конденсата во втором струйном отсеке составит 11,0 °C. Тогда температура основного конденсата на выходе второго отсека: = ^ + Д/j = 44,04 + 11,00 = 55,04 °C.
Количество сконденсированного во втором отсеке пара в этом случае составит
_ Gk2c	191,14-4,19(55,04-44,04) „ on ,
С-, =---------------=------------------------ = 3,89 кг/с.
hn-cpoKt2 2495-4,19-56,04
Согласно рекомендациям ЦКТИ [13], расход пара на выходе из отсека следует принимать равным 30 % расхода пара, поступающего в первый отсек, т.е. Gen2x = = 0,3 G®] = 0,3-(5,04 + 0,093) = 1,54 кг/с. Расход пара на входе в отсек: G"2 = G^2X + + Gn2 = 1,54 + 3,89 = 5,43 кг/с.
Скорость пара на входе и выходе второго струйного отсека определяем по формуле (3.56), предварительно вычислив по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара плотность насыщенного пара при давлении 0,0167 МПа: ри = = 0,11 кг/м3. Из конструктивных соображений примем ширину струйного пучка на входе второго отсека 5,2 м, а на выходе — 3,6 м. Тогда скорости пара на входе в отсек и на выходе из него равны
wex
Gn2 _	5,43
h^exiPn 0>5 - 5,2 - 0,11
= 18,99 м/с;
j-вЫХ
webix = ^2--------
^2^вых2Рл
1,54 0,5-3,6-0,11
= 7,78
м/с.
Среднюю скорость пара во втором струйном отсеке определяем как среднелогарифмическую:
ex _ вых wcp=^L------
2,31g«/<“
18,99-7,78
2,31g (18,99/7,78)
= 12,56 м/с.
Средняя температура основного конденсата во втором отсеке: t = + A(j /2 = = 44,04 + 11,00 / 2 = 49,54 °C. При этой температуре по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара определяем величину числа Прандтля — 3,58, а по графику на рис. 3.48 находим коэффициент поверхностного натяжения—0,00694 кг/м. Содержание воздуха во втором и третьем отсеках считаем равным нулю.
Логарифм отношения разностей температур в струйном отсеке находим по формуле (3.52)
1g—- = 0,053 tH-t2 Рг'
UK J
png cd
0053 °’5 -3^1
’ 3,580’62 K°’678J 0,00694-0,008
tH-t! 56,24-44,04
откуда —----- = —---------— = 9,60 и t2 = 54,97 С.
tH-t2 56,24-Z2
Нагрев воды во втором отсеке: ^l=t2 — tl = 54,97 — 44,04 = 10,93°C, а точность расчета этой величины составляет (11,00-10,93)-100 / 11,00 = 0,6 %, что указывает на необходимость проведения второго цикла расчетов.
Во втором приближении температура основного конденсата на выходе второго отсека равна 54,97 °C.
Количество сконденсированного во втором отсеке пара в этом случае составит
„ _ GK2cpOK(t2 ~ '1) _ 191,14  4,19(54,97 - 44,04) _ , о,	.
Аи-спо^2	2 495-4,19-54,97
Расход пара на выходе из отсека: G"^ = 0,3 G"i = 0,3-(5,04 +0,093) = 1,54 кг/с.
Расход пара на входе в отсек: (7*2 = ^л2* + ^«2= 1,54 + 3,86 = 5,405 кг/с.
Скорость пара на входе и выходе второго струйного отсека определяем по формуле (3.56)
^вх
wex=-----«2
hPexiPn
5,405 0,5-5,2-0,11
= 18,90 м/с;
,вых п2
1,54 0,5-3,6-0,11
= 7,78 м/с.
Среднюю скорость пара во втором струйном отсеке определяем как среднелогарифмическую:
=	= 18.90-VS	=, 3 и,с
2.318(18,90/7,78)
Средняя температура основного конденсата во втором отсеке: t = + Д^/2 = = 44,04 + 10,93 / 2 = 49,505 °C. При этой температуре по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара определяем величину числа Прандтля — 3,58, а по графику на рис. 3.48 находим коэффициент поверхностного натяжения — 0,00694 кг/м. Содержание воздуха во втором и третьем отсеках считаем равным нулю.
Логарифм отношения разностей температур в струйном отсеке находим по формуле (3.52)
1g ~	= 0>053 —1^— - з|
wcp
W
OK J
PnS = си/
= 0,053—^--з, 3,580’62
12,53
0,678
2
..О,11-9,81 =2259
0,00694-0,008	’	’
tH-tx 56,24-44,04 откуда-----=-----------—
У tH-t2 56,24 -t2
= 9,574 и /2 = 54,97°С.
Нагрев воды во втором отсеке равен А/2 = /2 - ^ = 54,97 - 44,04 = 10,93°С; точность расчета этой величины составляет (10,93 - 10,92 )-100 % / 10,93 = 0,009 %, что является отличным результатом.
Расчет третьего струйного отсека
С учетом конденсации пара во втором отсеке расход конденсата через третью тарелку равен: Gk3 =	+ Gn2 = 191,14 + 3,86 = 195,00 кг/с.
По формуле (3.57) определим скорость истечения воды из отверстий третьей тарелки при высоте подпора 0,06 м и коэффициенте расхода для круглых отверстий 0,6: wOK = [ly/lgh - 0,6^2 • 9,8 • 0,06 = 0,651 м/с.
Необходимое число отверстий в тарелке определяем по формуле (3.54)
GK3	195,00	СА.О
п =-------—------=------------------------= 5962 шт.
0,785d2pOKwOK 0,785 - 0,0082 • 0,651-1000
При шахматном расположении отверстий в тарелке и разбивке по равностороннему треугольнику с шагом S = 2,5d = 0,02 м площадь тарелки рассчитаем по формуле (3.53): F = nS2 sin60° = 5962 • 0,022 • 0,866 = 2,06 м2.
Температура основного конденсата на выходе третьего отсека равна температуре насыщения: t2 = tn = 56,24 °C, а нагрев основного конденсата в третьем струйном отсеке составит Д/3 = Г2 — ^ = 56,24 - 54,96 = 1,28°С.
Количество сконденсированного в третьем отсеке пара в этом случае:
G ;	~ *1) 195,00 • 4,19(56,24 - 54,9б) _ Q
"3 hn-cnOKh	2495-4,19-56,24
Как указывается в разд.3.3.2, согласно рекомендациям ЦКТИ, расход пара на выходе из отсека следует принимать равным 70 % расхода пара, поступающего в первый отсек, т.е. = 0,7	= 0,7-(5,04 + 0,093) = 3,59 кг/с. Расход пара на
входе в отсек: (7®, = G^x + G , = 3,59 + 0,46 = 4,05 кг/с. flj	Hj	Hj
Из конструктивных соображений примем ширину струйного пучка на входе третьего отсека — 5,2 м , а на выходе — 3,3 м . Скорость пара на входе и выходе третьего струйного отсека определяем по формуле (3.53). Тогда скорости пара на входе в отсек и на выходе из него равны
wex
Gex ____пл Ч^вхЗРп
4,05
= 14,75 м/с; 0,48-5,2-0,11
н>вых
Свых пЗ
3,59
= 20,61 м/с.
Ь^выхзРп 9’^8 • 3,3 • 0,11
Среднюю скорость пара в третьем струйном отсеке определяем как среднеарифметическую ( w„x / wenblX< 1,7 ):
Ср w^ + w^ 14,75 + 20,61	.
--"— = — ---------------— = 17,68 м/с.
2	2
Средняя температура основного конденсата в третьем отсеке: t = t,+	=
= 54,96 + 1,28/2 = 55,60 °C. При этой температуре по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара определяем величину числа Прандтля — 3,22, а по графику на рис. 3.48 находим коэффициент поверхностного натяжения — 0,00684 кг/м. Содержание воздуха во втором и третьем отсеках считаем равным нулю.
Логарифм отношения разностей температур в струйном отсеке по формуле (3.52) равен
= 0,053
= 0,053
0,48
3,22 0,62
рг»,62
r 17,68 "12 k 0,651 J
0,11-9,81 0,00684-0,008
= 3,008,
>g

откуда *" tl =	54,97 = 20,25 и t2 = 56,18 C.
Z„-/2	56,24 -t2
Нагрев основного конденсата в третьем отсеке: А/3 = — = 56,18 — 54,97 = = 1,21 °C, а общий нагрев конденсата в подогревателе: А/ = 56,18 - 29,10 = 27,08°С.
Недогрев основного конденсата до температуры насыщения греющего пара составляет 0,06 °C и практически равен нулю.
Общий расход пара на подогреватель: Gn = Gnl + Gn2 + (7л3 + Ge = 5,04 + 3,86 •+ + 0,46 + 0,093 = 9,453 кг/с.
Пример 3.8. Произвести тепловой и гидравлический расчет двухступенчатого струйно-барботажного деаэратора.
Исходные данные
Давление пара в деаэраторе (рл)............................0,8 МПа
Теплосодержание греющего пара (йл)....................3180,0	кДж/кг
Расход основного конденсата (G^)........................340,8 кг/с
Теплосодержание основного конденсата на входе (йлл)...633,2 кДж/кг
Расход дистиллята из конденсатора испарителя (GJ...........8,58 кг/с
Теплосодержание дистиллята (йл).......................576,2 кДж/кг
Расход выпара деаэратора (GJ...............................2,58 кг/с
Теплосодержание выпара деаэратора (йД.................2768,4 кДж/кг
Расход дренажа ПВД (бяад)..................................82,1 кг/с
Теплосодержание дренажа ПВД (йяад).....................766,0	кДж/кг
Расход пара из уплотнений турбины (G^).....................4,29 кг/с
Теплосодержание пара из уплотнений турбины (hfnii)....3320,0	кДж/кг
Расход питательной воды (GM)............................444,19 кг/с
Кислородосодержание основного конденсата (СлД............100	мкг/кг
Кислородосодержание питательной воды (Сл<)................10	мкг/кг
Из материального баланса деаэратора определяем расход греющего пара: Gn = = G +G-G — G—GnKn—G = 444,19 + 2,58-340,8-8,58 —82,1-4,29= 11 кг/с.
В водораспределитель деаэратора поступают два более холодных потока: поток основного конденсата и дистиллят конденсатора испарителя. Суммарный расход воды в водораспределителе: Gtl = Со/(+ G* = 340,8 + 8,58 = 349,38 кг/с. Теплосодержание воды в водораспределителе определяется как средневзвешенная величина:
GOKh K+Guhu 340,8-633,2 + 8,58-576,2	_	. .
йв1 = -  ок---‘LJL =----------------------~ = 631,8 кДж/кг.
349,38
Температура воды в водораспределителе (7л1) составляет 150,79 °C.
Горячие потоки поступают в деаэратор ниже его активной зоны и перемешиваются, в результате чего потоки греющего пара и пара из уплотнений турбины теряют теплоту перегрева, которая расходуется на генерацию дополнительного количества сухого насыщенного пара из конденсата ПВД. Таким образом, уравнение материального баланса горячих потоков запишется в следующем виде: Gnd + Ged = = Gn + G + Спвд , а уравнение теплового баланса горячих потоков: Gnj)hnj) + +	= G„ h„+ Ч-А- + СпвдЛпвд • Здесь величины hni) и Йлй являются теплосо-
держаниями насыщенного пара и воды при давлении в деаэраторе, находятся по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара и равны соответственно: hnj) = 2 768,4 кДж/кг и йлй = 720,9 кДж/кг. Получаем следующую систему уравнений относительно расходов Gnd и Gej):
Gnd + Ged = 11,00 + 4,29 + 82,1 = 97,39;
' 2 768,4 • Gnd + 720,9 • Ged = 11 - 3180,0 + 4,29  3 320,0 + 82,1 • 766,0 = 112111,4.
Решение системы дает значения неизвестных: G^ - 20,47 кг/с и G^ = 76,92 кг/с.
Принимаем диаметр отверстий в днище тарелки </=0,005 м, расстояние по вертикали между тарелками I = 0,4 м и высоту подпора воды на тарелке при расчетной нагрузке h = 0,05 м.
Скорость истечения воды из отверстий тарелки по формуле (3.57) при коэффициенте расхода 0,97: % = [ijlgh = 0,75 • д/2  9,81 • 0,05 = 0,743 м/с.
Плотность воды при температуре 150,79 °C составляет 916,23 кг/м3, и тогда необходимое число отверстий в тарелке по формуле (3.54) равно
Gel ______349,38
п =------———— = 26138 шт.
0,785<Ги>рв	0,785 • 0,0052 • 0,743 • 916,23
При шахматном расположении отверстий с шагом 5 = 1,5</ = 0,0075 м необходимая площадь тарелки составит:
F = /V — = 26138 • 0,0075 = 0,735 м2.
тар 2	2
Принимаем наружный диаметр размещения отверстий в тарелке Dv = 2 м, и тогда необходимый внутренний диаметр размещения отверстий равен
I. 4  0,735	,
4-----------= 1,75 м.
л
d2 =
Dl--Fmap л
Площадь живого сечения для прохода пара по внутренней границе струйного отсека при поперечном обтекании определяем из соотношения
П2 = лП2 S~d° I = л -1,75 • °’0075 ~ 0,005 • 0,4 = 0,733 м2.
5	0,0075
Аналогичным образом определяем площадь живого сечения для прохода пара по внешней границе струйного отсека:
й|	°-0075 - °.005.0,4 = 0,837 «Л
S	0,0075
Поскольку греющий пар в основном конденсируется в струйном отсеке, можно считать, что во входное сечение струйного отсека поступает количество пара, равное 20,47 кг/с. Расход пара на выходе струйного отсека равен расходу выпара, или Ge = 2,58 кг/с. Удельный объем сухого насыщенного пара при давлении в деаэраторе находится по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара и равен 0,245 м3/кг. Тогда скорости пара на входе и на выходе струйного отсека по формулам (3.85) и (3.86) равны соответственно
Gnd-vn 20,47-0,245 £ _. .
w - —по—л _ —_ б 04 м/с.
1 q2 —
0,733
*>2
Ge -Уп П,
2,58  0,245 п _
------------= U, /о
0,837
м/с.
Средняя скорость пара в струйном отсеке равна
W1 ~ w2 6,82 - 0,76 _ _. , „= —------=- = -^-7-Ц- = 2,76 м/с.
1 f 1 1 (6’82^
Подогрев воды в струях рассчитывается по формуле (3.83). Коэффициент А, зависящий от теплофизических свойств воды и пара, определяется по графику на рис. 3.50 и составляет 0,051. В этом случае логарифм отношения разностей температур в струйном отсеке равен
= Л —	=0,051—^
'н~'2	</о0’7	0,005°’7
2,76 0,743
о,з
= 1,23
откуда -н~ -1- =	= 16,98 иt2 = 169,26°С.
Гн-Г2 170,4-/2
Теплосодержание воды, соответствующее этой температуре: й2 = 716,05 кДж/кг, а теплосодержание насыщенного пара при давлении в деаэраторе: hm = 2 768,4 кДж/кг.
Расход конденсирующегося в струйном отсеке пара находим по формуле (3.84)
Dk = G0K -2- -Л°у = 349,38 - -7-16-’05 -6-33?2 = 14,10 кг/с.
h„H-h2	2768,4-716,05
Получившееся суммарное значение расхода пара (14,10 + 2,58 = 16,68 кг/с) не совпадает с принятым при вычислении скорости пара на входе в струйный отсек, поэтому необходим второй цикл расчетов.
Во втором приближении скорости пара на входе и на выходе струйного отсека равны соответственно
(Ge+D*)v„ (14,10+ 2,58)-0,245
—-------------=----------------------= 5,58 м/с;
Q2	0,733
Ge - vn 2,58 • 0,245 n .
w2 = -- " = —------------= 0,76 м/с.
Qi 0,837
Средняя скорость пара в струйном отсеке равна
-w2 _ 5,58-0,76
(5,58^
In ----
10,76 J
= 2,42 м/с.
и’« In pl kw2.
Логарифм отношения разностей температур в струйном отсеке находим по формуле (3.83)
=	=о,О51—
'н-'2	z/o0,7 °	"	0,005°’7
2,42 У3 0,743,
= 1,19
откуда Z1 =17^ - 151,1 =15,49 и/2 = 169,15°С.
tH-t2 170,4 —Г2
Теплосодержание воды, соответствующее этой температуре: й2 = 715,6 кДж/кг, а теплосодержание насыщенного пара при давлении в деаэраторе: hm=2 768,4 кДж/кг.
Расход конденсирующегося в струйном отсеке пара находим по формуле (3.84)
D*k = G0K 1,2 h°K = 349,38  715,6 633,2 = 14,02 кг/с. hnH - h2	2 768,4-715,6
Точность расчета расхода пара составляет 1,4 %. В результате третьего цикла расчетов получаются следующие величины:
•	скорость пара на входе (и^) — 5,55 м/с;
•	средняя скорость пара в струйном отсеке (н>л) — 2,41 м/с;
•	конечная температура воды (Z2) — 169,14 °C;
•	теплосодержание воды при температуре 169,14 °C (й2) — 715,5 кДж/кг;
•	расход конденсирующегося в струйном отсеке пара (BJ) — 14,01 кг/с;
•	точность расчета — 0,07 %.
Расчет десорбции кислорода в деаэраторе
Для расчета массообмена в струйном отсеке используется формула (3.90), в которой коэффициент В определяется по графику, изображенному на рис. 3.53, и равен 3,42-10"3. В этом случае логарифм отношения концентраций кислорода равен
( Т\ \ M,’0,3w0,3 _£а_ < ок )
- = В- 1 -
с2
= 3,42-10-3
/	\03
0,4 ( 2,41 | 0,005°’7 10,743 )
349,38у>5
14,01 J
= 0,397;
при свк =100 мкг/кг содержание кислорода в воде на выходе из струйного отсека (с2) равно 40,09 мкг/кг. Очевидно, что деаэрация воды в струйном отсеке неполная, так что в качестве второй ступени деаэрации необходимо использовать паровой барботаж через дырчатый лист.
Расход пара, поступающего на барботажную тарелку, равен расходу греющего пара, т.е. D* =11 кг/с. Общий расход воды через барботажную тарелку:
Ge = GoK + *>* + Ged = 349,38 +14,01 + 76,92 = 440,31 кг/с.
Принимаем высоту порога водослива барботажной тарелки h = 0,1 м, ширину области Ь = 2 м и диаметр колонки dKm = 3,4 м. Содержание в воде растворенного кислорода на входе в барботажный отсек с2 = 40,09 мкг/кг, а на выходе, согласно [23], с2 = 10,00 мкг/кг. Температура воды на входе в барботажный отсек /2 =
= 169,14 °C, на выходе из него t2 = 170,4°С; средняя температура воды на барботажной тарелке: tcp = (/, + /2) / 2 = 169,77°С.
Расход воды через 1 м ширины водослива барботажной тарелки:
G? 440,31	,, ч
q = —— =--------= 220,16 кг/(м-с);
b 2
плотность воды при ее средней температуре: рв = 897,5 кг/м3; тогда высоту слоя воды над порогом водослива определяем по формуле (3.95)
/	\2	I, х2
h. = 0,7047 • з X = 0,7047  3 I | = 0,276 м;
RpJ vi 897>5J
глубина слоя воды на барботажной тарелке: йо= h + htgd — 0,316 м.
Минимально необходимая скорость пара в отверстиях барботажной тарелки вычисляется по формуле (3.62): wMUH = 20,6-Jv^ = 20,6^0,245 = 10,2 м/с.
Расчетная скорость пара в отверстиях барботажного листа принимается в соответствии с рекомендациями разд. 3.3.2: и>о = 3,5 wmuh = 3,5-10,2 = 35,7 м/с. Тогда проходное сечение для пара в барботажном листе составит
j) v
О =—2-1- =
44 огне
И’о
11-0,245
35,7
= 0,0755 м2.
Необходимое количество отверстий для барботажа при диаметре 0,005 м равно
N _ ^отв _	0,0755
0,785d 2	0,785-0,0052
= 3850 шт.
Коэффициент гидравлического сопротивления дырчатого листа (£), согласно рекомендациям разд.3.3.2, равен 1,8, коэффициент поверхностного натяжения определяется по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара при температуре насыщения и составляет 0,04426 Н/м. Тогда высоту паровой подушки под барботажным листом находим по формуле (3.63)
кщ>д —  31
___________р е ,VqPh	_ 2 , ^(р.-Рл)2^ 2s(pe~Pn) з
2-0,044262
2
I 0,005
1
9,812 897,5---------
<	0,245
+ 1,8
2-9,8 897,5-
35,72 • — —  0,245
1
0,245
= 0,004+ 0,590 = 0,594 м.
Размеры барботажной области выбираются так, чтобы одновременно обеспечивать необходимое качество деаэрации воды, т.е. удаление достаточного количе-
ства кислорода, и не допускать возникновения режима инжекции, когда пар, выходящий из отверстий дырчатого листа, захватывает всю жидкость и уносит ее в виде брызг, для чего высота динамического слоя воды (йа) должна быть неотрицательной. В соответствии с этими соображениями задаемся следующими размерами барботажной области (рис. 3.58):
ширина барботажной области (Ь) — 2 м;
длина барботажной области (/б) — 2 м;
диаметр пароперепускного патрубка (deux) — 0,45 м.
Тогда площадь барботажной области определяется следующим образом:
F6 = Ыб -	= 2 • 2 - 71‘°’45 = 3,841м2.
6	6	4	4
Приведенная скорость пара находится по формуле (3.97)
w
п
D6nvn
11 • 0,245
3,841
м/с.
Проверяем высоту динамического слоя воды на барботажной тарелке по формуле (3.65)
hd = (о,8-ОД17р„и> 2) й0 = fo,8-O,117--~^-O,72 1-0,376 = 0,213 м.
Далее следует определить необходимую по условиям массообмена площадь барботажной области. В соответствии с нормами ПТЭ [31], концентрация кислорода в деаэрированной воде не должна превышать 10 мкг/кг. Тогда количество удаляемого из раствора в единицу времени кислорода составит:
Рис. 3.58. Вид сверху на барботажную тарелку деаэратора.
b — ширина порога водослива, — диаметр пароперепускного отверстия, 1е — ширина барботажной области, d — диаметр деаэрационной колонки
= G* (С1 - с2 )= 440,31 - (40,09 -10,00)= 13 248,9 мкг/с.
Со2
Скорость течения воды на барботажном листе определяем по формуле (3.99)
q 220,16	, 1с .
we=—-— = --------—-— = 1,15 м/с.
ИдРв 0,213-897,5
Коэффициент массоотдачи на барботажной тарелке определяем по формуле (3.9<
\О,зз
= 258,3 кг/(м2-с).
>0,33
= 367-1,15
0,72 -0,005 0,245-0,04426
*о2 =367we
а
Средняя разность концентраций определяется как среднелогарифмическая в< личина:
.	с,-с2	40,09-10,00
= W =	~40709~ = 21-67 МКГ/КГ-
In -- In---------
с2	10,00
Необходимую площадь барботажной области находим из уравнения (3.94)
Со2 13248,9	2
--------= -—-——-—- = 2,367 м . АО2Дсс₽ 258,3-21,67
Очевидно, что принятое предварительно значение площади барботажной обла сти больше, чем необходимое по условиям массоотдачи, следовательно, деаэраци онная колонка должна обеспечивать требуемую степень деаэрации воды.
Пример 3.9. Применительно к условиям примера 3.8 рассчитать деаэратор пленочного типа.
Материальный и тепловой балансы пленочного деаэратора рассчитываются так же, как в примере 3.8.
Для вентиляции колонки деаэратора специальной линии выпара не предусматривается, а колонка вентилируется путем отвода пара из ее верхней части к паровому эжектору конденсатора турбины, при этом относительный расход пара равен Р /Рм = 2,58-103/ 444,19 = 5,8 кг/т.
Определяем среднюю концентрацию растворенного кислорода в смеси поступающих на водораспределитель потоков воды при условии, что содержание кислорода в дистилляте испарителей (си) равно 50 мкг/кг:
_ _ ^окс1 + GUCU
СР GOK+GU
340,8-100 + 8,58-50
340,8 + 8,58
= 98,8 мкг/кг.
Конечная концентрация кислорода в питательной воде, в соответствии с ПТЭ [31], должна составлять 10 мкг/кг. Тогда средний концентрационный напор в деаэраторе равен
, 98,8
In-------
10,00
. ссР~с2 98,8-10,00
Асс/, =------=------— = 38,8 мкг/кг.
1п^ С2
По формуле (3.93) находим количество кислорода, которое необходимо удалить из раствора в единицу времени: Gq2 -GOKcx +Gucu -Gnec2 =30888,1 мкг/с.
Предварительно оцениваем высоту слоя насадки по формуле (3.102), приняв плотность потока орошения U= 20 кг/(м2-с) и определив по графику на рис. 3.55 поправку (х^) на температуру воды — 0,09 при температуре основного конденсата 151°С. Высота слоя насадки:
A«0,062y,t/-lg lC2 J
= 0,062 - 0,09 • 20 • 1g —
Ц0,0 J
= 0,111 м.
Величина определенного по графику на рис. 3.54 при температуре насыщения в деаэраторе 170,4°С коэффициента В равна 8,7-ЮЛ Тогда объемный коэффициент массоотдачи рассчитывается по формуле (3.101)
kv = 6,65 • 103/Я7°’8 • й-0’7 = 6,65 • 103 • 8,7  10^ • 20°’8 - 0,11 Г0’7 = = 296,1 кг/(м2-с).
Необходимый объем насадки определяем по формуле (3.103)
Г =	=	30888'1 -2,69 м1.
&ссрКу 38,8-296,1
Необходимую площадь колонки в плане находим по принятому значению плотности потока орошения:
= GOK+GU = 34^38 =}	м2
к В 20
Тогда необходимую высоту колонки определим следующим образом:
hK
V 2,69
FK ~ 17,50
= 0,154 м.
Если принять диаметр колонки (dK) равным 2,4 м, то необходимое количество колонок составит
. 4FK 4 • 17,5
I — —— =-----—
л</2	л-2,42
= 3,87 я 4 шт.
3.4. Контрольные вопросы
1. В чем состоит особенность регенеративного цикла ПТУ?
2. От каких факторов зависит оптимальная температура пита-
тельной воды, обеспечиваемая системой регенерации ПТУ?
3.	Какие теплообменные аппараты входят в состав системы регенеративного подогрева питательной воды?
4.	Какова величина степени повышения давления, обеспечиваемая одной ступенью эжектора и почему необходимо применение многоступенчатых эжекторов?
5.	Назовите основные параметры, определяющие эффективность работы аппаратов системы регенерации.
6.	Какие схемы отвода дренажа применяются в системах регенерации ПТУ?_____________________________________________
7.	В чем заключаются преимущества и недостатки тепловых схем ПТУ со смешивающими подогревателями?
8.	Какова основная функция, выполняемая деаэратором?
9.	Назовите типы термических деаэраторов
10.	Какой режим работы деаэраторной колонки называется гидродинамически устойчивым?______________________________
11.	Для чего предназначены аккумуляторные баки деаэраторов?
12.	Каковы основные уравнения, лежащие в основе теплового расчета аппаратов системы регенерации?
13.	На какие зоны делится поверхность теплообмена при конденсации перегретого пара в ПВД и ПНД?
14.	Какие потери давления в аппарате учитываются с помощью коэффициентов местных сопротивлений и чем определяется величина этих потерь?____________________________________
Глава 4
ПОДОГРЕВАТЕЛИ СЕТЕВОЙ ВОДЫ
В СИСТЕМАХ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ
ТЭС И АЭС
4.1.	Общие сведения
Из всех форм вырабатываемой энергии наиболее широко используются два ее вида — электрическая энергия и теплота, на выработку которых в России затрачивается в настоящее время около 55 % всех используемых первичных топливно-энергетических ресурсов.
Для организации рационального теплоснабжения потребителей особенно большое значение имеет теплофикация, являющаяся наиболее совершенным методом централизованной поставки тепловой энергии и одним из основных путей снижения удельного расхода топлива на выработку электрической энергии.
Под термином теплофикация понимается централизованное теплоснабжение на базе комбинированной, т.е. совместной, выработки тепловой и электрической энергии [32]. В этом заключается и основное отличие теплофикации от так называемого раздельного метода теплоэнергоснабжения, когда электрическая энергия вырабатывается на конденсационных тепловых электростанциях, а тепловая — в котельных.
4.1.1.	Виды тепловой нагрузки
Выработка тепловой энергии на тепловых и атомных электрических станциях производится для удовлетворения нужд как промышленных, так и бытовых потребителей. Соответственно различают два вида тепловой нагрузки: производственную, необходимую для технологических процессов промышленных предприятий, и отопительную, служащую для отопления производственных общественных и жилых помещений, а также горячего водоснабжения и вентиляции.
Производственную тепловую нагрузку удовлетворяют обычно паром, отработавшим в турбине и имеющим давление 0,7...4,0 МПа, отопительную — либо горячей водой с температурой 70... 150 °C, либо паром из отборов турбины с давлением 0,05...0,50 МПа. В холодное время года воду нагревают до 120... 150 °C.
Промышленная тепловая нагрузка характеризуется неравномерностью в течение суток и относительной равномерностью в течение года с некоторым снижением летом. Чисто отопительная нагрузка отличается равномерностью в течение суток и большой неравномерностью в течение года: она достигает максимума в периоды низких температур, а в теплое время года снижается до нуля.
Бытовая тепловая нагрузка, включающая в себя тепловую нагрузку отопления и горячего водоснабжения, удовлетворяется горячей водой температурой 60... 70 °C. Доля тепловой нагрузки горячего водоснабжения составляет примерно 25 % максимальной отопительной нагрузки зимой и 20 % — летом.
Продолжительность отопительного сезона в средней полосе России составляет около 5000 ч/год. Годовое время использования максимума отопительной нагрузки составляет около 3000 ч. Примерные графики отопительной и бытовой нагрузок приводятся на рис. 4.1 [32].
Рис. 4.1. Графики отопительно-вентиляционной и бытовой нагрузок.
а — суточный, б — годовой; 1, 2, 3 — соответственно максимальная, средняя и минимальная нагрузки
4.1.2.	Комбинированное и раздельное производство электрической и тепловой энергии
Раздельное производство электрической и тепловой энергии предполагает выработку электроэнергии на конденсационных тепловых электростанциях (КЭС) и тепловой энергии в котельных низкого давления непосредственно в водогрейных котлах либо путем нагрева воды теплотой редуцированного пара энергетических котлов. Схема энергетической установки, состоящей из КЭС и котельной низкого давления (КНД), показана на рис. 4.2.
При комбинированном принципе источником выработки тепловой и электрической энергии является теплоэлектроцентраль (ТЭЦ), где часть общего расхода пара, предварительно выработав электроэнергию в турбоустановках ТЭЦ, служит затем для выработки тепловой энергии. Отпускаемая с ТЭЦ тепловая энергия централизованно подается тепловым потребителям. Централизованное теплоснабжение на базе комбинированной выработки тепловой и электрической энергии называется теплофикацией.
Для совместной выработки тепловой и электрической энергии на ТЭЦ установлены теплофикационные паровые турбины, имеющие ряд особенностей по срав-
Рис. 4.2. Тепловая схема простейшей раздельной установки. КНД— котельная низкого давления, КЭС — конденсационная электростанция, ТП — тепловой потребитель, Г — электрогенератор, Т — турбина, К — конденсатор, ПН — питательный насос, КН — конденсатный насос, ПК — паровой котел
нению с турбоагрегатами конденсационных электростанций в конструкции, тепловой схеме и условиях эксплуатации. Основным отличием теплофикационных турбин является наличие регулируемых отборов пара в промежуточных точках процесса расширения пара в турбине или в конце этого процесса. Тепловые схемы простейших ТЭЦ представлены на рис. 4.3.
Рис. 4.3. Тепловые схемы простейших теплоэлектроцентралей.
а — ТЭЦ с турбиной с регулируемым отбором и конденсацией пара типа Т (К), б — ТЭЦ с турбиной с противодавлением типа Т (Р) и параллельно работающей конденсационной турбиной типа Т (К); ТП — тепловой потребитель, НОК — насос обратного конденсата от теплового потребителя, РОУ — редукционно-охладительная установка, БК — смеситель, Г — электрогенератор, ПК — паровой котел, ПП — пароперегреватель, К — конденсатор, КН — конденсатный насос, ПН — питательный насос
Конденсационные электростанции также иногда оборудуются теплофикационными установками, подключенными к нерегулируемым регенеративным отборам пара турбин, как показано на рис. 4.4.
Рис. 4.4. Тепловая схема энергоблока 300 МВт с турбоустановкой К-300-240 ЛМЗ.
ПП — пароперегреватель, ПГ — парогенератор, ЦВД, ЦСД, ЦНД — цилиндры соответственно высокого, среднего и низкого давления, П1-П8 — подогреватели системы регенерации, Д — деаэратор, ПН — питательный насос, ТП — турбопривод, СП — сальниковый подогреватель, К — конденсатор, КН — конденсатный насос, ПСВ1, ПСВ2 — подогреватели теплофикационной установки
На рис. 4.5 представлена принципиальная схема теплоподготовительной установки атомной ТЭЦ. Между реактором 17 и парогенератором 1 включен промежуточный контур. В парогенераторе вырабатывается «чистый» пар, т.е. пар, не загрязненный радиоактивными веществами, что существенно упрощает схему и оборудование теплофикационной установки АТЭЦ, так как позволяет использовать отработавший в турбине пар как греющий теплоноситель в теплоподготовительной установке.
Комбинированное производство тепловой и электрической энергии более экономично, так как обеспечивает уменьшение общего расхода топлива на выработку электроэнергии и теплоты [32]. На рис. 4.6 в Ts-диаграмме показаны идеальные циклы паровых конденсационной и теплофикационной электростанций. Теплота рабочего тела (водяного пара), имеющая высокий потенциал, сначала используется для выработки электрической энергии в турбогенераторах, а затем теплота отработавшего рабочего тела, имеющая более низкий потенциал, используется для централизованного теплоснабжения. При таком комбинированном использовании удельный расход теплоты на выработку электрической энергии
Рис. 4.5. Принципиальная схема теплоподготовительной установки атомной ТЭЦ. 1 — парогенератор, 2 — турбина, 3 — электрогенератор, 4 — конденсатор, 5,6, 7 — теплофикационные подогреватели нижней, средней и верхней ступени соответстве-но, 8 — бустерный насос, 9— сетевой насос, 10 — химводоочистка, 11 — деаэратор подпитки теплосети, 12 — подпиточный насос, 13 — регулятор подпитки, 14 — насос химводоочистки, 75 — обратный водяной коллектор, 16 — подающий водяной коллектор, 17 — атомный реактор, 18— компенсатор объема, 19— насос промежуточного контура, 20 — конденсатный насос, 21 — сепаратор влаги, 22 — регенеративные подогреватели низкого давления, 23 — станционный деаэратор, 24 — питательный насос, 25 — регенеративные подогреватели высокого давления, 26— пароперегреватель, 27 — редуктор
получается значительно меньше, чем при раздельном получении электрической энергии и теплоты, когда теплота рабочего тела, отработавшего в турбине, отводится в окружающую среду.
Рис. 4.6. Идеальные циклы тепловых электростанций в Ts—диаграмме.
а — конденсационной, б — теплофикационной
Количество теплоты, подведенной в цикл, определяется соотношением
9„=T0As,	(4.1)
где То— температура рабочего тела в начальной точке цикла.
Количество произведенной работы в конденсационном цикле:
LK=(To-TK)^s,	(4.2)
в теплофикационном цикле:
(4.3)
где Тк — температура окружающей среды;
Тт—температура отвода теплоты из теплофикационного цикла для теплоснабжения.
Количество отработавшей теплоты, полезно использованной для теплоснабжения:
в конденсационном цикле q„ = 0;
в теплофикационном цикле q™ = TmAs.	(4.4)
Удельный расход теплоты на получение работы: в конденсационном цикле
ZL
„к _ Яп _	_ Тк
Р LK (TO-TK)^S	(4.5)
т лк
в теплофикационном цикле
„т _ Яп Ям _ fa	_
Р Lm (To-Tm)bs~
(4-6)
Разница удельных расходов теплоты на получение работы в конденсационном и теплофикационном циклах:
^Я = Яр~Яр =	•
^-1	(4-7)
* К
Выражение (4.7) показывает величину снижения удельного расхода теплоты на получение единицы работы при теплофикации по сравнению с раздельной выработкой электроэнергии и теплоты.
4.1.3.	Системы теплоснабжения
В России широко распространены Т ЭЦ с отпуском теплоты на отопление из отборов турбин. Теплофикационная нагрузка ТЭЦ включает расход теплоты на отопление и вентиляцию зданий, а также на горячее водоснабжение.
Для отопления в качестве теплоносителя применяют воду и очень редко пар, так как вода дает возможность переноса теплоты на большие расстояния с небольшим понижением температуры, обусловленным только тепловыми потерями в окружающую среду, что позволяет поддерживать меньшее давление в отборе турбины для обеспечения требуемой температуры теплоносителя у потребителя. Кроме того, водяные отопительные системы имеют более низкую металлоемкость, требуют меньших капитальных затрат и эксплуатационных расходов, в них проще организовать централизованное регулирование отпуска теплоты.
Вода систем теплоснабжения нагревается в пароводяных теплообменниках ТЭЦ главным образом паром из отборов теплофикационных турбин или из выхлопного патрубка турбин с противодавлением и подается насосами по трубопроводам горячей воды к тепловому потребителю; после охлаждения в отопительных установках потребителя вода возвращается на ТЭЦ.
Система трубопроводов горячей и охлажденной воды образует тепловую сеть', вода, циркулирующая по теплосети, называется сетевой водой', насосы, поддерживающие давление в теплосети, называются сетевыми насосами, пароводяные теплообменники подогрева сетевой воды — сетевыми подогревателями.
Трубопроводы, по которым нагретая сетевая вода поступает к потребителю, называются подающими, а вода в подающих трубопроводах — прямой сетевой водой. Трубопроводы, возвращающие охлажденную воду на ТЭЦ, называются обратными, а вода соответственно — обратной сетевой водой.
В зависимости от количества линий для теплоснабжения потребителей различают одно-, двух- и многотрубные отопительные системы. Наиболее простой является однотрубная система, которая применяется при полном использовании горячей воды у потребителя — сначала на отопление, а затем частично охлажденной — для горячего водоснабжения. Область применения однотрубных систем ограничена, так как обычно потребность в горячей воде для бытовых нужд значительно меньше, чем расход сетевой воды на отопление и вентиляцию. Наиболее распространена двухтрубная система, когда теплосеть состоит из двух линий: подающей и обратной. Двухтрубная водяная система обычно применяется в том случае, когда тепловая нагрузка включает в себя отопление, вентиляцию и горячее водоснабжение. Если в районе имеется также промышленная нагрузка, требующая теплоты другого потенциала, предпочтительна трехтрубная система: две линии подающие, а третья — обратная. В случае, если в районе основной является производственная нагрузка повышенного потенциала, то в качестве теплоносителя обычно используется пар. Выбор теплоносителя и системы теплоснабжения обосновывается технико-экономическим расчетом.
Водяные системы по способу горячего водоснабжения подразделяются на закрытые (замкнутые) и открытые (разомкнутые).
В закрытых системах сетевая вода используется только как теплоноситель и из
сети не отбирается. Горячая вода для потребителей поступает из сети питьевого водопровода и нагревается в водо-водяных подогревателях сетевой водой.
В открытых системах сетевая вода частично или полностью разбирается абонентами для горячего водоснабжения. При непосредственном водоразборе к бытовым потребителям отводится смесь воды из подающей и обратной сетевых магистралей, так что потери ее в теплосети резко возрастают — от 1 ...2 %, которые имеют место в закрытых системах, до 20...40 % расхода сетевой воды.
К недостаткам открытых систем относится необходимость устройства на ТЭЦ мощной водоподготовки подпиточной воды для ее умягчения, деаэрации и удаления шлама. Остаточная карбонатная жесткость подпиточной воды не должна превышать 0,7 мг-экв/кг, а содержание кислорода — 50 мкг/кг [31]. Несмотря на это, открытая система энергетически выгоднее, так как потери воды в системе восполняются холодной водой, для подогрева которой на ТЭЦ можно эффективно использовать теплофикационные отборы пара пониженного давления или отведенную теплоту конденсаторов турбин.
Преимуществами закрытых систем горячего водоснабжения являются стабильное качество горячей воды, одинаковое с водопроводной водой, простота эксплуатации и контроля благодаря постоянству расхода сетевой воды. К недостаткам закрытых систем относятся усложнение оборудования из-за наличия водо-водяного теплообменника, выпадение накипи в подогревателях вследствие карбонатной жесткости водопроводной воды, коррозия местных систем и теплообменников из-за отсутствия деаэрации водопроводной воды.
Выбор закрытой или открытой системы в значительной мере определяется качеством исходной сырой воды, которое, в свою очередь, определяется местными условиями. По технико-экономическим показателям и начальным затратам современные двухтрубные закрытые и открытые системы практически равноценны.
Расчетный расход сетевой воды на горячее водоснабжение, примерно равный среднесуточному, определяется из выражения
_ Qnup
“ " (Т	’	(4.8)
Xя пр обр / Св
где — расчетная теплофикационная нагрузка, кВт;
Тдбр —температура прямой и обратной сетевой воды, °C;
cct—теплоемкость сетевой воды, кДж/(кг-°С).
4.1.4.	Покрытие отопительной нагрузки на ТЭЦ
Тепловая отопительная нагрузка, как уже было сказано выше, включает в себя расход теплоты на отопление и вентиляцию жилых, промышленных и общественных зданий, а также расход теплоты на горячее водоснабжение. Величина тепловой нагрузки изменяется в зависимости от температуры наружного воздуха. Максимальный отпуск теплоты имеет место при так называемой минимальной расчетной температуре наружного воздуха, численное значение которой определяется климатическими условиями района (например, для Екатеринбурга это значение
составляет 31 °C для отопления и 20 °C для вентиляции). Расход теплоты на отопление и вентиляцию с повышением температуры наружного воздуха уменьшается, и при температуре наружного воздуха +10 °C отопление выключается. Включение отопления производится после того, как температура наружного воздуха в осенний период опустится ниже +8 °C и продержится при этих значениях не менее трех суток.
Средняя нагрузка горячего водоснабжения в пределах отопительного периода остается постоянной при относительно небольших суточных и недельных колебаниях. Расход теплоты на отопление и вентиляцию зависит от температуры наружного воздуха и изменяется от максимальных значений в холодное время года до минимальных значений летом. Покрытие базовой теплофикационной нагрузки, включающей в себя тепловую нагрузку горячего водоснабжения, отопления и вентиляции, производится за счет тепловой мощности регулируемых отборов теплофикационных турбин ТЭЦ. Сетевая вода на ТЭЦ нагревается в сетевых подогревателях до 100... 120 °C, что обусловлено проектной величиной теплофикационной нагрузки сетевых подогревателей, а также величиной давления в регулируемых отборах турбин. В тех случаях, когда номинальной теплопроизводительности отопительных отборов не хватает для покрытия всей необходимой потребности в теплоте (при очень низких температурах наружного воздуха), дополнительное количество теплоты вырабатывается пиковыми источниками — пиковыми сетевыми подогревателями или газо-мазутными водогрейными котлами.
На рис. 4.7 представлен график продолжительности тепловых нагрузок для отопительной ТЭЦ. Если по оси ординат графика отложить значение номинальной тепловой мощности отопительных отборов () и провести горизонтальную линию до пересечения с кривой продолжительности отопительных нагрузок, то эта линия разделит график на базовую часть, покрываемую паром отопительных отборов, и пиковую часть ( Q„UK), покрываемую теплотой от пиковых источников.
Рис. 4.7. График продолжительности тепловых нагрузок
Отношение
fbHOM
называется коэффициентом теплофикации и показывает долю номинальной отопительной нагрузки в полной расчетной тепловой нагрузке.
4.1.5.	Типовые схемы включения установок подогрева сетевой воды
Подогрев сетевой воды на тепловых станциях может производиться паром регулируемых отопительных отборов теплофикационных турбин либо паром регенеративных нерегулируемых отборов конденсационных турбин.
На отопительных ТЭЦ и электростанциях, предназначенных для теплоснабжения городов, устанавливаются теплофикационные турбины с двумя отопительными отборами, из которых верхний обычно регулируемый.
Теплофикационные турбины, используемые для покрытия тепловой нагрузки, выпускаются такими заводами, как ТМЗ, ЛМЗ и КТЗ, и бывают следующих типов.
1.	Т — с одним или двумя отопительными отборами пара, из которых один регулируемый (верхний—при включенных обоих отборах и нижний — при включенном одном нижнем отборе).
2.	П — с регулируемым производственным отбором пара.
3.	ПТ — с двумя регулируемыми отборами пара, производственным и отопительным, когда регулируемое давление может поддерживаться одновременно и независимо в обоих отборах или только в одном из них; с регулируемым производственным и двумя отопительными отборами пара, когда регулируемое давление может поддерживаться одновременно и независимо в производственном и в одном из отопительных отборов или только в одном из них (при этом в верхнем отопительном отборе оно поддерживается при включенных обоих отопительных отборах и в нижнем— при включенном одном нижнем); с тремя регулируемыми отборами пара, производственным и двумя отопительными, когда регулируемое давление может поддерживаться в каждом из отборов или одновременно и независимо в любых двух или во всех трех отборах.
4.	Р — с противодавлением.
5.	ПР — с противодавлением и регулируемым производственным отбором.
Различают два вида регулируемых отборов пара:
•	производственный отбор с давлением 0,5 МПа и выше, предназначенный для обеспечения паром нужд производства и подогрева сетевой воды;
•	отопительный отбор с давлением 0,3 МПа и ниже, предназначенный для обеспечения нужд отопления, горячего водоснабжения и вентиляции.
На рис. 1.3 представлена тепловая схема одной из наиболее распространенных теплофикационных турбин Т-110/120-130 с сетевой подогревательной установкой. Турбоустановка обеспечивает двухступенчатый подогрев сетевой воды паром из двух теплофикационных отборов. Ступенчатый подогрев сетевой воды аналогичен ступенчатому подогреву питательной воды, реализуемому системой регенера-
ции турбоустановки. Различия состоят в том, что нагрев сетевой воды в сетевых подогревателях невелик и составляет в среднем 40...50 °C вместо 150...250 °C в системе регенерации; для подогрева сетевой воды используется до 70...80 % расхода свежего пара на турбоустановку, в то время как для целей регенерации — только до 20...30 %.
Целью ступенчатого подогрева является дополнительная выработка электроэнергии на тепловом потреблении. Как показано в [6], возможная дополнительная выработка электроэнергии на тепловом потреблении в зависимости от параметров свежего пара и коэффициента теплофикации составляет 7,5... 11,4 % выработки при одноступенчатом подогреве. Средняя за отопительный период величина дополнительной удельной выработки составляет 40.. .55 кВт-ч/Гкал.
Сетевая подогревательная установка включает в себя сетевые трубопроводы в пределах главного корпуса ТЭЦ, сетевые подогреватели, сетевые насосы 1 и II ступеней, конденсатные насосы сетевых подогревателей и узел подпитки тепловой сети. На рис. 4.8 в качестве примера приведена схема сетевой подогревательной установки теплофикационного энергоблока с турбиной Т-250/300-240. Сетевая вода из обратной линии 1 посредством сетевого насоса первого подъема 2 прокачивается через сетевые подогреватели 3 и 4. Далее сетевым насосом второй ступени подъема 5 сетевая вода прокачивается через пиковый водогрейный котел 6 и по-
Рис. 4.8. Схема сетевой подогревательной установки теплофикационной турбины (усл. обознач. см. текст)
ступает в тепловую сеть. Предусмотрена рециркуляция сетевой воды насосом 17 для поддержания необходимой температуры воды перед водогрейным котлом независимо от заданной температуры прямой сетевой воды. Подпитка тепловой сети осуществляется подпиточным насосом 7, который получает деаэрированную химически обработанную воду из аккумуляторного бака 8. Сырая вода подается насосом сырой воды 9 через подогреватель сырой воды 10 на химическую водоочистку. Химически обработанная вода последовательно подогревается в водоводяном теплообменнике 11, подогревателе 12 отборным паром и в охладителе выпара 13, деаэрируется в деаэраторе подпитки тепловой сети 14 и затем перекачивающим насосом или самотеком подается в аккумуляторный бак.
Особенностью данной схемы, обусловленной высокими требованиями к качеству конденсата, предъявляемыми прямоточным котлом, является подача конденсата сетевых подогревателей на блочную обессоливающую установку (БОУ) после предварительного охлаждения в охладителе конденсата 75 (ОК-1) основным конденсатом турбины и охладителе конденсата 16 (ОК-2) циркуляционной водой до температуры 40.. .60 °C. Предусмотрена также возможность подачи конденсата сетевых подогревателей непосредственно в линию основного конденсата турбины передПНД-1 иПНД-2. В турбоустановках Т-100-130, Т-175-130, Т-180-130, работающих с барабанными котлами, БОУ отсутствует и конденсат сетевых подогревателей подается в линию основного конденсата.
Рис. 4.9. Схема сетевой подогревательной установки конденсационной турбины.
1 — из теплосети, 2 — в теплосеть, 3 — в коллектор обратной сетевой воды, 4 — от коллектора прямой сетевой воды, 5 — из водоподготовительной установки, 6 — из технического или питьевого водопровода, 7 — отсос в конденсатор, 8 — аварийный слив, 9 — контрольный слив, 10 — в линию основного конденсата турбин, 11 — на обессоливающую установку, 12 — слив в конденсатор, 13 — резервный пар 0,7 МПа, 14 — отбор турбины при 0,5...0,7 МПа, 75 — отбор турбины при 0,12...0,20 МПа
В теплофикационных турбинах ТМЗ имеется возможность сокращения потерь теплоты в конденсаторе, главным образом за счет перевода конденсатора турбин на работу на сетевой или подпиточной воде, проходящей через встроенный пучок на теплофикационных режимах. Встроенный пучок, конденсирующий вентиляционный пропуск пара в ЦНД, служит предвключенной ступенью подогрева сетевой или подпиточной воды. Использование теплоты вентиляционного пропуска пара повышает тепловую экономичность турбины, одновременно увеличивая максимальную тепловую нагрузку [6].
На рис. 4.9 приведена схема сетевой подогревательной установки, питающейся паром от нерегулируемых регенеративных отборов конденсационной турбины. Пар в пиковый сетевой подогреватель подается из отбора турбины 14, имеющего давление 0,5...0,7 МПа, либо из резервной линии 13. Основные сетевые подогреватели снабжаются паром либо из резервной линии через редукционную установку, понижающую давление пара с 0,7 до 0,2 МПа, либо от отбора турбины 15, имеющего давление 0,2.. .0,12 МПа. Очевидно, что при редуцировании теплота пара высокопотенциального отбора теряется, что снижает тепловую экономичность данной схемы по сравнению со схемой, применяемой в теплофикационной турбине.
4.2.	Конструктивное оформление сетевых подогревате гей
4.2.1.	Выбор и принципы проектирования аппаратов
При выборе теплообменников последовательно решаются три основных проблемы: выбор типа аппарата (поверхностный или смешивающий); количество аппаратов в установке', выбор типоразмеров аппаратов.
Качество сетевой воды, прокачиваемой через поверхности нагрева сетевых подогревателей, значительно ниже качества конденсата пара турбин, поэтому в сетевой воде, несмотря на предварительную обработку, могут присутствовать продукты коррозии, соли жесткости и другие примеси. Попадание сетевой воды в конденсат греющего пара недопустимо, поэтому сетевые подогреватели выполняются только поверхностного типа.
Количество теплообменников выбирается обычно из условий обеспечения надежной и экономичной работы турбоустановки или установки подогрева сетевой воды, а также из условий проектного отпуска теплоты потребителю.
Сетевые подогреватели являются составной частью теплофикационной паротурбинной установки. Теплопроизводительность подогревателей выбирается по тепловому потреблению, параметрам пара в теплофикационных отборах и расчетным параметрам воды в теплосети. Например, при коэффициенте теплофикации а.гац = 0,5 сетевые подогреватели рассчитываются на обеспечение половины отопительной нагрузки самого холодного месяца. Другая половина нагрузки обеспечивается пиковыми подогревателями или водогрейными котлами.
На КЭС сетевые подогреватели обычно устанавливаются на первых двух турбинах или блоках. Тепловая мощность подогревателей выбирается такой, чтобы при отключении одного из них остальные могли обеспечить не менее 80 % макси-
мальной тепловой нагрузки. На каждую турбину или блок устанавливаются, как правило, два основных подогревателя.
Исходными данными для выбора типоразмеров сетевых подогревателей являются расходы и рабочие параметры теплоносителей, известные из расчета турбоустановки и теплосети. Выбор типоразмера сетевого подогревателя должен сопровождаться проектным расчетом аппарата, в ходе которого на основе исходных данных и предварительных сведений о конструкции аппарата определяется коэффициент теплопередачи, а затем площадь поверхности теплообмена, при которой будут обеспечены заданные параметры нагреваемой сетевой воды.
Обеспечение высокой плотности сетевых подогревателей является важной задачей конструирования. В качестве греющей среды может использоваться пар с давлением ниже барометрического, что ужесточает требования к высокой плотности сетевых подогревателей и вызывает необходимость применения воздухоотсасывающих устройств для удаления неконденсирующихся газов из парового пространства сетевых подогревателей.
Конструкция аппаратов должна давать возможность компенсации температурных расширений. В вертикальных аппаратах компенсация температурных расширений обеспечивается за счет применения плавающей водяной камеры, а корпуса горизонтальных подогревателей для этой цели снабжены линзовыми компенсаторами.
4.2.2.	Типовые конструкции и технические характеристики сетевых подогревателей
В настоящее время для подогрева сетевой воды применяют теплофикационные подогревательные установки поверхностного типа, что позволяет исключить смешение теплоносителей.
Греющий пар омывает трубки поверхности теплообмена снаружи, а сетевая вода циркулирует внутри трубок. В зависимости от температурного графика теплосети подогрев воды в основных сетевых подогревателях осуществляется от 4О...7О°С до 7О...12О°С.
По конструкции различают сетевые подогреватели вертикального и горизонтального типов. В соответствии с отраслевым стандартом OCT 108.271.101 -76 первые обозначаются буквами ПСВ, а вторые ПСГ. Следующая за буквенным обозначением группа цифр обозначает расчетную площадь поверхности теплообмена аппарата (м2), вторая группа цифр — расчетное избыточное давление в паровом (межтрубном) пространстве (кгс/см2), третья — расчетное избыточное давление в водяном пространстве (кгс/см2), четвертая группа — модификацию конструкции аппарата. Например, маркировка ПСГ-2300-3-8-П обозначает горизонтальный сетевой подогреватель с площадью поверхности теплообмена 2300 м2, расчетным давлением в паровом пространстве 3 кгс/см2 (0,3 МПа), в водяном пространстве — 8 кгс/см2 (0,8 МПа), второй модификации.
Горизонтальные сетевые подогреватели входят в состав отопительных установок крупных теплофикационных турбин изготовления Турбомоторного завода (ТМЗ) и Ленинградского Металлического завода (ЛМЗ) и производятся этими же
заводами. Величина поверхности теплообмена ПСГ находится в диапазоне 800...5000 м2. Применение горизонтальных сетевых подогревателей в составе современных крупных теплофикационных турбин обеспечивает более удобную компоновку подогревателей в машинном зале и сокращение длины подводящих трубопроводов отборов пара от турбин [28,29].
Вертикальные сетевые подогреватели выпускаются главным образом Саратовским заводом энергетического машиностроения (СЗЭМ) и используются в составе сетевых подогревательных установок небольшой и средней теплопроизводи-тельности (например в теплофикационных установках турбин Т-25-90, ПТ-25-90, ПТ-60/75-90/13, ПТ-60/75-130/13), а также для покрытия пиковых нагрузок в составе систем теплофикации конденсационных элект ростанций (КЭС), и имеют поверхности теплообмена из ряда 90, 200, 315 и 500 м2 [28,29].
На рис. 4.10 в качестве примера изображен сетевой подогреватель вертикального типа ПСВ-500-14-23. Приведем перечень его присоединений:
А — вход сетевой воды;
Б — выход сетевой воды;
Рис. 4.10. Подогреватель сетевой воды ПСВ-500-14-23.
1 — верхняя водяная камера, 2 — корпус, 3 — трубная система, 4— опорные лапы, 5 — каркасные трубы, 6 — плавающая водяная камера, 7 — анкерные связи трубной доски, 8 — пароотбойный щит, 9 — промежуточная трубная перегородка
В — вход пара;
Ц—выход конденсата пара;
Г— подвод конденсата;
Ж—отвод парогазовой смеси;
И—отвод к водоуказательному прибору.
Аппарат по своей конструкции является типовым. Подогреватель состоит из цилиндрического корпуса 2 с патрубком для ввода греющего пара В и расположенной над корпусом верхней водяной камеры 1 со сдвоенным патрубком для подвода и отвода сетевой воды. Внутри корпуса размещается поверхность нагрева в виде пучка прямых трубок 3 диаметром 19x1 мм. Трубки верхними концами развальцованы в трубной доске, прижатой шпильками к фланцу корпуса. К трубной доске на шпильках крепится фланец верхней водяной камеры. Нижние концы трубок развальцованы в другой трубной доске, к которой на фланце присоединяется крышка нижней водяной камеры 6.
Температура сетевой воды на входе в подогреватель и ее подогрев изменяются в зависимости от температурного режима теплосети и режима работы теплофикационной установки. Соответственно в процессе эксплуатации изменяется и температура трубок поверхности нагрева подогревателя. Корпус подогревателя при работе приобретает температуру, близкую к температуре насыщения греющего пара отбора, которая всегда выше температуры сетевой воды. В результате возникает переменная разность температур между корпусом и трубками подогревателя, которая максимально может достигать 20...30 °C. Нижнюю водяную камеру принято называть плавающей водяной камерой; ее вертикальные перемещения компенсируют разность температурных удлинений трубок и корпуса подогревателя и тем самым исключают появление в трубках компенсационных усилий и напряжений. Для компенсации нагрузки на трубные доски, вызванной разностью давлений сетевой воды и греющего пара, используются шесть анкерных связей, соединяющих трубные доски с крышками водяных камер. Корпус подогревателя в месте приварки парового патрубка усиливается накладкой.
В нижней части корпуса подогревателя имеется фланец Ц для присоединения трубопровода отвода дренажа (конденсата греющего пара). Выше него на корпусе подогревателя, на уровне плавающей водяной камеры, имеется патрубок Г, служащий для подвода конденсата греющего пара от верхнего сетевого подогревателя при каскадном сливе. В нижней части плавающей водяной камеры имеется штуцер для опорожнения трубной системы от сетевой воды перед ремонтом. На корпусе подогревателя выше плавающей водяной камеры расположен штуцер для отсоса воздуха из подогревателя.
Для предохранения трубного пучка от воздействия динамического напора потока пара и эрозии их каплями воды, поступающими с влажным паром из отбора турбины, а также для увеличения периметра натекания пара в трубный пучок служит пароотбойный щиток, устанавливаемый в месте ввода греющего пара. На патрубках отвода греющего пара, а также подвода и отвода сетевой воды устанавливаются гильзы для манометров, а на паровом патрубке имеется штуцер для присоединения манометра. В нижней части корпуса подогревателя устанавливается водоуказательное стекло для измерения уровня конденсата. Рядом с ним имеется
штуцер для присоединения импульсного устройства для автоматического регулирования уровня конденсата в подогревателе.
Поперечное обтекание паром трубного пучка обеспечивается установкой горизонтальных направляющих сегментных перегородок 9, каждая из которых перекрывает немного более половины площади горизонтального сечения корпуса подогревателя. Общее количество горизонтальных перегородок по высоте корпуса подогревателя определяется на основе теплового и вибрационного расчетов и может достигать шести. Горизонтальные перегородки и вертикальный пароотбойный щиток крепятся электросваркой на шести каркасных трубах, соединяющих верхнюю и нижнюю трубные доски.
Верхняя водяная камера снабжается перегородкой, обеспечивающей двухходовое движение воды в подогревателе. Нижняя водяная камера выполняет функцию поворотной. Увеличение числа ходов воды до четырех приводит к увеличению длины пути воды в аппарате и коэффициента теплоотдачи, что позволяет получить экономию на капиталовложениях (меньше поверхность нагрева и затраты металла на подогреватель). Одновременно увеличивается гидравлическое сопротивление подогревателя по сетевой воде, что приводит к перерасходу электроэнергии на привод сетевых насосов и, следовательно, к росту эксплуатационных расходов. Оптимальное решение находится с помощью технико-экономических расчетов.
Аппарат устанавливается на опорах — лапах 4, приваренных к корпусу и опирающихся на перекрытия или специальные стальные конструкции.
Фланцы корпуса и водяных камер, а также трубные доски выполняются из стали 20К. Остальные элементы — из Ст.Зсп.
Основные характеристики аппаратов типа ПСВ представлены в табл. 4.1.
На рис. 4.11 в качестве примера показана конструкция горизонтального подогревателя ПСГ-23 00-2-8-1 с поверхностью нагрева 2300 м2, рассчитанного на давление греющего пара до 0,3 МПа и на давление сетевой воды 0,8 МПа. Перечень присоединений подогревателя соответствует приведенному выше для вертикальных аппаратов. Подогреватель имеет цельносварной корпус и предназначен для работы в составе теплофикационной установки турбины Т-110/120-130 при рабочем давлении пара от 0,06 до 0,25 МПа и при номинальном расходе сетевой воды 970 кг/с с максимальной температурой ее подогрева до 120 °C.
Поверхность нагрева подогревателя выполнена в виде прямых латунных трубок диаметром 24 х 1 мм, длиной около 6000 мм, концы которых развальцованы в трубных досках.
Греющий пар поступает в аппарат через два цилиндрических патрубка, внутри которых смонтированы концентрические рассекатели для равномерного распределения пара вдоль трубного пучка.
Трубный пучок в корпусе подогревателя расположен эксцентрично, что позволяет создать в зоне, прилегающей к месту ввода пара, симметричный клиновой раздающий коллектор, охватывающий пучок. Паровоздушная смесь удаляется из подогревателя эжектором через коллектор, расположенный в воздухоохладителе, выделенном в трубном пучке первого хода сетевой воды для конденсации и охлаждения паровоздушной смеси.
Конденсат греющего пара сливается в нижнюю часть корпуса, а оттуда в конденсатосборник. В трубах, соединяющих корпус подогревателя с конденсатосбор-
	Поверхность теплообмена, м2	е.о	Рабочие параметры						« ST —	S С ж о	0J с	сопротивление водяного тракта при ном. расходе воды, МПа (кгс/см2)
			Греющий пар		Вода							
Типоразмер		Макс, темперг пара на входе	Давление, МПа (кгс/см2) 		Расход ном., т/ч	Давление, МПа (кгс/см2)	Температура иа входе, °C	Температура на выходе, °C	Расход ном,, т/ч	Макс, расчел тепловой пот 1 О’* Вт (Гкал	Скорость ВОДЬ! номинально расходе, м/	о QJ з-S в: сс rt С g	
Двухходовые												
ПСВ-90-7-15	90	400	0,8 (8,0)	29,0	1,6 (16)	ПО	150	350	16,3 (14,0)	1,95	0,030 (0,30)	
ПСВ-200-7-15	200	400	0,8 (8,0)	89,1	1,6(15)	70	125	800	51,2(44,0)	1,95	0,031 (0,31)	
ПСВ-300-14-23	300	400	1,5 (15,0)		2,4 (24)	130	180	800	47,9(41,2)	—	0,030 (0,30)	
ПСВ-315-3-23	315	400	0,4 (4,0)	69,0	2,4 (24)	70	120	ИЗО	46,0 (39,5)	2,00	0,050 (0,50)	
ПСВ-500-3-23	500	400	0,25 (2,5) 0,4 (4,0)	115,0 102,5	2,4 (24)	70 95	ПО 130	1500	69,8 (60,0) 61,0(52,5)	1,95 2,00	0,036 (0,36)	
ПСВ-500-14-23	500	400	0,8 (8,0) 1,5 (15)	122,5 210,5	2,4 (24)	ПО 100	150 165	1500	69,8 (60,0) 113,4(97,5)	2,00 2,10	0,036 (0,36)	
ПСВ-520	520	400	0,4 (4,0)			2,4 (24)	70	120	ИЗО	65,1(56,0)		0,053 (0,53)	
			1,5 (15,0)			НО	150		52,7 (47,0)		0,054 (0,54)	
ПСВ-550	546	170	0,4 (4,0)		2,6 (26)	70	106	1018	43,0 (37,0)		0,042 (0,42)	
		330	1,5 (15,0)			ПО	150		—		0,045 (0,45)	
ПСВ-650-6-25	581	250	0,6 (6,0)			2,6 (26)	75	132	766	51,1 (43,9)		0,009 (0,09)	
								1158	42,0 (36,1)		0,021 (0,21)	
Четырехходовые												
ПСВ-90-7-15	90	400	0,8 (8,0)	30,0	1,6(16)	70	150	175	16,3 (14,0)	2,00	0,058 (0,58)	
ПСВ-200-7-15	200	400	0,8 (8,0)	65,8	1,6(15)	70	150	800	37,8 (32,5)	1,95	0,061 (0,61)	
ПСВ-300-14-23	300	400	1,5 (15,0)	—	2,4 (24)	70	150	400	37,6 (32,3)	-	0,040 (0,40)	
Табл. 4.1. Техническая характеристика вертикальных подогревателей сетевой воды
4.2. Конструктивное оформление сетевых подогревателей
Рис. 4.11. Подогреватель сетевой воды ПСГ-2300-2-8-1 турбины марки Т-110/120-130 ТМЗ.
1 — поворотная водяная камера, 2 — линзовый компенсатор, 3 — корпус подогревателя, 4 — входная (передняя) водяная камера, 5 — воронка для слива конденсата, 6 — лазовый люк, 7 — концентрический рассекатель
ником, установлены специально спрофилированные сопла (воронки), препятствующие обратному ходу среды при вскипании конденсата в конденсатосборнике из-за сброса нагрузки турбиной и снижения давления пара в отборах.
Раньше дополнительная защита трубок поверхности нагрева от эрозии со стороны входа пара обеспечивалась установкой в первом ряду пучка (по периферии) отглушенных стальных трубок, но усовершенствование конструкции рассекателей, дающее возможность развернуть поток пара на 90°, позволило отказаться от дополнительной защиты трубок.
Для компенсации температурных расширений трубного пучка на корпусе подо-
гревателя со стороны поворотной водяной камеры установлен двойной линзовый компенсатор.
Аппарат снабжен двумя седловыми опорами, одна из которых неподвижна. Расстояние между неподвижной и подвижной опорами определяется расчетом в зависимости от длины и массы аппарата с учетом температурных удлинений.
Конструкция подогревателя обеспечивает герметичность, удобство ремонта (возможность доступа к отдельным узлам и замены деталей с минимальными трудозатратами), компенсацию температурных удлинений трубок поверхности теплообмена, отвод неконденсирующихся газов из парового пространства и воздуха из водяных полостей, возможность чистки трубок с водяной стороны и дренирования водяного и парового пространства.
В табл. 4.2 приведены основные технические характеристики ряда горизонтальных сетевых подогревателей.
4.3.	Тепловой и гидродинамический расчет сетевых подогревателей
Расчет сетевых подогревателей выполняется как проектный (конструкторский), так и поверочный.
Задача проектного расчета состоит в определении при заданных параметрах номинального режима работы аппарата величины поверхности теплообмена, геометрических размеров теплообменника и его элементов, тепловых, гидравлических, прочностных и вибрационных характеристик аппарата. Для проектного расчета задаются номинальные значения теплофикационной нагрузки, величины нагрева сетевой воды и недогрева ее до температуры насыщения пара, максимальные рабочие давления пара и воды, допустимая величина скорости воды в трубках, а также факторы компоновки аппарата по отношению к турбоагрегату .
В процессе поверочного расчета для заданных параметров режима работы, размеров аппарата и элементов его конструкции определяются показатели тепловой эффективности, гидравлические потери, напряжения и усилия, действующие в элементах и узлах теплообменника.
4.3.1.	Методики теплового расчета сетевых подогревателей
Тепловой расчет горизонтальных сетевых подогревателей и встроенных пучков конденсаторов теплофикационных турбин производится на основе приведенных ранее уравнений теплового баланса и теплопередачи.
Средний для всей поверхности теплообмена коэффициент теплопередачи для горизонтальных сетевых подогревателей и встроенных пучков конденсаторов теплофикационных турбин рассчитывается по зависимости фирмы «Метрополитен-Виккерс»:
Ко = 1096^ • 4Г1* +	+ 17,8 .	(4.9)
V 2
I
I
Типоразмер	Поверхность теплообмена, м2	Расчетное давление, МПа (кгс/см2), изб.				Рабочие параметры									Расчётный тепловой	поток, Ю*Вт (Гкал/ч)	Расчетное гидравлическое сопротивление водяного	пространства для чистых трубок, МПа (кгс/см2)	
						Греющий пар				Нагреваемая сетевая вода									
		В паровом	в 5 X	В водяном	D 3 5 X X	Давление, МПа (кгс/см2), абс.	Макс, температура иа входе, °C	Расход, т/ч		Макс.	температура на входе, °C	Расход, т/ч							
								НОМ.	макс.			НОМ.	макс.	мин.	ном.	макс.	ном.	макс.	
ПСГ-1250-3-11,4-11	1250	0,3 (3,0)		1,12 (П,4)		0,03. ..0,25 (0,3...2,5)	250	90	220	127		2000	3000	1200	54,0 (46,0)	134,0 (115,0)	0,038 (0,38)		0,082 (0,82)
ПСГ-1300-3-8-1,11	1300	0,3 (3,0)		0,78 (8,0)		0,03... 0,2! (0,3...2,5)	250	90	230	123		2300	3000	1200	54,0 (46,0)	140,0 (120,0)	0,052 (0,52)		0,084 (0.86)
ПСГ-2300-2-8-1	2300	0,2 (2,0)		0,78 (8,0)		0,03...0,2 (0,3...2,0)	250	170	360	123		3500	4500	1700	101,8 (87,5)	203,0 (188,0)	0,063 (0,64)		0,100 (1,03)
ПСГ-2300-3-8-П	2300	0,3 (3,0)		0,78 (8,0)		0,06... 0,2! (0,6...2,5)	250	170	240	127		3500	4500	1700	101,8 (87,5)	145,0 (125,0)	0,063 (0,64)		0,100 (1,03)
ПСГ-3000-3-11,4-1	3000	0,3 (3,1)		1,12 (11,4)		0,06... 0,2! (0,6...2,5)	250	180	235	124		3500	5000	1900	113,0 (92,5)	143,0 (123,0)	0,058 (0,58)		0,110 1,13
ПСГ-3000-3-11,4-11	3000	0,3 (3,1)		1,12 (11,4)		0,03... 0,2! (0,3...2,2)	250	180	355	124		3500	5000	1900	113,0 (92,5)	215,0 (185,0)	0,058 (0,58)		0,110 1,13
ПСГ-4900-2,2-11,4-11	4900	0,22 (2,2)		1,12 (Н,4)		0,06...0,2( (0,6...2,0)	300	310	645	120		6000	8000	2600	204,0 (175,0)	419,0 (360,0)	0,110 (1,08)		0,18 (1,85)
ПСГ-5000-2,5-8-1	4950	0,25 (2,5)		0,78 (8,0)		0,03...0,1! (0,3...1,5)	300	310	645	115		6000	8000	2700	204,0 (175,0)	419,0 (360,0)	0,098 (1.00)		0,165 (1.65)
ПСГ-5000-3,5-8-1	4950	0,34 (3,5)		0,78 (8,0)		0,06...0,2( (0,6...2,0)	300	310	430	120		6000	8000	2700	204,0 (175,0)	279,0 (240,0)	0,098 (1,0)		0,154 (1,58)
ПСГ-5000-3,5-8-11	4950	0,34 (3,5)		0,78 (8,0)		0,06...0,3( (0,6...3,0)	250	270	540	129		6000	7200	2700	163,0 (140,0)	326,0 (280,0)	0,091 (0,93)		0,129 (1,31)
Табл. 4.2. Техническая характеристика горизонтальных подогревателей сетевой воды
4.3. Тепловой и гидродинамический расчет сетевых подогревателей
Первоначально эта зависимость была получена для латунных трубок диаметром 19 мм и без учета загрязнения в трубках. В настоящее время в практике расчетов сетевых подогревателей теплофикационных турбин на Турбомоторном заводе применяется модифицированная методика, учитывающая многие режимные и конструктивные факторы. По зависимости (4.9) подсчитывается некоторое «эталонное» значение коэффициента теплопередачи К °. Затем к нему вводятся поправки на отклонение диаметра трубок , на влияние эффективности работы воздухоохладителя Р_ и на степень технической чистоты трубок поверхности теплообмена Рч, с учетом первичного (до пуска в работу) состояния поверхности, в частности наличия внедренных в поверхностный слой производственных загрязнений, оксидных пленок, эксплуатационных неудаляемых загрязнений и других факторов, влияющих на термическое сопротивление стенки трубок. С учетом всех перечисленных факторов коэффициент теплопередачи запишется следующим образом:
(4.10)
где К* — коэффициент теплопередачи для технически чистых трубок;
Р, = 0,85;
1-0,225(^/19);
₽,= 1-5«-0,019);
— количество трубок в зоне воздухоохладителя;
N — полное количество трубок в аппарате.
Далее рассчитывается коэффициент теплопередачи К' с учетом теплопроводности материала трубок Л.£т, если она отличается от величины теплопроводности латуни Л68 (104,7 Вт/(м-К)):
1 (d — d ")
— + g* - 0,71633 10 s	(4.Н)
ко I 2Xcm J
где	— коэффициент теплопроводности материала трубок.
На следующем этапе в расчет вводится влияние загрязнения трубок:
±+к,’ <4Л2> к
где R3— термическое сопротивление слоя загрязнений. R3 может определяться непосредственно, если известны толщина и вид загрязнения (R3 = 5/%з), либо кос-
Х.1.	- Z D	Ц
венно — через коэффициент загрязнении a: (R3 =-*—-).
К
Зависимости (4.9) - (4.12) позволяют рассчитать эффективность теплообмена в горизонтальном подогревателе сетевой воды и встроенном пучке конденсатора
теплофикационной турбины посредством определения коэффициента теплопередачи по интегральной зависимости (4.9) через среднюю температуру воды в аппарате и скорость течения воды в трубках поверхности теплообмена.
Пример сопоставления результатов расчета сетевого подогревателя по приведенной методике с результатами испытаний аппарата показан на рис. 4.12. Как видно из рисунка, расчетные данные хорошо согласуются с результатами испытаний аппарата.
Рис. 4.12. Коэффициент теплопередачи в ПСГ-2300-8-П (/ч>= 90°С).
1 — расчет по методике «Метрополитен-Виккерс», 2 — данные испытаний
Однако интегральный расчет не позволяет учитывать влияния на работу подогревателя различных факторов, непосредственно связанных с водяной или паровой сторонами аппарата, так же как и существующих в настоящее время способов повышения эффективности процессов теплообмена в аппаратах [16].
Для того, чтобы перейти к дифференцированному расчету тепловых характеристик подогревателей, коэффициент теплоотдачи со стороны сетевой воды для базового варианта можно рассчитывать по известной зависимости (1.42). Коэффициент теплоотдачи со стороны пара может быть найден по разнице между полным термическим сопротивлением и термическими сопротивлениями воды и стенки трубок поверхности теплообмена:
1
СС„ ~	’
1____1	~ ^вн	(4.13)
 ав
где К — коэффициент теплопередачи базового варианта аппарата, рассчитанный по зависимостям (4.9) - (4.12).
Далее (если в этом есть необходимость) полученные значения коэффициентов теплоотдачи по водяной и паровой сторонам могут быть изменены с учетом влияния различных факторов либо путем модификации самих зависимостей, либо путем введения соответс твующих поправок.
Целью поверочного теплового расчета горизонтального сетевого подогревателя является определение величины теплопроизводительности аппарата Q и недогрева сетевой воды до температуры насыщения греющего пара при давлении пара на входе в аппарат, а также величины коэффициентов теплоотдачи и теплопередачи в аппарате.
Исходные данные
G' — расход сетевой воды, т/ч
/1г tu — температуры воды на входе и выходе, °C
F— поверхность теплообмена, м2 г — число ходов воды
, dtH — наружный и внутренний диаметры трубок, м
/V,	— количество трубок — полное и в зоне воздухоохладителя
\т — теплопроводность материала трубок.
Поверочный тепловой расчет горизонтального сетевого подогревателя производится в следующем порядке.
1.	Рассчитывается скорость воды в трубках поверхности теплообмена по формуле (1-13).
2.	По зависимостям (4.9) - (4.12) рассчитывается коэффициент теплопередачи К в подогревателе.
3.	При необходимости по зависимостям (1.42) и (4.13) рассчитываются коэффициенты теплоотдачи со стороны отдельных теплоносителей (пара и воды), вводятся необходимые поправки и вновь рассчитывается коэффициент теплопередачи в аппарате по формуле (1.25).
4.	По зависимости (1.27) рассчитывается недогрев сетевой воды, а затем и температура насыщения греющего пара (/я = t2e + 5/), по которой находится соответствующее значение давления греющего пара.
5.	Теплофикационная нагрузка горизонтального сетевого подогревателя определится из уравнения теплового баланса: 0_тф -Gc^. (t2e - /ь)/3,6.
В результате конструкторского расчета горизонтального сетевого подогревателя должны быть определены площадь поверхности теплообмена, а также длина трубок. Из расчета проточной части турбины известны давление (рл) и температура (/я) в соответствующем теплофикационном отборе на номинальном режиме работы турбины. На основании температурного графика теплосети принимается температура обратной сетевой воды, которая является входной температурой (/ ) по отношению к сетевому подогревателю. Принимается величина недогрева сетевой воды 8t на номинальном режиме работы аппарата (обычно эта величина составляет 3 °C). В соответствии с рекомендациями, приведенными в разд. 1.8, для выбранного материала трубок поверхности теплообмена принимается величина скорости сетевой воды (>г) в трубках при номинальном расходе, выбираются наружный и внутренний диаметры трубок и число ходов в аппарате.
Исходные данные
— номинальная тепловая нагрузка аппарата, кВт рп — давление в отборе турбины, МПа
/я — температура насыщения пара в отборе турбины, °C
8/ — недогрев сетевой воды, °C
tu — температура обратной сетевой воды, °C
w — скорость воды в трубках при номинальном расходе, м/с
</(, dtii — наружный и внутренний диаметры трубок, м z — число ходов воды
Х.ст—теплопроводность материала трубок
Расчет величины поверхности охлаждения необходимо вести в следующей последовательности:
1.	Находят температуру воды на выходе из аппарата: /2в = tH-8t
2.	Определяют номинальный расход сетевой воды, т/ч:
^ном _	3,6 • 0тф
/ \.
*-pePev2e ^1в )
3.	Вычисляют суммарную площадь проходного сечения для воды, м/с:
r-iHOM z- = /в 3 600‘
4.	Предварительно определяют количество трубок в аппарате:
оп
к полученному количеству трубок вводят коэффициент запаса, увеличивающий найденное значение в общей сложности примерно на 15 %.
5.	Рассчитывают коэффициент теплопередачи К по формулам (4.9) - (4.12).
6.	Вычисляют среднелогарифмическую разность температур А/ по формуле (1.38).
7.	Требуемую для заданных условий поверхность теплообмена определяют из уравнения теплопередачи:
8.	Предварительно определяют длину трубок поверхности теплообмена:
ndHN ’
которую уточняют в процессе дальнейшего более детального расчета.
Далее обычно определяются параметры компоновки трубного пучка аппарата, производится разбивка общего количества трубок по ходам воды, выбираются шаги разбивки трубок и тип разбивки (треугольная, ромбическая и т.д.), а затем находится диаметр трубной доски.
Поверочный тепловой расчет вертикальных сетевых подогревателей производится по тем же расчетным соотношениям, что и расчет подогревателей низкого давления, отличаясь, однако, составом исходных данных.
Д ля поверочного расчета вертикальных сетевых подогревателей кроме конструктивных и геометрических характеристик необходимо знать следующие величины.
Исходные данные
Gt — расход сетевой воды, т/ч
— температура сетевой воды на входе в аппарат, °C t и — температура сетевой воды на выходе из аппарата, °C F — поверхность теплообмена аппарата, м2
, dm — наружный и внутренний диаметры трубок, м
/V — количество трубок
Z — число ходов воды
— теплопроводность материала трубок
Расчет производится в следующем порядке.
1.	Предварительно задается величина температуры насыщения пара в аппарате (например: tK = + 10°С).
2.	По формуле (1.42) определяется коэффициент теплоотдачи со стороны сетевой воды, причем критерии и физические параметры, входящие в формулу, находят по средней температуре сетевой воды:
tcp _ he + he в 2	’
а скорость воды в трубках — по формуле
4G„Z
W = ------------
' 3&№KdeHN tin
3.	Вычисляется теплофикационная нагрузка сетевого подогревателя:
Q = &всрв(?2в ~ ^1в)-
4.	Температура стенки трубок поверхности теплообмена подогревателя определится из соотношения (2.49).
5.	Определяется величина разности температур между паром и стенкой:	=
= tH- hm-
6.	Вычисляется температура пленки конденсата: = (/я + tcn) / 2, и по этой температуре с помощью формулы (3.13) определяется критическая разность температур (AQ.
7.	Проверяется условие А/^ < Д/^. Если условие выполняется, то коэффициент теплоотдачи с паровой стороны ая рассчитывается по формуле (3.11), если нет — по формуле (3.12); при этом следует иметь в виду, что входящая в эти формулы величина h -—это высота пролета, в который подводится пар, либо, если пар подводится по всей длине трубного пучка, h — это активная длина трубок.
8.	По зависимости (1.25) рассчитывается значение коэффициента теплопередачи К.
9.	Рассчитывается величина недогрева воды до температуры насыщения по формуле (1.27).
10.	Находится новое значение температуры насыщения: tH = t2e+ 8t и проверяется условие
где е — заданная точность расчета, обычно 0,5... 1 %. Если условие выполняется, то расчет можно считать законченным, если нет—расчет повторяется с п.2 с новым значением температуры насыщения до достижения требуемой точности.
11.	По полученному значению температуры насыщения определяется величина давления греющего пара.
В общем случае, когда в аппарате присутствуют все три зоны, расчет производится аналогично расчету подогревателей низкого давления по алгоритму, приведенному в разд.3.3.1.
Конструкторский расчет вертикальных сетевых подогревателей производится по тому же алгоритму и с теми же исходными данными, что и расчет горизонтального сетевого подогревателя с той разницей, что коэффициент теплоотдачи с водяной стороны рассчитывается по формуле (1.42), с паровой стороны — по формулам (3.11), (3.12), а коэффициент теплопередачи — по формуле (1.25).
4.3.2. Методики гидродинамического расчета сетевых подогревателей
Расчет гидродинамического сопротивления подогревателей сетевой воды выполняется для определения потерь давления сетевой воды в трубках поверхности теплообмена или пара в межтрубном пространстве при различных расходах теплоносителей.
Гидродинамическое сопротивление сетевого подогревателя, как и любого поверхностного аппарата, складывается из сопротивления пучка трубок, сопротивления водяных камер и подводящих трубопроводов.
Гидравлическое сопротивление трубок пучка определяется суммой потерь на трение при течении воды в трубках поверхности теплообмена и сопротивления водяных камер, включающего в себя потери напора на местные сопротивления, которые встречаются по пути движения потока воды в аппарате, в том числе потери давления от удара и поворота потока во входной, выходной и промежуточных водяных камерах.
В общем случае падение напора по тракту аппарата определяется по формуле (3.30). Коэффициент трения рассчитывается по зависимости (3.33) либо определяется по графику на рис. 3.45 с учетом относительной шероховатости.
Для упрощенных оценочных расчетов гидравлического сопротивления сетевых подогревателей, как горизонтальных, так и вертикальных, широко применяется формула С.Ф. Копьева, представляющая собой зависимость (3.30), в которой коэффициент трения £ равен 0,03 для стальных трубок и 0,02 — для латунных.
Коэффициенты местных сопротивлений зависят от конструкции подогревателя. Сумму коэффициентов местных сопротивлений для сетевых подогревателей можно определить по зависимости
ZC = 3 + 2,5 • (z - 1),	(4.14)
где z — число ходов воды в аппарате.
Для расчета гидравлического сопротивления (кПа) горизонтальных подогревателей сетевой воды широко используется формула Л.Д. Бермана:
ДР = 9,8 • z • ( ' - • и»1’75 + 0,135м'1’5 |,	(4.15)
( a	J
где а = 0,6...0,8 — коэффициент состояния поверхности;
С— множитель, зависящий от внутреннего диаметра трубок и средней температуры воды, берется из табл. 4.3;
w — скорость воды в трубках аппарата, м/с.
Диаметр трубки (de„), мм	Средняя температура воды, °C							
	0	5	10	15	20	25	30	35
14	0,1170	0,1118	0,1084	0,1052	0,1013	0,0986	0,0960	0,0937
16	0,1081	0,1032	0,1002	0,0972	0,0937	0,0905	0,0888	0,0867
18	0,0933	0,0891	0,0865	0,0838	0,0808	0,0786	0,0766	0,0747
20	0,0812	0,0776	0,0753	0,0730	0,0704	0,0685	0,0667	0,0651
22	0,0720	0,0687	0,0667	0,0647	0,0624	0,0607	0,0592	0,0577
24	0,0646	0,0617	0,0599	0,0581	0,0560	0,0545	0,0531	0,0518
26	0,0591	0,0564	0,0548	0,0531	0,0512	0,0498	0,0485	0,0474
Табл. 4.3. Поправка С на диаметр трубок и среднюю температуру воды в формуле (4.15)
Если конструкция или состояние поверхности аппарата в результате модернизации изменяются таким образом, что это влечет за собой изменение гидравлического сопротивления, то это обстоятельство может быть учтено повышающими или понижающими множителями — поправками, которые вводятся либо к общему гидравлическому сопротивлению, либо к его составляющим. Так, например, при использовании в аппарате профильных витых трубок вместо гладких увеличение гидравлического сопротивления трубного пучка выражается зависимостью, приведенной в Приложении 1.
Паровое сопротивление сетевого подогревателя, представляющее собой разность давлений пара при входе в аппарат и в конце траектории его движения, зависит от конструкции аппарата, компоновки трубного пучка, скоростей пара на входе в пучок и в межтрубном пространстве, а также от параметров и режима работы аппарата.
Оценить величину парового сопротивления можно с помощью зависимости (3.39), коэффициент сопротивления трению в которой рассчитывается по формулам (3.40) - (3.46) в зависимости от схемы обтекания паром трубного пучка. Эти зависимости дают возможность определить паровое сопротивление зоны охлаждения пара, которая может иметь место при работе вертикальных пиковых сетевых подогревателей.
Паровое сопротивление тракта, на котором происходит конденсация пара, подсчитывается по формулам (3.39) - (3.46) с введением поправочного коэффициента К= 1/3.
Для оценки парового сопротивления горизонтальных сетевых подогревателей можно пользоваться зависимостью ВТИ (2.57).
4.3.3. Примеры расчетов
Пример 4.1. Определить поверхность теплообмена F и основные геометрические размеры горизонтального сетевого подогревателя, который должен обеспечить теплофикационную нагрузку ()тф = 586,6 ГДж/ч при температуре обратной сетевой воды = 40 °C; давление в отборе рп = 0,0265 МПа; недогрев воды до температуры насыщения пара в аппарате 5/ = 3 °C; материал трубок — латунь Л68; наружный диаметр трубок — 25 мм, внутренний — 23 мм; число ходов воды — 4.
Давление пара в аппарате с учетом 5 % потерь давления в подводящем паропроводе: р = 0,95ря= 0,025 МПа, а температура насыщения, соответствующая этому давлению, находится по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара и составляет 65 °C.
Температура сетевой воды на выходе из аппарата: Z2< = tn - St = 65 - 3 = 62 °C. Затем можно вычислить номинальный расход сетевой воды:
f^HOM	Q/пф	586,6-10	А ТАЛ ..3/
— ——7---------V = ----------7-----Г = 6364 м /ч.
(*2, - *ы) 4190-1000(62 - 40)
Полагая скорость воды в трубках поверхности теплообмена на номинальном режиме работы равной 2 м/с (см. разд. 1.8), определяем суммарное проходное сечение в одном ходе воды по формуле (1.13)
= 6364 _	2
we 3 600 • 2
Полное проходное сечение для воды в четырехходовом аппарате составит 3,535 м2. Количество трубок в аппарате определится по формуле (1.14)
„=^=Л^1=8508 шт.
nd2H л-о,023 2
Средняя температура воды в трубках поверхности теплообмена определится как полусумма температур входа и выхода, т. е. tcp = (/ +	/ 2 = (40 + 62)/2 =
= 51 °C. Затем по зависимости (4.9 ) определяем коэффициент теплопередачи в аппарате:
К = 10967Й7 • фср + 17,8 = 1096^2 • ^51 + 17,8 = 4452,18Вт/(м2-К).
По формуле (1.38) вычисляем среднелогарифмическую разность температур:
22
-65". 4U = 10’38 °С-
In-----
65-62
-	Ас
А/ =------в---
In -н ~ *и ~~ ^2е
а затем из уравнения теплопередачи (3.5) определяем поверхность теплообмена:
586,6-106	2
г — —- =----------------------= 3 526 М .
КМ 3 600-4452,18-10,38
Предварительно определяем длину трубок поверхности теплообмена сетевого подогревателя без учета толщины трубных досок по формуле
3526
I = —----=------~---------= 5,3 м;
ndHN 3,14-0,025-8508
условный диаметр трубной доски при = 0,25:
В у ~
N '----= 0,025.
^тр
8 508 0,25
= 4,612 м.
Пример 4.2. Рассчитать коэффициент теплопередачи, недогрев и нагрев сетевой воды в горизонтальном сетевом подогревателе ПСГ-5000-2,5-8-1 (ПСГ-1 турбины Т-250/300-240) при одноступенчатом режиме подогрева сетевой воды. Расчетная поверхность теплообмена — 5000 м2. Трубки поверхности теплообмена с наружным диаметром 25 мм и внутренним диаметром 23 мм выполнены из нержавеющей стали 08Х18Н10Т с коэффициентом теплопроводности 16,3 Вт/(м-К) и имеют длину 8,74 м. Полное количество трубок в аппарате — 6487 шт., из них 546 трубок приходится на зону воздухоохладителя. Сетевой подогреватель имеет четыре хода по сетевой воде. Расход воды — 7000 м3/ч, температура обратной сетевой воды t =40 °C. Подогреватель должен обеспечить теплофикационную нагрузку ()тф = 645 ГДж/ч. Загрязнение отсутствует.
Нагрев сетевой воды определяется из уравнения теплового баланса (3.4):
д, =	=	645'106	= 22 °C
в СвсрвРв 4,19-7 000-1000
Температура прямой сетевой воды: 12в = +А^ = 40 + 22 = 62 °C, а скорость воды в трубках поверхности теплообмена (см.разд. 1.8):
w = - G‘Z—
’ ndeH nr
4
7 000 • 4
3,14 • 0,0232
4
-6487-3 600
= 2,89
м/с.
Расчет коэффициента теплопередачи производится по методике, приведенной в разд. 4.3.1. Эталонное значение коэффициента теплопередачи определяется по формуле (4.9)
Ко = 1096^ • фср + 17,8 = I 096 - 7^89 • 40 * 62 + 17,8 =
= 5 362,2 Вт/(м2-К).
Коэффициент теплопередачи с учетом поправок на диаметр трубок и влияние воздухоохладителя, согласно (4.10), равен
*	(	( 546
Ко = Рч ' Prf • ₽в  К о = 0.85  0,97р - 0,225^^yjJ • 5362,2 =
= 4 337,4 Вт/(м2-К).
С учетом поправки на материал и толщину стенки трубок коэффициент теплопередачи определяется по выражению (4.11)
________________1_______________
_L + | I _ 0,71633.10-5 Ко \ ^ст )
1
4 337,4
0,001
16,3
- 0,71633 -10“5
= 3 514,9 Вт/(м2К).
Недогрев сетевой воды до температуры насыщения греющего пара находят по формуле (1.27)
t —t	77
Я/ =	___________= 7 83 °C
KF	3514,9-5000-3600	’ J
eG*cpt _j e 7000-4187-1000 _j
Давление пара в подогревателе (ря) определяется по величине температуры насыщения пара: /я = it+ А/ + б/ = 40 + 22 +2,83 = 64,83 °C и составляет 0,0248 МПа. Давление пара в камере отбора будет выше на величину потерь в паропроводах — 0,0248/0,95=0,0261 МПа.
Пример 4.3. Применительно к условиям примера 4.2 определить, как изменятся недогрев сетевой воды, а также давление пара в отборе турбины, если на поверхности теплообмена присутствует загрязнение с термическим сопротивлением: R3 = 3,1 -10’5 м2-К/Вт.
Коэффициент теплопередачи загрязненного подогревателя определяется по соотношению (4.12)
К3 = ——-------= — -------1-------= 3169,54 Вт/( м2-К).
A- + /L	—-— + 3,1-10“5
К	3514,9
Недогрев сетевой воды до температуры насыщения греющего пара вычисляется по выражению (1.27):
_ ^2в	^1в _ _________________________ = 365 °(
KF	3169,54-5000-3600	“ ’
Gecpe * о 7 000-4187-1000	,
е и — 1 е	~ 1
Давление пара в подогревателе (рл) определяется по величине температуры насыщения пара: /н = Г1(+ Д/ + 5/ = 40 + 22 +3,65 = 65,65 °C и составляет 0,0257 МПа. Давление пара в камере отбора будет выше на величину потерь в паропроводах — 0,0257/0,95=0,0271 МПа.
Следовательно, для того, чтобы выполнить туже теплофикационную нагрузку (йтф = 645 ГДж/ч) на загрязненном сетевом подогревателе, необходимо повысить давление в камере отбора турбины на величину Ар = 0,0271—0,0261 — 0,001 МПа.
Пример 4.4. Применительно к условиям примера 4.2 определить, как изменится недогрев сетевой воды, если ее расход уменьшится от 7 000 до 5 000 м3/ч.
Нагрев сетевой воды из уравнения теплового баланса (3.4) равен
А = О.тф =----------645 - 106--= ос
Свстерв 4,19-5 000-1000
Температура прямой сетевой воды: /2 =	+Л/, = 40 + 30,8 = 70,8 °C, а скорость
воды в трубках поверхности теплообмена (см.разд.1.8) определяется по соотношению
"в
Gsz 2 Я^вИ Л Т —— N
4
5 000 • 4 11+^1.6487
4
- 2,06 м/с.
Эталонное значение коэффициента теплопередачи вычисляется по формуле (4.9)
Ко = 1096JmT • фср + 17,8 = 1096 • -Д06 • ^40-+230,8 + 17,8 =
= 4 246,45 Вт/(м1 2-К).
Коэффициент теплопередачи с учетом поправок на диаметр трубок и влияние воздухоохладителя, согласно (4.10), равен
= Рч • Prf ’ Рв • Ко = 0,85 • 0,97 1 - 0,225
546
6487 J
• 4 246,45 =
= 3 434,89 Вт/(м2-К).
С учетом поправки на материал и толщину стенки трубок коэффициент теплопередачи определяется по выражению (4.11):
1 I <1 н ^вн
< '^•ст
- 0,71633 • 10 s
П-1
= 2 837,05 Вт/( м2-К).
1
.	0,71633 -10'5
3 434,89	16,3
Недогрев сетевой воды до температуры насыщения греющего пара вычисляется по формуле (1.27)
8/ — _^2в__^1в_ _ KF
eG«cP« _ j
30,8= 2 9 °C
2837,05-5000-3600	’
е 5000-4187-1000 _j
Таким образом, при уменьшении расхода сетевой воды с 7000 до 5000 м3/ч нагрев сетевой воды возрастает на 8,8 °C и недогрев сетевой воды увеличивается на 0,07 °C. Давление пара в подогревателе (рл) определяется по величине температуры насыщения пара: /л = /и+ А/ + 81 = 40 + 30,8 +2,9 = 73,7 °C и составляет 0,0365 МПа.
Следовательно, для того, чтобы выполнить туже теплофикационную нагрузку (0,тф = 645 ГДж/ч) при уменьшенном с 7000 до 5000 м3/ч расходе сетевой воды, необходимо повысить давление пара в камере отбора турбины на величину: Лр = = 0,0365 - 0,0261 = 0,0104 МПа.
Пример 4.5. Рассчитать коэффициент теплопередачи, недогрев и нагрев сетевой воды в вертикальном сетевом подогревателе ПСВ-500-14-23. Расчетная поверхность теплообмена — 500 м2. Трубки поверхности теплообмена прямые с наружным диаметром 19 мм и внутренним диаметром 17 мм выполнены из латуни Л68 с коэффициентом теплопроводности 104,7 Вт/(м-К) и имеют длину 4,37 м. Полное количество трубок в аппарате 7V= 1 930 шт. Сетевой подогреватель имеет два хода по сетевой воде. Расход воды — 1500 м3/ч, температура сетевой воды на входе в подогреватель — 100 °C. Подогреватель должен обеспечить теплофикационную нагрузку = = 52,33 МВт. Внутренний диаметр корпуса аппарата DK = 1,6 м. Греющий пар подводится в один пролет длиной 1,33 м. Загрязнение отсутствует.
Нагрев сетевой воды определяется из уравнения теплового баланса (3.4):
д втф 52,33-103-3 600
А/„ = ——-— = —------------—
Gec„epe 1500-4,19-1000
О /у О • О
Температура сетевой воды на выходе из подогревателя: tle = tu +A/e =100 + 30 = = 130 °C, а скорость воды в трубках поверхности теплообмена (см.разд.1.8) определится по соотношению
4Gez _	4-1500-2
nd^N 3,14-0,0172-1930-3600
= 1,9 м/с.
Примем в первом приближении значение температуры насыщения 13 5 °C. Давление пара в аппарате (рл), соответствующее этой температуре, находится по таблицам свойств воды и водяного пара и составляет 0,31 МПа. При указанных пара-
метрах пара в аппарате теплота фазового перехода и удельный объем находятся по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара и равны соответственно: г = 2 159,65 кДж/кг; v = 0,5820 м3/кг.
Расход греющего пара в аппарат определяем по уравнению теплового баланса (3.4):
_ втф 52,33  103	_. о .
Gn -----— =-----------= 24,2 кг/с.
г 2159,65
По формуле (1.38) вычисляем среднелогарифмическую разность температур:
130 ~100 = 15,42 °C.
, 135 - 100
In---------
135-130
Л/ = -^—
1в и ~ 2в
Средняя температура воды в трубках поверхности теплообмена: tgP=t„-- Af = 135 - 15,42= 119,58 °C.Физические параметры воды, определенные по ее средней температуре: коэффициент теплопроводности — 0,686 Вт/(м-К); коэффициент кинематической вязкости — 0,2528-Ю-6 м2/с; число Прандтля — 1,4755. При скорости воды в трубках 1,9 м/с число Рейнольдса: Re = wdtJv = = 1,9-0,017/(0,2528-10-6) = 127 769,0. Затем по зависимости (1.42) определяем коэффициент теплоотдачи со стороны воды в аппарате:
ae = 0,023/te°’8Pr°’4 — = 0,023  127 769,00’8 • 1,47550"4 •	=
deH	0,017
= 13191,6 Вт/(м2-К).
Температура стенки трубок поверхности теплообмена подогревателя рассчитывается по формуле (2.49)
^ст
1	52,33-IO6-0,0192
Fe ^ав l-kcm-d2cp J	500-0,0172
1	( (0,019-0,017)-0,0172'
J3191,6	2-104,7-0,0182	,
Разность температур между греющим паром и стенкой трубок составляет: А/^ = tH - tcm = 135,0 - 128,5 = 6,50 °C. Температура пленки конденсата: = (1н + +1ст) / 2 = (135,0 + 128,5)/2 = 131,75 °C.
Далее по формуле (3.13) вычисляется величина критической разности температур:
А/ = — • 63,54 - Г"1’762 = — • 63,54 • 131,75—1,762 = 3,47 °C.
р 1ср пл 1,33
Критическая разность температур получилась меньшей, чем разность температур между паром и стенкой трубок (3,47 < 6,50). Следовательно, имеет место смешанное течение пленки конденсата по поверхности трубок и коэффициент теплоотдачи со стороны пара нужно рассчитывать по формуле (3.12)
„ -016 116^81167 . 0,309^1,163(18361,1-48,06-^)
а„ = U,16 • 1,163 (8116,7 	) -I------------------=
1ср-^пл
=о,16-1,lea.fsne.T.Bi^^'.iMdsaci,1-48,06-131,75) =
1,33-6,5
= 8 442,9 Вт/(м2-К).
Определим площадь проходного сечения при входе пара в трубный пучок. Периметр натекания пара на трубный пучок ориентировочно примем равным половине длины окружности трубной доски, т.е. 3,14-1,6/2 = 2,51 м. Учитывая, что пар подводится по длине 1,33 м, найдем площадь проходного сечения:
f =	 1СВ = 2,51 -1,33 = 3,34 м2.
2 ср
Скорость пара на входе в трубный пучок:
G„v 24,2-0,5820	. _ .
w„ = -- =-------------= 4,2 м/с;
/	3,34
средняя скорость пара по пучку будет равна половине входной скорости, так как скорость пара по пучку изменяется по мере конденсации пара от величины входной скорости до нуля, т.е. wс = 2,1 м/с. Для вычисления скоростного коэффициента необходимо определить коэффициент теплопроводности и плотность пленки конденсата, которые вычисляются при температуре пленки 131,75 °C и равны: 1=0,6858 Вт/(м-К); р = 933,28 кг/м3. Безразмерный параметр скорости, согласно формуле (3.14):
п _	' Рн ' ая _	2,12 • 8442,9
" g-Рпл-^пл 9,81-933,28-0,5820-0,6858
скоростной коэффициент составляет: Pc(f - 1 + 1,6 • 10 3 - Пи - 10 6 • П2 = = 1 + 1,6 • 10~3 • 10,2 - 10"6 • 10,22 = 1,02.
Коэффициент теплоотдачи со стороны пара с учетом его скорости: ая = 1,02-8 442,9 = 8 611,8 Вт/(м2-К).
Коэффициент теплопередачи определяется по формуле (3.6) * 1
------— + 1,15 • - — • 1g —+ — &вн	^ст ^вн ап
1	0,019	0,019	0,019	7	= 4 740,8 Вт/(
--------------+ 1,15	1g —----------+-------- 13191,6 0,017-104,7---------0,017 8 611,8
Недогрев сетевой воды до температуры насыщения греющего пара определяется по выражению (1.27)
Л/	30
KF ~ 4 740,8-500-3 600
Gec„e *	Л 1500-4187-1000	.
е ‘ — 1	е	~1
= 10,38 °C.
Новое значение температуры насыщения: /я = /2л + 8/ = 130 + 10,38 = 140,38 °C. Давление пара в аппарате (ря), соответствующее этой температуре, находится по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара и составляет 0,38 МПа. При указанных параметрах пара в аппарате теплота фазового перехода и удельный объем находятся по таблицам теплофизических свойств пара и равны соответственно: г = 2 144,89 Дж/кг; к = 0,5082 м3/кг.
Расход греющего пара в аппарат во втором приближении:
Лг =
~ ^2в
_ йтф 52,33 • Ю3 ...	.
G„ =-----— = —---------= 24,4 кг/с.
г 2144,89
По формуле (1.38) вычисляем среднелогарифмическую разность температур:
-I30---100 - = 22,08 °C.
, 140,38 - 100 In-------------
140,38 - 130
Средняя температура воды в трубках поверхности теплообмена: tcep-t,t-№ — 140,38-22,08= 118,30 °C. Физические параметры воды, определенные по средней температуре воды: коэффициент теплопроводности — 0,6858 Вт/(м-К); коэффициент кинематической вязкости — 0,2554-Ю-6 м2/с; число Прандтля — 1,4921. При скорости воды в трубках 1,9 м/с число Рейнольдса: Re = wdtH/v = 1,9-0,017/(0,2554-Ю-6) = 126 468,3. Затем по зависимости (1.42) определяем коэффициент теплоотдачи со стороны воды в аппарате:
ав = О,О23Яе°’8Рг0’4 — = 0,023 • 126 468,30’8 • 1,49210’4 • °-’6858 = deH	0,017
= 13139,5 Вт/(м2-К).
Температура стенки трубок поверхности теплообмена подогревателя рассчитывается по формуле (2.49)
t .ср Q^( 1	о 52,33-106-0,0192
tcm = teP +	---+ —-------- ~, g" = 118,3 +----------------x
^«e 2kcm-d‘p j	500-0,0172
!	(0,019-0,017)-0,0172>
X +--------------------------i--- =127,26°C.
13139,5	2-104,7-0,0182
V	J
Разность температур между греющим паром и стенкой трубок составляет: ^п-с = tn ~ ^ст = 140,38 - 127,26 = 13,12 °C. Температура пленки конденсата: / = = +tcm) / 2 = (140,38 + 127,26)/2 = 133,82 °C.
Далее по формуле (3.13) вычисляется величина критической разности температур:
= — - 63,54 • /_!’762 = — - 63,54 -133,82-1’762 = 3,38 °C.
^1ср	1,33
Критическая разность температур получилась меньшей, чем разность температур между паром и стенкой трубок (3,38 < 13,12). Следовательно, имеет место смешанное течение пленки конденсата по поверхности трубок и коэффициент теплоотдачи со стороны пара необходимо рассчитывать по формуле (3.12)
а, = 0,16 • 1,163^16,7 • ,«”)+ М63(18 361Л-48,06-1М) _ ^ср ' ^п-с
= 0,16.1,16з(8116,7.133,82»^)+ 1.163(18361,1-48,06.133,82) _
4	1	1,33-13,1
= 7 653,9 Вт/( м2-К).
Скорость пара на входе в трубный пучок:
Gnv 24,4  0,5082 „ п .
н>„ =	= —-----------= 3,7 м/с;
f 3,34
средняя скорость пара по пучку будет равна половине входной скорости, т.е. 1,85 м/с. Для вычисления скоростного коэффициента необходимо определить коэффициент теплопроводности и плотность конденсатной пленки, которые вычисляются по температуре пленки = 133,82 °C: А, = 0,6856 Вт/(м-К); р = 931,48 кг/м3. Безразмерный параметр скорости согласно формуле (3.14):
п _ wcP ~ Рл ' «л _	1,852 • 7 653,9	_ g 2
" S • Рлл • А-лд 9,81 • 931,48 • 0,5082 • 0,6856
скоростной коэффициент составит: рск = 1 + 1,6 • 10 3 • П„ - 10 6 • П2 = = 1 +1,6 • 10-3 • 8,2 - 10-6 • 8,22 = 1,01.
Коэффициент теплоотдачи со стороны пара с учетом его скорости: ссл = = 1,01-7 653,9 = 7 730,4 Вт/(м2-К).
Коэффициент теплопередачи определяется по формуле (3.6)
К =------------------------------------=
1	иг	1	1
-----— + 1,15----— • 1g —— +------ ^вн	^~ст deH ап
= Т 0,019	0,019	0,019 Т = 4 454‘ Вт/( м2'К)-
-------------+ 1,15 ---------- 1g----1--------
13139,5 0,017	104,7	0,017	7 730,4
Недогрев сетевой воды до температуры насыщения греющего пара определяется по выражению (1.27)
5/ =-----—----=-----------—________= 116 °C
KF	4 454,1-500-3 600	’
e^«Cpe _ j е 1500-4187-1000 _ ।
Новое значение температуры насыщения: tH =t2t+ 8/ = 130 + 11,6 = 141,6 °C.
Точность расчета составляет 0,8 %.
Третий цикл расчетов дает следующие окончательные значения основных величин.
Расход греющего пара в аппарат Gn - 24,4 кг/с
Среднелогарифмическая разность температур Л/ = 23,5 °C
Средняя температура воды в трубках t? = 118,1 °C (физические параметры воды, определенные по средней температуре воды: коэффициент теплопроводности—0,6858 Вт/(м-К); коэффициент кинематической вязкости— 0,2558-10-6 м2/с; число Прандтля — 1,4947; число Рейнольдса— 126 270,5)
Коэффициент теплоотдачи с водяной стороны ав = 13 132,2 Вт/(м2-К)
Температура стенки трубок tcm = 127,1 °C
Разность температур между паром и стенкой трубок А/^ = /я - tcm = 14,5 °C
Температура пленки конденсата = 134,35 °C
Коэффициент теплоотдачи со стороны пара а„ = 7583,9 Вт/(м2-К)
Скорость пара на входе в трубный пучок wn = 3,6 м/с
Средняя скорость пара по пучку =1,8 м/с
Скоростной коэффициент р = 1,01
Коэффициент теплоотдачи с паровой стороны с учетом скорости аск = 7659,7 Вт/(м2-К)
Коэффициент теплопередачи К = 4 429,6 Вт/(м2-К)
Недогрев сетевой воды 8/ = 11,7 °C
Новое значение температуры насыщения = 141,7 °C
Давление пара в аппарате рп = 0,38 МПа
Точность расчета 0,07 %
Пример 4.6. Применительно к условиям примера 4.5 определить, как изменятся недогрев сетевой воды, а также давление пара в подогревателе, если на поверхности теплообмена присутствует загрязнение с термическим сопротивлением R = = 3,1-10 5 м2-К/Вт.
Коэффициент теплопередачи загрязненного подогревателя определяется по соотношению
К3 =	-----=-------------------= 3 894,8 Вт/(м2-К).
Недогрев сетевой воды до температуры насыщения греющего пара определяется по выражению (1-27):
q / _ ______2_________ _ 1 Л. А о/"*
~ 3894,8-500-3600	“	’
е 1500-4187-1 000 _ ।
Давление пара в подогревателе (рл) определяется по величине температуры насыщения пара: tn = 130 + 14,6 = 144,6 °C и составляет 0,43 МПа.
Следовательно, загрязнение поверхности теплообмена повлекло за собой возрастание давления греющего пара на величину 0,43 -0,38 = 0,05 МПа.
Пример 4.7. Рассчитать гидравлическое сопротивление горизонтального сетевого подогревателя при следующих исходных данных: скорость воды в трубках wt = 2,0 м/с; средняя температура воды t'p = 70 °C; внутренний диаметр трубок dtн = 22 мм; длина трубок L = 5 м; число ходов воды z = 4.
Коэффициент кинематической вязкости воды при температуре 70 °C: v = = 0,415-10 6 м2/с. Число Рейнольдса при скорости воды в трубках 2 м/с:
„ wdeu	2 • 0,022
Re = —*2- = — -------- = 106 024,1.
v	0,415-Ю-6
Коэффициент трения £ определяем по формуле (3.33)
£ = (1,821 - Ig Re - 1,64)-2 = (1,821 • 1g 106024,1 - 1,64)г2 = 0,0177.
Сумму коэффициентов местных сопротивлений определяем по формуле (4.14) E£ = 3 + 2,5-(z-l)= 3 + 2,5-3 = 10,5.
Гидравлическое сопротивление аппарата:
АР =
рн»2 ~2~
4 • 5
0,0177 •	+ 10,5
0,022
22 • 977,8 2-103
= 52 кПа.
Пример 4.8. Применительно к условиям примера 4.1 рассчитать гидравлическое сопротивление горизонтального сетевого подогревателя с трубным пучком из профильных витых трубок со следующими параметрами накатки: высота выступа й = 0,5 мм; расстояние между выступами 8 = 8,0 мм; число заходов z = 3.
По зависимости, приведенной в Приложении 1, рассчитаем поправку к величине гидравлического сопротивления трубного пучка, учитывающую влияние накатки:
\ 2	7
+ 94-М = l + 13-f^ + 94-f^ =
^zSj	I 3-8 J L 3-8 J
= 2,18.
Гидравлическое сопротивление аппарата:
AP= —•
Zb “ mp.np | .1 TT иен n тр.гл }
рв’2
2
4-5
0,0177-------2,18 + 10,5
0,022
2 2 -977,8 2-103
= 89,1 кПа.
Как видно из расчета, замена гладкотрубного пучка профильным влечет за собой возрастание гидравлического сопротивления аппарата на величину КР = 89,1-— 52 = 37,1 кПа.
4.4. Контрольные вопросы
виды тепловой нагрузки Вы знаете?
2.	Что такое теплофикация?_______________________________
3.	Дайте определение коэффициента теплофикации.
4.	В чем разница между базовой и пиковой теплофикационной нагрузкой?_________________________________________________
5.	В чем заключается преимущество ступенчатого подогрева сетевой воды?____________________________________________________
6.	Почему подогревателями сетевой воды всегда являются аппараты поверхностного типа? _________________________________________
7.	Каким образом осуществляется компенсация температурных напряжений в конструкции вертикальных и горизонтальных подогревателей сетевой воды?___________________________________________
8.	Как влияет загрязнение поверхности нагрева подогревателей сетевой воды на коэффициент теплопередачи?
9.	Что такое паровое сопротивление подогревателя?
Глава 5
ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ
В СИСТЕМАХ МАСЛОСНАБЖЕНИЯ ТУРБИН
5.1.	Общие сведения
Система маслоснабжения турбоагрегатов представляет собой совокупность устройств, предназначенных для подачи смазочного масла к подшипниковым узлам турбомашин и в системы регулирования, контроля и поддержания его температуры (охлаждения и подогрева), очистки и т.д. Маслосистема — неотъемлемый элемент турбоагрегата, во многом определяющий его надежность и безаварийную работу. Основным назначением маслосистемы является обеспечение жидкостного трения в подшипниках турбин, генераторов, питательных турбонасосов, редукторов. В мощных паротурбинных агрегатах блочного типа масло является рабочей жидкостью гидромуфт питательных насосов. Масло также используется в гидравлических системах регулирования и защиты турбин. В системах маслоснабжения паро- и газотурбинных установок важную роль играют теплообменники вязких жидкостей — охладители турбинных масел и огнестойких жидкостей (маслоохладители).
5.1.1.	Системы маслоснабжения турбин
Общее масляное хозяйство паротурбинной установки включает в себя следующие системы [33]:
•	смазывания подшипников турбины и генератора или нагнетателя;
•	уплотнения вала генератора;
•	регулирования и защиты турбины;
•	смазывания и регулирования питательных насосов ПТУ и их турбоприводов;
•	приема, хранения и регенерации масла.
В ряде случаев из общей маслосистемы выделяют отдельные ее составляющие. Например, на неблочных электростанциях системы смазывания и регулирования турбоприводов и самих питательных насосов автономны. На некоторых турбинах большой мощности выделена система регулирования, содержащая вместо обычного масла огнестойкую жидкость или конденсат. В новейших электрических генераторах обмотки, сердечник и конструкционные элементы статора охлаждаются изоляционным маслом или водой, а полые проводники ротора — водой (конденсатом), поэтому в этих машинах отсутствует система масловодородных уплотнений.
В систему приема, хранения и регенерации масла турбоагрегата входят главные и вспомогательные маслонасосы, масляный бак, маслоохладители, а также элементы защиты, блокировки и контроля маслосистемы.
Система смазки снабжается маслом от главного масляного насоса. В системах маслоснабжения турбин небольшой мощности используются маслонасосы объемного типа (винтовые или шестеренчатые), а также центробежные насосы, установленные на валу турбины. Давление в системе смазки регулируется редукционным клапаном. Система смазки имеет общую напорную и сливную линии. Из напорной линии масло подводится к каждому подшипнику. Сливные линии всехпод-шипников образуют общую магистраль, по которой масло самотеком сливается в грязный отсек маслобака. У современных мощных турбин масло к подшипникам подается специальным центробежным насосом низкого давления, установленным возле маслобака.
Вспомогательные маслонасосы включаются в работу при пусках и остановах турбоагрегата, а также при аварии главного маслонасоса.
Маслобак турбогенератора представляет собой емкость, необходимую для обеспечения нормальной работы систем регулирования и смазки. В то же время маслобак служит отстойником, где происходит отделение от масла воды и шлама, а также выделение содержащегося в масле воздуха. Размеры маслобака зависят от типа и мощности турбоагрегата, достигая 70...80 м3у мощных турбин. Масляные баки небольшого размера размещаются под полом машинного зала. У турбин мощностью более 300 МВт масляный бак выносится на нулевую отметку машинного зала и устанавливается на некотором расстоянии от турбины. Теплофикационные турбины ТМЗ имеют маслобаки со встроенными маслоохладителями. Внутри маслобака размещается различное оборудование маслосистем: инжекторы подпора главных маслонасосов, инжекторы смазки, предохранительные и редукционные клапаны, элементы защиты маслосистем.
Маслоохладители с соответствующими трубопроводами образуют систему охлаждения масла.
На рис. 5.1 показана принципиальная схема маслоснабжения паровых турбин. Масло из маслобака 3 масляными насосами 2 прокачивается через группу маслоохладителей 1 и направляется на смазку подшипников турбины и на уплотнение вала генератора (линия А). Из подшипников масло подается в маслобак (Б), в котором устанавливаются очистительные устройства в виде фильтрующих сеток, приспособления для интенсификации выделения воздуха из масла и др. Отсос паров масла из маслобака производится с помощью вентиляторов 4. Во время пуска турбоагрегата используются резервные маслонасосы 5.
Варианты построения систем охлаждения масла ГТУ показаны на рис. 5.2. В этих схемах применяются следующие виды теплообменников: водяные маслоохладители', аппараты воздушного охлаждения масла, маслоохладители с низкотемпературным теплоносителем промежуточного контура в сочетании с аппаратом воздушного охлаждения промежуточного теплоносителя.
Пример системы маслоснабжения компрессорной станции магистрального газопровода с газотурбинными газоперекачивающими агрегатами представлен на рис. 5.3.
Рис. 5. J. Принципиальная схема маслоснабжения паровых турбин. 1—маслоохладители, 2—масляные насосы с приводами от электродвигателей переменного тока, 3—основной маслобак, 4—вентиляторная группа, 5—резервные (пиковые) маслонасосы с приводами от электродвигателей постоянного тока; А — масло на смазку подшипников, Б—от подшипников турбогенератора, В—слив масла
Рис. 5.2. Варианты построения систем охлаждения масла ГТУ.
а — с прямым водяным охлаждением, б—с прямым воздушным охлаждением, в—с промежуточным теплоносителем и воздушным охлаждением; МО—маслоохладитель, АВО—аппарат воздушного охлаждения, ПТН—контур промежуточного теплоносителя
Рис. 5.3. Схема маслоснабжения компрессорной станции магистрального газопровода
Схемы включения маслоохладителей по охлаждающей воде
На абсолютном большинстве стационарных ПТУ для отвода теплоты от масла в маслоохладителях используется вода рек, озер, морей, водохранилищ и т.д.
Принципиальные схемы включения маслоохладителей в контуры охлаждения ГРЭС и ТЭЦ показаны на рис. 5.4 [34]. На рис. 5.4, а показана схема прямоточного водоснабжения, в которой маслоохладители 1 включены параллельно конденсатору 8 паровой турбины. Вода из водоема 7 циркуляционными насосами, расположенными на береговой насосной 6, подается в систему охлаждения электростанции. Из напорного циркуляционного водовода часть воды через механический фильтр 3 подводится к распределительному коллектору 2 и далее на маслоохладители 7. После них вода собирается в коллекторе 10 и по линии 9 отводится в сливной водовод за конденсатором. Задвижками 4 любой из маслоохладителей может быть отключен для очистки или ремонта.
Существенным недостатком прямоточных схем является опасность попадания масла в воду природных источников водоснабжения. Наиболее очевидное решение, направленное на предотвращение попадания масла в водоемы — поддержание давления воды в трубной системе теплообменника выше давления масла. Эта схема рациональна при использовании дорогостоящего огнестойкого масла, потери которого крайне нежелательны. Однако при потере герметичности трубок маслоохладителя к подшипникам и другим узлам системы смазывания будет поступать обводненное масло. Достаточно обрыва только одной трубки диаметром 16x1 мм в маслоохладителе типа МБ-190-250, чтобы в маслосистему турбины К-500-240 попало 2.. .4 м3/ч воды.
Рис. 5.4. Принципиальные одноконтурные схемы включения маслоохладителей в систему маслоснабжения.
а — при прямоточном водоснабжении, б — при оборотном водоснабжении; 1 — маслоохладители, 2, 10 — водяные коллекторы, 3 — механический фильтр, 4—задвижки, 5 — подвод воды на маслоохладители, 6 — береговая насосная, 7 — водоем, 8 — конденсатор, 9 — отвод воды после маслоохладителей, 11 — циркуляционный насос, 12 — колодец, 13 — бассейн, 14 — градирня, 15 — подпиточный насос, 16—продувка
На рис. 5.4, б дана схема включения маслоохладителей в систему оборотного водоснабжения. Охлаждение воды в данной схеме осуществляется в градирне 14. Маслоохладители в этой схеме также включены параллельно с конденсатором ПТУ. В обоих случаях схемы охлаждения масла одноконтурные. В связи с ограниченностью водных ресурсов и необходимостью сохранения чистоты природных водоемов оборотные системы водоснабжения в последние годы получают преимущественное распространение для всех видов тепловых электростанций.
Схема охлаждения масла с замкнутым водооборотным контуром является разновидностью безотходного производства, по современным представлениям, — наиболее перспективного при решении проблем охраны окружающей среды. Преимущества замкнутого контура очевидны: давление масла в маслоохладителях поддерживается выше давления воды, поэтому исключается обводнение масла при случайной разгерметизации трубного пучка; при нарушении же герметичности водо-водяных теплообменников, в которых отводится теплота от охлаждающей воды, замасливание циркуляционных и сточных вод исключается, так как давление воды, взятой из акватории электростанции, поддерживается выше давления воды в промежуточном контуре; имеется возможность активно затормозить коррозионные процессы в трубной системе, если вместо обычной воды в промежуточном контуре использовать химически очищенную воду или конденсат. К недостаткам этой схемы относятся:
•	пониженная эффективность охлаждения масла из-за результирующего температурного напора в двух теплообменниках (водо-водяном и масляно-водяном);
•	повышенные расходы электроэнергии на привод дополнительных водяных насосов;
•	дополнительные капитальные затраты на создание второго контура;
•	усложнение условий эксплуатации.
Замкнутые оборотные контуры водоснабжения рекомендуются для электростанций приморских или других регионов с источником циркуляционной воды повышенной коррозионной агрессивности; для гарантированной защиты водоемов от попадания масла и в случае невозможности или нецелесообразности превышения давления воды над давлением масла в маслоохладителях; для безусловной защиты акваторий питьевого, рыбохозяйственного и курортно-заповедного назначения.
Отсутствие долговременной гарантированной герметичности масляных полостей практически всех типов выпускаемых в настоящее время маслоохладителей и необходимость защиты водоемов от загрязнения маслом привели к появлению на некоторых электростанциях двухконтурных систем охлаждения. На рис. 5.5 в качестве примера представлена схема двухконтурного водяного охлаждения масла, реализованная на Конаковской и Лукомльской ГРЭС на блоках мощностью 300 МВт с турбинами К-300-240 ЛМЗ. Переход от обычной одноконтурной схемы охлаждения (см. рис. 5.4) к двухконтурной был вызван необходимостью защиты природных водоемов (река Волга) от загрязнения маслом вследствие невозможности обеспечения в эксплуатации стабильной герметичности маслоохладителей.
Рис. 5.5. Двухконтурная схема охлаждения масла системы смазки при прямоточном водоснабжении.
1—маслоохладители, 2—маслоохладитель ПЭН, 3—промежуточные охладители воды, 4—водоструйные эжекторы (пусковые) для отсоса воздуха из водяных камер конденсатора, 5 — основные водоструйные эжекторы, 6—циркуляционные насосы, 7—конденсатор, 8—насосы водоструйных эжекторов, 9—фильтры, 10—насосы вторичного замкнутого контура охлаждения, 11 — промежуточный бак воды; А — вода в сливной циркуляционный водовод
При переходе на двухконтурную схему охлаждения вводятся дополнительно: бак 11, основной и резервный насосы контура оборотной циркуляционной воды 10, два охладителя оборотной воды соответствующие трубопроводы, арматура и средства автоматики. Работа данной схемы протекает следующим образом: охлаждающая вода от циркуляционного насоса б подводится к охладителям оборотной воды 3, а после них отводится в сливной водовод конденсатора.
Оборотная вода из бака 11 насосами 10 прокачивается через охладители 3 и далее поступает к напорному водяному коллектору маслоохладителей 2. После них вода поступает в сливной коллектор и возвращается в промежуточный бак 11.
Опыт эксплуатации этой схемы на электростанции выявил ряд ее недостатков: охлаждение масла ухудшилось и температура его после маслоохладителей превысила 50 °C, что в летнее время потребовало включения всех маслоохладителей. Однако и в этом случае требуемого по условиям работы турбин охлаждения масла не достигается. Вследствие загрязнения поверхности промежуточных теплообменников 3 охлаждающая способность такой схемы со временем снижается. Следует также отметить, что ее осуществление, например, для типовой ГРЭС мощностью 2400 МВт из восьми блоков (по 300 МВт), требует дополнительной установки (не считая трубопроводов) 16 водяных электронасосов, 6 водо-водяных теплообменников, 8 водяных баков, около 100 шт. задвижек и клапанов.
Таким образом, применение двухконтурной схемы охлаждения масла в условиях ГРЭС или ТЭЦ с прямоточным (и тем более с оборотным) водоснабжением связано с серьезными дополнительными затратами, усложнением условий эксплуатации и определенным увеличением температуры охлаждаемого масла. Все вместе взятое не позволяет рассматривать ее как перспективную, поскольку она не полностью снимает вопросы защиты природных водоемов от загрязнения. Условие сохранения чистоты природных водоемов при одновременном стремлении к снижению стоимости систем технического водоснабжения ПТУ диктуют необходимость поиска новых прогрессивных схем охлаждения. Поэтому в недалеком будущем для отвода теплоты в маслоохладителях следует ожидать появления новых схем охлаждения. К ним следует отнести схемы с воздушным или испарительным охлаждением, применение на крупных электростанциях, использующих органическое и ядерное топливо, отдельных замкнутых контуров для охлаждения масла или заменяющих его огнестойких жидкостей.
Бессточная схема циркуляционного водоснабжения является разновидностью оборотной (рис. 5.4, б), но с уменьшенной долей продувки. Применение бессточной схемы приводит к интенсивному накипеобразованию на теплообменных трубках конденсатора (при этом различные способы борьбы с наки-пеобразованием — химические или безреагентные — оказываются не слишком эффективными). Однако, если из схемы циркуляционного водоснабжения выделить схему водоснабжения маслоохладителей и завести сюда же охлаждающую воду с картеров подшипников и т.п., то такую схему можно сделать бессточной. При этом объемы воды, циркулирующей в такой системе,
будут незначительны, что позволяет упаривать до твердых остатков загрязненные стоки. Все эти мероприятия в сочетании с другими (в частности с использованием герметичных маслоохладителей) могут решить проблему создания экологически чистой (по стокам нефтепродуктов) ТЭС.
Во многих ГТУ основная часть маслосистемы размещается в опорной раме, служащей одновременно и маслобаком. При этом почти все маслопроводы проходят внутри рамы-маслобака, что предотвращает утечку масла наружу и существенно понижает пожарную опасность. Размещение ГТУ вместе с нагнетателем и их основными системами на раме-маслобаке превращает газоперекачивающий агрегат в единый транспортабельный блок высокой заводской готовности, что упрощает и сокращает объем монтажных работ на месте установки. Пример схемы построенной таким образом маслосистемы газовой турбины ГТ-6-750 разработки ТМЗ приведен на рис. 5.6. Маслобак разделен на ряд отсеков, содержащих масло в разном состоянии: «грязное горя-
Рис. 5.6. Схема маслосистемы газовой турбины ГТ-6-750 ТМЗ.
1 — главный масляный насос, 2 — регулятор давления «после себя», 3 — аварийный масляный насос, 4—обратный клапан, 5—пусковой масляный насос, 6—инжектор главного масляного насоса, 7, 9—секции маслоохладителя, 8—трехходовой кран-переключатель, 10—инжектор маслоохладителя, 11—сетчатый масляный фильтр, 12—фильтры-отстойники
чее» — непосредственно после слива из маслоиспользующих узлов, «горячее чистое» — после прохождения разделяющего эти два отсека сетчатого фильтра, «холодное чистое» — после маслоохладителей. В маслобак встроены: пусковой и аварийный маслонасосы, масляные инжекторы, две секции маслоохладителя, система подогрева масла и т.д.
Источником охлаждающей воды на газокомпрессорных станциях с газотурбинным приводом служат чаще всего вентиляторные градирни, т. е. реализуется оборотная система охлаждения. Охлаждающая вода при помощи насоса многократно циркулирует по контуру маслоохладитель — градирня — водосборник и внешний источник воды требуется лишь для восполнения ее потерь.
Описанная система охлаждения имеет существенные недостатки: необходимость заполнения и пополнения системы умягченной и очищенной от взвесей водой при наличии ее уноса (до 1 %) в атмосферу; непрерывное загрязнение циркуляционной воды заносимой с воздухом пылью; обледенение градирни зимой, весьма затрудняющее ее эксплуатацию; малая стойкость деревянных элементов конструкции, требующая систематического ремонта; большая территория, необходимая для размещения градирни.
Недостатки циркуляционного водяного маслоохлаждения привели к тому, что на газокомпрессорных станциях с газотурбинным приводом оно практически повсеместно было вытеснено воздушным охлаждением [35].
Схема маслосистемы газотурбинной установки ГТК-10-4, включающая такую систему маслоохлаждения, приведена на рис. 5.7. В маслосистеме имеется подогреватель масла, используемый при запуске холодного агрегата в зимнее время, и три секции маслоохладителя, включенные параллельно по маслу. Каждая секция имеет два вентилятора. Секции выпускались в обычном и арктическом исполнениях. В последнем варианте секция оснащалась
Рис. 5.7. Схема маслосистемы газотурбинной установки ГТК-10-4 с прямым воздушным охлаждением.
1 — импеллер, 2 — пусковой маслонасос смазки, 3 — сдвоенный обратный клапан, 4 — главный маслонасос, 5 — инжектор, 6 — регулятор давления «после себя», 7—воздушный маслоохладитель, 8 — масляные фильтры, 9—регулируемый дроссель, 10—резервный маслонасос, 11 — дроссельные клапаны
электрокалорифером с двумя ступенями тепловой мощности (40 и 80 кВт) для обогрева укрытия и электроподогревателями масла, установленными в подводящих камерах и сборных коллекторах.
Прямое воздушное охлаждение, ставшее шагом вперед по сравнению с водяным охлаждением, повлекло ряд негативных последствий. Возникли дополнительные сложности эксплуатации в холодное время года вследствие размещения маслоохладителей в виде АВО вне зданий: переохлаждение масла даже при работающих агрегатах, трудности запуска резервного агрегата, затруднения при сливе масла из маслоохладителей при остановке агрегатов, что
Рис. 5.8. Схема пускового подогрева масла воздухом из системы регенерации ГТУ при прямом воздушном охлаждении.
1 — подогреватель масла, 2 — маслобак ГТУ, 3 — воздушные маслоохладители
потребовало принятия таких специальных мер, как обогрев блоков АВО, подогрев масла перед запуском и др. Схема подогрева масла в специальном теплообменнике, обогреваемом воздухом из системы регенерации ГТУ, приведена на рис. 5.8.
Другое негативное обстоятельство — рост количества электроэнергии, потребляемой газокомпрессорной станцией вследствие высокой оснащенности АВО достаточно мощным электрооборудованием при одновременной потребности в увеличении мощности источников аварийного электроснабжения (дополнительных дизель-генераторов).
Разработки, направленные на преодоление недостатков прямого воздушного маслоохлаждения, привели к появлению системы с промежуточным теплоносителем и воздушным охлаждением (рис. 5.2, в). В системе такого типа к аппарату воздушного охлаждения добавляются теплообменник-маслоохладитель, насос промежуточного контура, а также дополнительное оборудование для поддержки работы двух контуров — масляного и промежуточного теплоносителя.
Контур промежуточного теплоносителя может быть заполнен дистиллированной водой или для предотвращения его замерзания при работе в зимнее время — специальной жидкостью (антифризом), обычно на основе этиленгликоля. Применяют антифризы марок НОЖ40 и НОЖ65 (число означает
примерную температуру замерзания, °C). Содержание этиленгликоля в НОЖ40— 51,5. ..55,0 %, в НОЖ65 — 67,5. ..72,0 % по массе. Охлаждающая способность у антифризов хуже, чем у воды.
Пример схемы системы маслоохлаждения с промежуточным теплоносителем и воздушным охлаждением для газотурбинной установки ГТН-16 разработки ТМЗ показан на рис. 5.9. Характер циркуляции теплоносителей обоих контуров ясен из показанных на схеме магистралей и направлений на них. Следует отметить роль байпасного клапана: он служит для перепуска части масла мимо маслоохладителя в смеситель и далее — в отсек чистого холодного масла — при отсутствии необходимости дальнейшего понижения температуры масла. Такое схемное решение в сочетании со средствами управления аппаратом воздушного охлаждения дает возможность использовать весьма совершенные методики регулирования температуры масла.
Краткая техническая характеристика представленной системы: марка масла — УТ30 (масло с повышенной вязкостью для использования в районах с жарким климатом); промежуточный теплоноситель — антифриз НОЖ65; расход масла через маслоохладитель — 100 м3/ч; расход промежуточного теплоносителя 100 м3/ч; температура масла на входе в маслоохладитель — 73,3 °C, на выходе—60 °C; температура промежуточного теплоносителя на входе в АВО — 55,9 °C, на выходе— 50 °C; требуемая поверхность теплообмена маслоохладителя—157 м2, АВО — 190,5 м2; теплопроизводительность системы — 540 кВт; мощность электродвигателя вентилятора — 100 кВт, насоса промежуточного теплоносителя — 15 кВт.
Рис. 5.9 Схема системы маслоохлаждения с промежуточным теплоносителем и воздушным охлаждением газотурбинной установки ГТН-16 ТМЗ.
1—рама-маслобак, 2—инжектор, 3—насос маслоохладителей, 4—маслоохладитель, 5—смеситель, 6—байпасный клапан, 7—бак теплоносителя промежуточного контура, 8—насос теплоносителя промежуточного контура, 9— аппарат воздз шного охлаждения
Схема маслосистемы с промежуточным теплоносителем и воздушным охлаждением для газоперекачивающего агрегата ГПА-10, разработанного на базе судового газотурбинного двигателя, показана на рис. 5.10. Маслосисте-ма этого ГПА имеет два раздельных контура по маслу (и соответственно два маслоохладителя), поскольку в системе смазки двигателя и системе смазки нагнетателя применены различные марки масел. В то же время в системе мас-лоохлаждения контур промежуточного теплоносителя, в качестве которого используется антифриз, — общий для обеих систем. Промежуточный теплоноситель перекачивается центробежным насосом с приводом от двигателя ГПА. Антифриз охлаждается в двух секциях АВО шатрового типа. Секции имеют общий расширительный бачок антифриза. Температура масла в системе маслоохлаждения регулируется изменением расхода промежуточного теплоносителя через АВО путем управления степенью открытия основных и обводных задвижек.
Система охлаждения масла с промежуточным теплоносителем и воздушным охлаждением применена и в газоперекачивающем агрегате ГТН-25. Промежуточный теплоноситель охлаждается в АВО, а в качестве маслоохладителя используется горизонтальный кожухотрубный теплообменник с системой промежуточных перегородок типа «диск-кольцо».
Системы охлаждения масла с промежуточным теплоносителем и воздушным охлаждением получили в настоящее время широкое распространение в составе как отечественных газоперекачивающих агрегатов, так и в ряде импортных.
Достоинства таких систем: полное исключение переохлаждения масла и связанных с этим трудностей эксплуатации в зимнее время года; возможность построения полностью автоматизированных систем управления тепловым ре-
Рис. 5 10. Схема системы маслоохлаждения с промежуточным теплоносителем и воздушным охлаждением газоперекачивающего агрегата ГПА-10.
1 — маслоохладитель нагнетателя, 2 — насос промежуточного теплоносителя, 3— штуцер для заправки и слива промежуточного теплоносителя, 4—маслоохладитель двигателя, 5,12 — обводные задвижки, 6, 11 — задвижки основного потока, 7, 10 — левая и правая секции АВО, 8 — расширительный бачок АВО, 9 — переливная труба
жимом контуров масла и промежуточного теплоносителя, поскольку органы регулирования элементов системы используют электропривод. При большом числе органов и факторов регулирования управление может быть организовано весьма гибко: от полной остановки циркуляции всех теплоносителей — воздуха, промежуточного теплоносителя и масла — до повышения эффективности теплообмена в системе путем замены в летний период малоэффективного промежуточного теплоносителя — антифриза на высокоэффективный — воду.
Можно указать и на ряд недостатков: система сложна, содержит большое число трубопроводов, требующих дополнительных затрат при монтаже и дополнительного внимания персонала при эксплуатации. В хозяйстве энергообъекта необходимо ввести еще одну систему хранения, сбора, утилизации антифриза — продукта небезопасного для людей и природы. Требуются изготовление, монтаж и размещение дополнительного оборудования: насосов и баков промежуточного теплоносителя, теплообменника-маслоохладителя. Вследствие потери температурного напора в контуре промежуточного теплоносителя суммарная поверхность теплообмена всей системы возрастает, в том числе и за счет установки дополнительных АВО. Увеличивается электропотребление на объекте и снижается его автономность.
Система с промежуточным теплоносителем сложна также в расчете и проектировании, поскольку рассматриваются два разнородных по типу теплообменника вместо одного. Принципиальны вопросы о выборе целесообразных уровней перепадов температур теплоносителей и о распределении располагаемого температурного напора между теплообменниками системы—маслоохладителем и АВО.
5.1.2. Турбинные масла и их свойства
Поверхность любого твердого тела отнюдь не гладкая и после самой тщательной обработки имеет шероховатость различной степени. Самые гладкие металлические поверхности, встречающиеся в элементах турбин, имеют неровность высотой 0,05.. .0,10 мкм, а наиболее грубые —100.. .200 мкм [33]. Неточность изготовления деталей, искажение их формы от нагрузки и нагрева, шероховатость и волнистость приводят к тому, что две поверхности контактируют на отдельных малых площадях—«пятнах касания». При относительном перемещении двух соприкасающихся поверхностей в местах их дискретного касания возникает сопротивление, называемое внешним трением, которое сопровождается рассеянием энергии и изнашиванием деталей.
Для уменьшения воздействия трения на вращающиеся поверхности используется смазочный материал. Смазочный материал под влиянием силового поля может образовывать на поверхности трения слои адсорбированных полярных молекул или иных активных групп, уменьшающих трение и износ. В этом случае действие смазочного материала называется граничной смазкой, поскольку эффективность ее определяется специфическими свойствами поверхностей и тонких граничных пленок, отличающимися от объемных свойств масла.
Действие смазочного материала, при котором достигается полное разделение
твердых поверхностей трения слоем масла (или иной жидкости), называется жидкостной смазкой. В этом случае внешнее трение сопряженных поверхностей заменяется принципиально отличающимся от него трением сравнительно толстого жидкого слоя, обладающего объемными свойствами (из них главнейшим является вязкость), которые обеспечивают явно выраженное снижение диссипации энергии при одновременном заметном увеличении износостойкости деталей. Жидкостная смазка создается двумя эффектами — гидродинамическим и гидростатическим. Гидродинамический эффект заключается в самопроизвольном создании грузоподъемного слоя между сопряженными поверхностями скольжения в результате затягивания масла в клиновой зазор без приложения внешнего давления; гидростатический эффект возникает в результате приложения к масляному слою внешнего давления. В ряде случаев на смежных участках поверхностей трения сосуществуют тонкие граничные пленки и утолщенные слои смазочного материала. Такая не вполне совершенная смазка, называемая полужидкостной, характерна для деталей с высокими удельными нагрузками и низкими скоростями скольжения и возникает при пониженной вязкости масла или ограниченной его подаче, при пуске и останове агрегата, перекосе вала и других критических ситуациях.
Масло, применяемое в системах смазки паровых и газовых турбин, предназначено выполнять различные функции: предотвращать износ фрикционных поверхностей; снижать потери мощности на трение; отводить теплоту, выделяющуюся при трении и передаваемую от горячих деталей турбины; уплотнять вал электрического генератора, охлаждаемого водородом; предотвращать коррозию элементов масляной системы; передавать импульсы и перемещать исполнительные органы в системе автоматического регулирования и защиты турбины.
Теплота, которую должна отводить в окружающую среду система маслоохлаждения, поступает с маслом, сливающимся из картеров подшипниковых узлов и блока системы регулирования. Эта теплота складывается из нескольких частей. Во-первых, это теплота трения в опорных и упорных подшипниках турбомашин агрегата — данная часть может быть оценена в долях от внутренней мощности турбомашин по величине механического КПД, составляющей 0,98...0,99; во-вторых, это потери энергии в маслонасосах, теплота (работа) трения в органах регулирования, трубопроводах и других элементах масляного тракта; в-третьих, это теплота, передающаяся от роторных деталей, стенок картеров подшипников и от рабочего тела ГТУ, прорывающегося в картеры, теплота излучения от корпусных деталей и т.д. Доля последней группы источников теплоты сильно зависит от компоновки турбоагрегата — степени приближения маслоснабжаемых узлов к горячим частям: проточной части, плохо теплоизолированным поверхностям корпусов, переходным и выхлопным газовым патрубкам и т.п. (на рис. 5.6 видна близость к горячим зонам ГТУ блока среднего подшипника и картера заднего подшипника). Очевидно, что расчетная оценка тепловой мощности системы маслоохлаждения затруднена и может выполняться только по аналогам, близким по характеристикам и компоновке. По данным ТМЗ, для проектирования систем маслоохлаждения этот параметр был принят равным для ГТ-6-750 — 465 кВт, для ГТН-16
— 640 кВт, для ГТН-25 — 755 кВт; для ГПА-10, построенного на базе конвертированного судового газотурбинного двигателя, — 380 кВт.
Турбинное масло — продукт переработки нефти. После отгона из нефти легкокипящих бензиновых, керосиновых и газойлевых фракций образуется остаток — мазут, продуктом вакуумной перегонки которого являются масляные дистилляты. Турбинное масло получается путем специальной очистки указанных дистиллятов для удаления тех компонентов, которые ухудшают стабильность масла, повышают коррозионную агрессивность, снижают текучесть. Эксплуатационные свойства масел повышаются в результате добавления различных присадок. Способ очистки дистиллятов в значительной мере влияет на качество турбинного масла, поэтому часто в его названии указывают и промышленную технологию очистки.
В отечественной практике принята следующая маркировка турбинных масел: Т-22, Т-30, Т-46, Т-57, где цифры обозначают кинематическую вязкость в сантистоксах (1 Ст = 10 бм2/с) при температуре 50 °C. Выпускаются также масла марок Тп-22, Тп-22СУ, Тп-22С, ТСп-22, ТСп-22Г и др. Физические свойства турбинных масел и технологические требования к ним регламентируются ГОСТ 32-74 и 9972-74.
В настоящее время на ТЭС и АЭС поставляется в основном турбинное масло марки Тп-22С селективной очистки с последующей гидроочисткой по ТУ 38.101821-83. В большинстве газоперекачивающих агрегатов применяются смазочные масла вязкостного класса 22—чаще всего турбинное масло марки Ткп-22. Известны также газоперекачивающие агрегаты (ГПА-10, ГПА-Ц-6,3 и др.), где в газогенераторе ГТУ и в силовой турбине с нагнетателем применяются разные типы смазочных масел. Так, в ГПА-10 использованы судовое газотурбинное масло по ГОСТ 10289-79 и масло марки Ткп-22; в ГПА-Ц-6,3 — смесь (по 50 %) авиационных масел МК-8 и МС-20 и масло марки Ткп-22. В этих примерах первым названо масло для газогенератора.
Важнейшими физико-химическими характеристиками турбинного масла являются его плотность (для масла марки Тп-22С при tM = 20 °C плотность равна 895 кг/м3) и вязкость.
Вязкость — это объемное свойство жидкости оказывать сопротивление относительному перемещению ее слоев. Вязкость влияет на несущую способность масляного слоя в подшипниках. С понижением температуры вязкость масла повышается. Безразмерная величина, характеризующая повышение вязкости с понижением температуры, называется индексом вязкости (ИВ). Значения ИВ примерно 80... 100 и выше характеризуют хорошие вязкостнотемпературные свойства масла, а 50.. .60 и ниже — неудовлетворительные. Во время эксплуатации турбины вязкость масла изменяется из-за окисления, загрязнения, зашламления, обводнения и аэрации. Растворенные продукты старения масла, как правило, имеют большую вязкость, чем исходное масло. Вязкость эмульсии типа «вода в масле» всегда выше вязкости воды и масла по отдельности. Однако увеличение содержания воды в масле приводит к росту динамической вязкости эмульсии лишь до определенного значения, после чего наступает распад эмульсии или ее обращение, т.е. образуется обратная эмуль-
сия «масло в воде», для которой характерно снижение вязкости при увеличс нии содержания воды.
На рис. 5.11 и 5.12 представлены некоторые физические характеристик масла в зависимости от его температуры [34].
Рис. 5.11. Зависимость физических свойств масла Т-30 от температуры.
1—число Правдтля (Рг), 2—динамическая вязкость (ц), 3— кинематическая вязкость (v), 4—удельная теплоемкость (с₽), 5—теплопроводность (А), 6 — плотность (р)
При работе турбины важны следующие эксплуатационные характеристики масла.
1.	Растворимость газов в масле — концентрация газов (атмосферный воздух, водород, газообразные продукты окисления) в масле.
2.	Деаэрируемость масла—способность масла освобождаться от газов. Деаэ-рируемость масла уменьшается при окислении масла и при добавлении антипен-ных присадок.
3.	Гигроскопичность масла — способность масла поглощать воду и водяные пары из окружающей среды. Гигроскопичность масла незначительна, но вода оказывает большое каталитическое воздействие на процессы старения масла. Наличие в масле продуктов окисления ведет к повышению гигроскопичности масла.
4.	Эмульгируемость масла — способность масла образовывать эмульсию «вода в масле».
5.	Старение масла — изменение свойств масла в процессе длительной эксплуатации. Старение масла происходит в результате контакта с кислородом
X,	а-104,
Вт	 м2
	
м-К	ч
0,132	 3,0
0,131	 2,9
0,130	 2,8
0,129	• 2,7
0,128	• 2,6
0,127	• 2,5
0,126	 2,4
0,125	• 2,3
0,124	 2,2
0,123	 2,1
0,122	• 2,0
ср, Рг v-10* тг	7	КГ Кдж  кг-К	с	м94о 2,15 • 510  200 930 2,10  470 	180 920 2,05  430 •	160 910 2,00  390 	140 • 900 1,95 - 350 - 120  890 1,90 • 310  100  880 1,85 • 270 	80 • 870 1,80 • 230 	60  860 1,75  190 	40 • 850 1,70 • 150 	20  840											
											
									3		
											
		1			4						
		1				 **	2				
			1								
											
			\								
				5			X				
									6		
											
1,65	110	0	0	10 20 30 40 50 60 70 80 90 tM,°C										
Рис. 5.12. Зависимость физических свойств масла Т-22 от температуры. 1 — теплопроводность (X), 2 — температуропроводность («), 3—удельная теплоемкость (с^, 4—число Прандтля (Рг), 5—кинематическая вязкость (V), 6 — удельный вес (у)
воздуха, стимулируется воздействием воды и металлов и прогрессирует с повышением температуры. В результате старения масла изменяется его кислотность, повышается плотность и вязкость, ухудшается деэмульгирующая способность, образуются растворимые в масле и летучие продукты окисления, повышающие коррозионную агрессивность масла.
6.	Смазочная способность масел — совокупность физико-химических свойств (вязкости, поляризуемости молекул и др.), обусловливающих уменьшение сил трения.
7.	Горючесть масла характеризуется кислородным индексом (КИ) — минимальной концентрацией кислорода, при которой пламя устойчиво распространяется по промасленному асбестовому шнуру. Для турбинных масел КИ равен 16,8. ..17,4 %; для огнестойких масел — 23,2 %. Так как в атмосферном воздухе содержится около 21 % кислорода, то огнестойкие масла не поддерживают горение и не распространяют пламя при растекании.
8.	Зольность масла—количество неорганических веществ, остающихся после сжигания навески масла, выраженное в процентах от величины исходной навески. Зольность чистого масла должна быть минимальной. Высокая зольность указывает на плохую очистку масла. В маслах, содержащих антиокис-лительные присадки, допускается повышенная зольность.
9.	Температура вспышки масла — температура, до которой необходимо нагреть масло, чтобы его пары образовали с воздухом смесь, способную воспламениться от открытого огня. Температура вспышки характеризует наличие в масле легких летучих углеводородов, от чего зависит способность масла испаряться при нагревании. В процессе эксплуатации температура вспышки масла понижается, что объясняется испарением низкокипящих фракций и
разложением масла. Температура вспышки масла определяет также пожароопасность масла.
10.	Температура самовоспламенения — это температура, при которой масло воспламеняется без поднесения к нему открытого огня. Эта температура для турбинных масел примерно вдвое выше, чем температура вспышки, и зависит от тех же факторов, что и температура вспышки.
Таким образом, при эксплуатации масляного хозяйства необходимо постоянно следить за состоянием собственно масла, контролировать содержание в нем присадок, принимать меры необходимой безопасности для предотвращения пожаров.
5.1.3. Схемы включения маслоохладителей в системы маслоснабжения турбин
Рассмотрим принципиальные схемы циркулирования масла в системах маслоснабжения подшипников и других узлов смазки различных ПТУ.
На рис. 5.13 показана принципиальная схема маслоснабжения турбогенератора мощностью 800 МВт производства ЛМЗ. Система предназначена для обеспечения маслом подшипников турбины, генератора, возбудителя, группы питательных насосов и рассчитана на применение огнестойкого масла (ОМТИ).
Подача масла осуществляется центробежными насосами 8, имеющими привод от электродвигателей переменного тока. Насосы обеспечивают давление масла на уровне подшипников турбины (после маслоохладителей) ~ 0,12 МПа.
Рис. 5.13. Принципиальная схема маслоснабжения турбогенератора К-800-240. 1—ЦВД, 2—ЦСД, 3—ЦНД, 4—генератор, 5—возбудитель, 6—вентилятор, 7—масляные насосы с приводами от электродвигателей постоянного тока, 8—масляные насосы с приводами от электродвигателей переменного тока, 9—маслобак, 10—маслоохладители М-540,11—сливные клапаны, 12— турбопитательный насос, 13—группа питательных насосов
Насосы 7, имеющие привод от электродвигателей постоянного тока, — резервные.
В систему входят три маслоохладителя 10 типа М-540, включенных параллельно по воде и маслу. Схема допускает отключение любого из аппаратов по воде и маслу для очистки или ремонта при полной нагрузке турбины. Маслоохладители предназначены для использования пресной воды с начальной температурой не выше 33 °C.
На рис. 5.14 представлена принципиальная схема маслоснабжения турбогенератора 500 МВт производства ХТЗ, устанавливаемого на атомных электростанциях. Масляная система предназначена для подачи масла к подшипникам турбины, генератора, в систему регулирования и к насосам системы уплотнения вала генератора. Система смазки включает в себя бак 12, насосы 13, 14 и 15, маслоохладители 16, группу напорных баков 1 и маслопроводы. Основной маслобак имеет полезную емкость 80 м3.
Насосная группа состоит из насосов систем смазки 15, регулирования 2 и уплотнения вала генератора 13,14, а также насосов для гидростатического подъема ротора турбоагрегата при работе валоповоротного устройства. В состав системы смазки входят три насоса: рабочий, резервный и запасной. Насос 15 подает
Рис. 5.14. Принципиальная схема системы маслоснабжения турбины К-500-65/3000.
1 — напорный бак, 2 — насос регулирования, 3—опорный подшипник, 4—вало-поворот, 5 — упорный подшипник, 6 — генератор, 7 — возбудитель, 8 — подвозбудитель, 9 — блок клапанов, 10 — стопорные заслонки, 11 — пусковой насос системы регулирования, 12 — масляный бак, 13,14—насосы системы уплотнения вала генератора с электродвигателями переменного и постоянного тока, 75—масляные насосы системы смазывания с электродвигателями переменного тока, 16 — маслоохладитель типа МБМ-90-135,17— вентилятор отсоса масляных паров
масло из бака 12 через маслоохладители 16 в баки 1. При его работе необходимое давление масла перед подшипниками турбоагрегата создается за счет разности уровней установки напорных баков и отметки оси подшипников. В систему регулирования масло подается насосом 2, приводимым от вала турбины.
В системе смазки предусматривается установка семи маслоохладителей 16 типа МБМ-90-135, включенных параллельно по трактам охлаждающей воды и масла. Допускается возможность отключения любого из маслоохладителей по трактам воды и масла для очистки при полной нагрузке турбины и температуре охлаждающей воды не выше 33 °C.
На рис. 5.15 дана принципиальная схема системы маслоснабжения турбогенератора мощностью 300 МВт с турбиной марки К-300-240-1 ЛМЗ. Масляная система предназначена для обеспечения маслом марки Т-22 системы смазки подшипников цилиндров турбины 1,2, 3, генератора 4, возбудителя 5, питательного насоса 10м его турбопривода И, электропитательных насосов 7, 8, 9 и уплотнений вала генератора 4.
Масляный бак 15 полезной емкостью 37 м3 снабжен указателями уровня. Для очистки масла от механических примесей в баке установлены фильтры грубой очистки.
Рис. 5.15. Принципиальная схема системы маслоснабжения турбины К-300-240-1. 1, 2, 3 — цилиндры высокого, среднего и низкого давления, 4 — генератор, 5 — возбудитель, 6 — вентилятор, 7—электропривод питательного насоса, 8 — редуктор, 9 — питательный электронасос, 10 — питательный турбонасос, 11 — турбопривод, 12 — маслоохладители, 13 — масляные электронасосы с двигателями переменного тока, 14—то же с двигателями постоянного тока, 15 — маслобак, 16— сливной клапан; А, Б — подвод и отвод масла к блоку маслоснабжения питательного турбонасоса, В — подвод масла к агрегату маслоочистки, Г— выхлоп в атмосферу
Подача масла в систему смазки осуществляется насосами 13 с двигателями переменного тока (давление 0,12 МПа после маслоохладителей 12 на уровне оси турбины) и аварийными насосами 14 с приводом от двигателей постоянного тока. Обычно устанавливается два насоса типа 12КМ-15 с двигателями переменного тока (7V= 100 кВт), из которых один резервный, и два аварийных насоса типа 12КМ-20 с двигателями постоянного тока (7V= 37 кВт). Насосы 13 имеют производительность по 550 м3/ч каждый при напоре 0,3 МПа. Аварийные электронасосы 14 имеют производительность 430 м3/ч каждый при напоре 0,18 МПа. Три маслоохладителя 12 типа М-240М включаются параллельно по трактам воды и масла; один из аппаратов резервный. Схемы включения допускают возможность отключения любого из них по линиям охлаждающей воды и масла для очистки при полной нагрузке турбины и начальной температуре охлаждающей воды не выше 33 °C.
Включение маслоохладителей в системы маслоснабжения серийных турбоустановок других заводов практически не отличается от рассмотренных выше. Исключение составляют некоторые теплофикационные турбины ТМЗ, в системах маслоснабжения которых маслоохладители выполнены встроенными в основные маслобаки. При этом сохраняется параллельное включение этих аппаратов по трактам воды и масла.
На рис. 5.16 дана принципиальная схема системы маслоснабжения турбины марки Т-110/120-130 ТМЗ, питающая маслом при давлении 1,4 МПа ее систему регулирования и систему смазки подшипников турбины и генератора. Давление масла после маслоохладителей поддерживается равным 0,06.. .0,08 МПа. Масло в систему регулирования подается главным центробежным насосом б,
Рис. 5.16. Принципиальная схема системы маслоснабжения турбины Т-100/120-130.
1 — аварийный насос, 2 — резервный насос, 3 — пусковой насос, 4 — главный инжектор смазки, 5 — инжектор смазки, 6—главный масляный насос, 7—импеллер, 8—трехходовой обратный клапан, 9 — обратный клапан, 10—фильтр, 11 — маслоохладитель, 12 — масляный бак, 13 — реле пуска масляных насосов
приводимым от вала турбины. Одновременно от этого насоса масло подается к соплам последовательно включенных инжекторов 4 и 5. Обе ступени инжекторов размещены в маслобаке 12 с рабочим объемом 26 м3. Инжектор первой ступени 4 подает масло к всасывающему патрубку насоса б, создавая необходимый для его работы подпор около 0,03 МПа и в камеру инжектора второй ступени 5, подающего масло через маслоохладители 11 в систему смазки подшипников турбины и генератора.
Для обеспечения работы турбоагрегата в период пуска предусмотрен пусковой масляный электронасос 3 (производительностью Qm = 300 м3/ч с напором Н = 2,35 МПа), приводимый двигателем переменного тока. Снабжение маслом подшипников при останове турбоагрегата обеспечивается аварийным насосом 1 (Q= 108 м3/ч, Н = 2,15 МПа) с приводом от электродвигателя постоянного тока. Резервный насос 2 (Q = 150м3/ч, Н = 2,75 МПа) приводится электродвигателем переменного тока. Реле 13 включает в работу насос 2 при падении давления масла после маслоохладителей до 0,035 МПа, а при падении давления масла в этом контуре до 0,03 МПа реле 13 включает в работу насос 1.
В маслобак 12 встроены шесть охладителей 11 с поверхностью 45 м2 каждый. Наличие необходимой арматуры позволяет осуществить при необходимости отключение любого из них по трактам воды и масла при полной нагрузке турбины и температуре охлаждающей воды не выше 30 °C.
5.2. Технические характеристики и конструкции маслоохладителей
5.2.1.	Маслоохладители ПТУ
В системах маслоснабжения ПТУ преимущественное распространение получили вертикальные маслоохладители с поверхностью из гладких трубок. Общие технические требования к ним, типоразмерные ряды, правила приемки, методы испытаний и гарантии регламентированы ГОСТ 9916-77, который устанавливает два типа охладителей — МА и МБ, рассчитанных на использование охлаждающей воды с начальной температурой соответственно 20 °C и 33 °C (табл. 5.1). Они широко используются также для охлаждения масла в системах разных гидроприводов, маслонапорных установок гидравлических турбин, турбозубчатых агрегатов судовых установок, трансформаторных установок и т.д. Стандарт не распространяется на маслоохладители, встроенные в масляный бак турбины.
Маслоохладители должны быть герметичными по масляной и по водяной сторонам при превышении давления как масла над давлением воды, так и воды над давлением масла.
Конструкция маслоохладителей должна предусматривать [36]:
•	возможность очистки, химической промывки и консервации в эксплуатационных условиях;
•	компенсацию температурных расширений;
•	возможность замены протекторной защиты;
Параметр	Тип маслоохладителя
	МА | МБ
Температура охлаждающей воды на входе (предельное отклонение +1), °C Температура масла на входе, °C Температура масла на выходе, °C Гидравлическое сопротивление по масляной стороне, МПа (кгс/см2) Кратность охлаждения (отношение массового расхода воды к массовому расходу масла) Гидравлическое сопротивление по воде при кратности охлаждения 1,6 (предельное отклонение +0,002), МПа	20	33 55 45 <0,1 (1,0) 1,6±0,2 Нс более 0,04
Примечание. Маслоохладители типа МБ допускается кратковременно эксплуатировать при температуре охлаждающей воды на входе 36 °C. В период промывания маслосистем допускается работа маслоохладителей при температуре масла на входе до 65 °C, но не более 24 ч.
Табл. 5.1. Основные параметры маслоохладителей
•	возможность проведения гидравлических испытаний корпуса совместно с трубной системой;
•	приспособления для проведения монтажных и ремонтных работ.
Наружные необработанные поверхности маслоохладителей и внутренние поверхности водяных камер должны быть покрыты водостойкой краской или лаком. Перед покрытием поверхности необходимо очистить от грязи, продуктов коррозии, окалины и сварочного шлака, а также обезжирить. Покрытие должно лежать тонким, ровным слоем, без потеков, пузырей и трещин.
Маслоохладители должны иметь следующие показатели надежности и долговечности [36]:
•	установленный срок службы не менее 30 лет;
•	установленный ресурс между капитальными ремонтами не менее 40000 (50000) ч;
•	среднюю наработку на отказ не менее 16000 ч;
•	коэффициент готовности не менее 0,992 (0,993).
Рассмотрим аспекты, которые необходимо принимать во внимание при проектировании и эксплуатации маслоохладителей, и основные технические решения, реализованные в типовых конструкциях. В качестве охлаждающей среды для маслоохладителей ПТУ используется циркуляционная вода. В этом случае маслоохладители устанавливаются параллельно конденсатору по воде. Для надежной работы маслосистемы гидравлическое сопротивление маслоохладителей по водяной стороне должно быть меньше, чем у конденсатора. Для обеспечения надежности работы подшипников турбины давление масла должно быть выше давления воды. Этим исключается обводнение масла. Однако при нарушении герметичности трубной системы возможно попадание масла в циркуляционную воду. Для предотвращения загрязнения водоемов маслопродуктами следует [36]:
•	реализовать схему двухконтурного водяного охлаждения масла;
•	увеличить давление воды в маслоохладителях выше давления масла;
• создавать герметичные маслоохладители, в том числе пластинчатого типа.
На эффективность работы маслоохладителей большое влияние оказывают протечки масла помимо трубного пучка. Для их уменьшения в маслоохладителях типа МБ (МБМ) внутренняя поверхность корпуса и наружная кромка кольцевых перегородок подвергаются токарной обработке для обеспечения минимальных зазоров между ними. В некоторых маслоохладителях с целью уменьшения протечек применяются сегментные перегородки, а в маслоохладителях типа М перегородки со стороны масла вообще отсутствуют, при этом трубный пучок заключен в дополнительный кожух.
По-разному решается проблема компенсации температурных расширений трубной системы относительно корпуса. В маслоохладителях типа МБ (МБМ), выпускаемых заводом «Красный гидропресс» (г. Таганрог), температурные расширения трубной системы относительно корпуса компенсируются с помощью мембраны в верхней части аппарата, а в маслоохладителях ХТЗ эта проблема решается с помощью плавающей верхней водяной камеры. В маслоохладителях типа М (ЛМЗ) для дополнительной компенсации температурных расширений трубной системы относительно корпуса в его верхней части имеется линзовый компенсатор.
Рассмотрим типовые конструкции ряда маслоохладителей.
Параметр	Тип маслоохладителя			
	МБ-20-30	МБ-25-37	МБ-40-60	МБ-63-90
Поверхность охлаждения, м2	20	25	40	63
Номинальный расход масла,м3/ч	30	37	60	90
Номинальная кратность охлаждения Номинальная температура масла, °C:	1,6+0,2	1,6±0,2	1,6±0,2	1,6±0,2
на входе	55	55	55	55
на выходе	45	45	45	45
Номинальная температура воды на входе, °C Г идравлическое сопротивление охладителя, МПа:	33	33	33	33
при номинальном расходе воды	0,02	0,02	0,02	0,03
при номинальном расходе масла	0,1	0,1	0,1	0,1
Общее число трубок, шт.	288	288	576	576
Диаметр и толщина стенки трубки, мм	16x1	16x1	16x1	16x1
Полная высота аппарата, мм	2230	2480	2208	2925
Наружный диаметр корпуса, мм	530	530	720	720
Масса аппарата, кг	880	920	1340	1650
Тип турбоустановки, комплектуемой маслоохладителем	ДК-20-120		ПТ-60-90/120 АР-35-65	К-50-90-3 К-100 90 К-200-130 ПТ-50-90/13 ПТ-50-130/13 ПТ-60/75-130/13
Табл. 5.2 Характеристики маслоохладителей завода «Красный гидропресс»
Маслоохладители производства завода «Красный гидропресс»
На рис. 5.17 представлен маслоохладитель типа МБ-63-90, а в табл. 5.2 приведены характеристики выпускаемых заводом маслоохладителей.
Рис. 5.17. Маслоохладитель МБ-63-90.
1 — верхняя водяная камера, 2 — мембрана, 3 — корпус, 4 — трубная система, 5—нижняя водяная камера; А — вход масла, Б — вход воды, Г— выход масла
МБ-63-90 представляет собой вертикальный кожухотрубный теплообменник, в котором охлаждающая вода двигается внутри трубок, а охлаждаемое масло — в межтрубном пространстве.
Направление движения масла задается системой перегородок типа «диск-кольцо». Характер омывания трубок маслом приближается к противоточному. Величина зазоров между наружными кромками кольцевых перегородок и внутренней поверхностью корпуса не превышает 0,5 мм. Вода и масло подводятся снизу. Компенсация температурных расширений трубной системы относительно корпуса обеспечивается с помощью мембраны 2, установленной в верхней части корпуса.
Охладитель состоит из следующих основных узлов: верхней водяной камеры 1, трубной системы 4, корпуса 3, нижней водяной камеры 5. Для слива воды и масла, а также выпуска воздуха из полостей охладитель снабжен соответствующими кранами.
Концы трубок в трубных досках закреплены с помощью вальцовки. В каждом из трех отсеков нижней водяной камеры (здесь установлена Т-образная перегородка) имеются окна со съемными крышками, через которые обеспечивается доступ в эти отсеки для ремонта аппарата. Для этих же целей на верхней водяной камере имеется съемная крышка.
Маслоохладители производства ЛМЗ
На рис. 5.18 показан маслоохладитель М-540. Он рассчитан на охлаждение турбинного масла марки Т-22 или Тп-22 и представляет собой вертикальный кожухотрубный теплообменник, поверхность охлаждения которого набрана из латунных трубок, несущих снаружи спиральное проволочное петельное оребрение. По тракту воды охладитель двухходовой, а по тракту масла — одноходовой.
Концы трубок, несущих оребрение (коэффициент оребрения — И), кре-
Рис. 5.18. Маслоохладитель типа М-540.
1 — крышка, 2 — верхняя водяная камера, 3 — мембрана, 4—корпус, 5—кожух, 6 — трубная система, 7—нижняя часть корпуса, 8—нижняя водяная камера; А — вход воды, Б — выход воды, В—вход масла, Г— выход масла
пятся в трубных досках с помощью вальцовки. В пучки между соседними трубками, расположенными в вершинах равносторонних треугольников, устанавливаются деревянные или пластмассовые вставки. Масло в аппарате движется в каналах, образованных наружными поверхностями трубок, несущих оребрение, и вставками. Проволочное оребрение на трубках кроме общего увеличения поверхности предназначено для разрушения пограничного слоя и турбулизации потока масла. Оребрение выполнено из красномедной проволоки диаметром 0,69 мм. Для придания жесткости трубный пучок снаружи стягивается стальными бандажами и заключается в дополнительный кожух 5. Верхняя водяная камера имеет внутренний фланец для крепления по внутреннему контуру гибкой мембраны 3 к верхней плавающей трубной доске. В верхней части корпуса для дополнительной компенсации температурных расширений имеется компенсатор.
Для облегчения доступа к трубной системе на корпусе имеется дополнительный фланцевый разъем. Основные узлы охладителя: верхняя водяная камера 2 с крышкой 1, корпус 4, трубная система б с кожухом 5, нижняя водяная камера 8.
Кроме маслоохладителей типов М-540 и М-240 на ЛМЗ изготавливаются также и маслоохладители МП-165-150-1 и МП-330-300-1, поверхность теплообмена которых образована стальными нержавеющими трубками с алюминиевым оребрением. Герметичность этих аппаратов обеспечивается сварным соединением трубок с трубными досками.
Ниже (табл. 5.3) приведены характеристики маслоохладителей, изготавливаемых ЛМЗ.
Параметр	Тип маслоохладителя			
	М-240	М-540	МП-165-150-1	МП-330-300-1
Поверхность охлаждения,м2	240	540	222	440
Коэффициент оребрения трубок	11	11	—	—
Номинальный расход масла, м3/ч	165	330	165	330
Номинальный расход воды, м3/ч	150	300	150	300
Число ходов масла	1		4	2
Номинальная температура масла,°C:				
на входе	55	55	55	55
на выходе	45	45	44	44
Номинальная температура воды на входе,°C	33	33	33	33
Число ходов воды	2	2	2	2
Гидравлическое сопротивление маслоохла-				
дителя при номинальном расходе, МПа:				
по воде	0,030	0,0180	0,020	0,021
по маслу	0,025	0,0374	0,020	0,020
Общее число оребренных трубок, шт.	184	444	178	352
Диаметр и толщина стенки трубок, мм	19x1	19x1	19x1,2	19x1,2
Полная высота аппарата, м	3522	3625	2840	2840
Наружный диаметр корпуса, мм	850	1200	980	1250
Масса аппарата сухого, кг	2990	5796	2890	4535
Табл. 5.3. Характеристики маслоохладителей ЛМЗ
Маслоохладители производства ХТЗ
Технические характеристики маслоохладителей ХТЗ приводятся в табл. 5 На рис. 5.19 показан маслоохладитель типа МБ-50-75. Этот маслоохладите.
Параметр	Тип маслоохладителя			
	МБ-50-75	МБ-90-135	МБ-190-250	МБ-380-500
Поверхность охлаждения,м2	52,6	93,7	193,6	380
Номинальный расход масла, м3/ч	79,5	135	250	500
Номинальный расход воды, м3/ч Номинальная температура масла,°C:	140	200	500	500
на входе	55	55	55	55
на выходе	45	45	44	44
Номинальная температура воды на входе,°C	33	33	33	33
Число ходов воды Гидравлическое сопротивление маслоохладителя при номинальном расходе, МПа:	2	2	2	2
по воде	0.020	0,030	0,025	0,030
по маслу	0,163	0,100	0,100	0,100
Общее число трубок, шт.	640	964	1296	2532
Диаметр и толщина стенки трубок, мм	16x1	16x1	16x1	16x1
Полная высота аппарата, м	2650	2900	4200	4500
Наружный диаметр корпуса, мм	676	820	1020	1320
Масса аппарата, кг	1735	2458	4580	8256
Тип турбоустановки	Р-50-45/5	К-220-44	К-500-240-2	К-500-65/1500
	К-100-45	К-230-44	К-500-65/3000	К 1000-
	К-300-240 К-160-130-2 К-100-130/3600 К-50-90/3600	К-500-65/3000	К-500-65/1500	-60/1500
Табл. 5.4. Характеристики маслоохладителей ХТЗ
отличается от аппарата МБ-63-90 способом компенсации температурных расширений трубной системы относительно корпуса. Как видно из рис. 5.19, верхняя водяная камера плавающая. В верхней части корпуса на фланцах крепится крышка.
Отвод воздуха из верхней водяной камеры осуществляется через трубку, выведенную из аппарата через сальник на крышке.
Подвод масла в охладитель осуществляется в верхнюю часть корпуса, а отвод — из нижней. Движение масла в межтрубном пространстве также организуется с помощью перегородок типа «диск-кольцо». Для создания в аппарате четырех ходов воды в нижней камере имеется Т-образная, а в верхней — продольная перегородки.
Маслоохладители производства ТМЗ
ТМЗ для теплофикационных турбин мощностью до 150 МВт изготавливает маслоохладители, встроенные в масляный бак турбины, технические характеристики которых приведены в табл. 5.5.
На рис. 5.20 показан встроенный маслоохладитель с поверхностью теплообмена 45 м2. К верхней части корпуса 5 приварены фланцы, крепящие корпус к крышке маслобака 1. Нижняя водяная камера 7, трубная система 4, внутренний кожух 6 и верхняя часть корпуса с фланцем составляют единый узел. Подвод и отвод воды и масла к маслоохладителю осуществляется сверху.
Параметр	Тип маслоохладителя	
	М-240	Встроенный в маслобак
Поверхность охлаждения,м2 Номинальный расход масла,м3/ч Номинальный расход воды, м3/ч Номинальная температура масла,°C: на входе на выходе Номинальная температура воды на входе,°C Гидравлическое сопротивление маслоохладителя при номинальном расходе, МПа: по воде по маслу Общее число трубок, шт Диаметр и толщина стенки трубок, мм Полная высота аппарата, мм Наружный диаметр корпуса, мм Масса аппарата сухого, кг Тип турбоустановки, комплектуемой маслоохладителем	240 165 150 55 45 33 0,002 0,025 184 19x1 3506 850 3031 Т-175/210-130 Т-250/300-240-2	45 30 30 55 45 33 0,0014 0,040 406 16x0,75 2676 597 815 ПТ-135/165-130 Т-110/120-130-4 Т-50/60-130 1>-100-130/15
Табл. 5.5. Характеристики маслоохладителей ТМЗ
Масло движется в межтрубном пространстве, ограниченном стенками внутреннего кожуха 6. Сегментные направляющие перегородки трубной системы создают близкий к поперечному характер обтекания трубок потоком масла. Компенсация температурных расширений трубной системы относительно нижней части корпуса 5 обеспечивается за счет плавающей нижней водяной камеры 7. Верхняя 3 и нижняя 7 водяные камеры съемные.
Рис. 5.20. Встроенный маслоохладитель для турбин ТМЗ.
1 — крышка маслобака, 2—задвижка на трубопроводе подвода масла, 3 — верхняя водяная камера, 4 — трубная система, 5 — корпус, 6 — кожух, 7 — нижняя водяная камера
Маслоохладители производства КТЗ
Для стационарных паровых турбин малой мощности Калужский турбинный завод (КТЗ) разработал маслоохладители типа МО. Их технические характеристики приведены в табл. 5.6 и 5.7. Маслоохладитель МО-2 имеет горизонтальное исполнение, остальные аппараты этой серии — вертикальные.
Основными узлами охладителя МО-16 (рис. 5.21) являются верхняя и нижняя водяные камеры 1 и 4, корпус 2, трубная система 3. Компенсация температурных расширений осуществляется за счет гибкой мембраны, которая крепится к верхней трубной доске с помощью накладного кольца. Направление движения масла в аппарате задается
Рис. 5.21. Маслоохладитель МО-16.
1 — верхняя водяная камера, 2 — корпус, 3 — трубная система, 4 — нижняя водяная камера
перегородками типа «диск - кольцо» и близко к поперечному. Внутренние поверхности корпуса и кольцевые перегородки протачиваются.
Параметр	Тип маслоохладителя			
	МО-2	МО-10	МО-16	МО-20
Поверхность охлаждения, м2	1,49	10	16	20
Номинальный расход масла,м3/ч	3,1	16,6	14,8	40,7
Номинальный расход воды, м3/ч Номинальная температура масла, °C:	15	20	30	60
на входе	45	51,4...53,4	58,9	54,3
на выходе Номинальная температура воды	37	45	45	45
на входе, °C Гидравлическое сопротивление охладителя при номинальном расходе, МПа:	20	20	20	20
ВОДЫ	0,005	0,005	0,0062	0,01
масла	0,034	0,03	0,021	0,10
Общее число трубок, шт.	64	384	384	384
Диаметр и толщина стенки трубки, мм	12x1*	12x1	12x1	12x1
Полная высота аппарата, мм	850	1213	1617	1955
Наружный диаметр корпуса, мм	159	426	426	426
Масса аппарата сухого, кг	62	395	458	625
Тип турбоустановки,	ОК-18ПУ-1200	ПР-12-	ПТ-12/15-	ПТ-25/30-90/
	ОК-18ПУ-800	90/I5/7M	-35/ЮМ	Р-12-90/31М
комплектуемой маслоохладителем	ОК-18ПУ-500 ОК-12А	Р-12-35/5м П-6-35/5М ПР-6-35/I5/5M ПР-6-35/10/5М	К-6-30М	ОК-18ПВ-1200 ОК-18ПВ-800
Табл. 5.6. Характеристики маслоохладителей КТЗ
5.2.2. Маслоохладители ГТУ
Маслоохладители с водяным охлаждением
Водяное охлаждение в маслосистемах ГТУ унаследовано из родственной области энергомашиностроения — паротурбостроения, где всегда в большом количестве имеется хладагент для охлаждения конденсатора — циркуляционная вода из природного источника, которая может быть использована и для охлаждения масла. Поэтому типы и конструкции маслоохладителей ГТУ в своем большинстве аналогичны паротурбинным, а некоторые типоразмеры аппаратов, например МБ-50-75 или МБ-63-90, используются в маслосистемах как паровых, так и газовых турбин. Аналогично и их размещение относительно ГТУ: аппараты устанавливаются в машзале отдельно на своем фундаменте и соединены с ГТУ подводящими и отводящими маслопроводами.
Технические характеристики ряда маслоохладителей ГТУ с водяным охлаждением приведены в табл. 5.7. Примеры конструктивных схем и отдельные конструктивные элементы представлены на рис. 5.22.
Марка маслоохладителя (завод-изготовитель)	Поверхность теплообмена, м2	Диаметр корпуса, мм	Параметры трубок			Число ходов		Шаг перегородок, 	мм	Тип перегородок
			Типоразмер, мм	к Количество, шт	Шаг трубок, мм	по маслу	по воде		
МА-1-3 (НЗЛ)	1,20	150	14x1	30	17	40	6	20	
У5-М (НЗЛ)	5,94	250	14x1	108	17	20	6	55	
МА-5-15 (НЗЛ)	5,60	285	14x1	150	17	15	6	50	
ММ8 (НЗЛ)	8,65	283	14x1	150	17	16	6	78	
МБ-40-80 (НЗЛ)	45,00	513	14x1	570	17	20	6	86	6 Д’
МР-10’ (НЗЛ)	10,40	283	14x1	150	17	14	6	54	л 1=2
МР-16’(НЗЛ)	16,00	287	14x1	150	17	15	6	81	О ¥
МО-7/1 (КТЗ)	7,30	270	12x1	210	16	44	2	17	о
МО-7/5 (КТЗ)	7,70	270	12x1	240	15	26	2	20	
МО-7,5/2 (КТЗ)	7,60	270	12x1	240	15	26	2	25	
МБ-50-75 (ХТЗ)	56,30	660	16x1	640	20	20	4	85	
МБ-90-135 (ХТЗ)	93,70	800	16x1	850	20	16	4	120	
МБ-63-90 («Пяргале»)	65,00	740	19x1	513	23	22	4	90	
МО-1 (КТЗ)	1,08	160	9,7x1	96	11,6	6	2	50	Сегмент-
МО-4 (КТЗ)	3,80	245	10x1	196	13	12	2	45	ные
' — поверхность теплообмена из оребренных трубок.
Табл. 5.7. Технические характеристики
водяных маслоохладителей 1 ГУ
В большинстве случаев маслоохладители ГТУ — аппараты кожухотрубного типа с круглыми гладкими прямыми (кроме варианта ё) теплообменными трубками, изготовленными, как правило, из латуни. Имеются примеры выполнения водяных маслоохладителей с трубками, оребренными с масляной стороны. Система перегородок — либо «диск-кольцо», либо сегментная. Масло направлено в межтрубное пространство, вода — в трубки, что облегчает их очистку. Приемы компенсации взаимных температурных перемещений корпуса и трубного пучка пояснены на рис. 5.22.
Типичная конструкция выносного маслоохладителя ГТУ представлена на рис. 5.23 [8]. Теплообменная поверхность выполнена из прямых круглых трубок, концы которых развальцованы в отверстиях трубных досок. Трубные перегородки системы «диск-кольцо» и перегородки в крышках организуют движение масла и воды по ходам. Компенсация взаимных тепловых перемещений трубок и корпуса гарантирована свободной подвеской плавающей камеры. Объединение в единый узел трубного пучка, верхней крышки и плавающей камеры обеспечивает свободную выемку трубной системы для обслуживания. В нижней части корпуса — фланец с отверстиями под анкерные болты для опирания на фундамент и окно для работы со сливными кранами.
Рис. 5.22. Конструктивные схемы и конструктивные элементы маслоохладителей ГТУ.
а—без компенсации температурных перемещений, б—сальниковый компенсатор на корпусе, в—гибкая мембрана между корпусом и трубной доской, г—линзовый компенсатор на корпусе, д—верхняя плавающая водяная поворотная камера, е—трубная система из спиральных труб, не требующая компенсации; 1 — корпус, 2 —- трубная система, 3 — верхняя трубная доска, 4 — нижняя трубная доска, 5 — нижняя камера отвода-подвода воды, 6—патрубки подвода-отвода воды, 7— патрубки подвода-отвода масла, 8 — промежуточные перегородки типа «диск-кольцо», 9 — крышка поворотной водяной камеры, 10 — пробка слива масла из межтрубного пространства, 11 — пробка выпуска воздуха из водяной полости, 12 — пробка выпуска воздуха из масляной полости, 13 — нажимной фланец сальника, 14 — опорный фундаментный фланец
Невский завод разработал и изготавливает для ГТУ ряд кожухотрубных маслоохладителей (типа МРУ), в которых для улучшения тепловых характеристик использует трубки с низким накатным оребрением (коэффициент оребрения — 2,26). На рис. 5.24 показан общий вид маслоохладителя типа МРУ-6. У этих аппаратов внутренняя поверхность корпусов не протачивается. При этом все зазоры (между кольцевой перегородкой и корпусом, между наружной поверхностью труб и отверстиями в перегородках) уплотняются с помощью листового пластика.
Компенсация температурных расширений трубной системы 3 относительно корпуса 2 происходит за счет нижней водяной камеры 4 плавающего типа. Вода в охладитель подводится и отводится через верхнюю водяную камеру 1.
Рис. 5.23. Выносной маслоохладитель ГТУ.
1 — корпус, 2—трубные доски, 3 — патрубки подвода и отвода воды, 4—поворотные камеры, 5—крышка, 6—тер-мометры, 7,8 — патрубки подвода и отвода масла, 9, 10 — краны слива масла и воды, 11 — крышка плавающей камеры, 12 — трубные перегородки, 13 — трубный пучок, 14 — перегородки в крышках между ходами по воде, 15 — опорный фланец, 16 — окно для работы со сливными кранами
Характеристики маслоохладителей Невского завода приведены в табл. 5.7 и 5.8.
Стремление конструкторов разных заводов повысить компактность размещения оборудования газоперекачивающих агрегатов для создания единого блока привело к решению перенести маслоохладители в раму-маслобак, т. е. выполнить их не выносными, а встроенными. Пример такого решения показан на рис. 5.6 — обе секции маслоохладителя размещены в отсеке «холодного чистого масла». Конструктивная схема правой секции этого маслоохладителя представлена на рис. 5.25. Ее краткая техническая характеристика: поверхность теплообмена — 33,8 м2; расход масла — 39 м3/ч; расход воды — 20 м3/ ч; расчетная температура воды — 25 °C; гидравлическое сопротивление по маслу — 34,3 кПа; гидравлическое сопротивление по воде х- 29,4 кПа; диаметр трубок — 14 1 мм; материал трубок — латунь.
Секция маслоохладителя выполнена в виде вертикального аппарата, наполовину погруженного в отсек рамы-маслобака через окно в верхней его стенке. Окно снабжено присоединительным фланцем. В средней части корпуса секции имеется опорный фланец с окном для ввода масла в секцию. На верхней трубной доске размещена крышка с разделительными перегородками, об-
Параметр	Тип маслоохладителя				
	МРУ-3	МРУ-6	МРУ-10	МРУ-19	МРУ-30
Поверхность охлаждения,м2	3,2	6,4	10,4	19,6	34,0
Номинальный расход масла,м3/ч	8,4	15,0	29,4	45,0	86,4
Номинальный расход воды, м3/ч	22	22	54	54	125
Номинальная температура масла,°C:					
на входе	60	60	60	60	56
на выходе	50	50	50	50	45
Номинальная температура воды					
на входе,“С	30	30	30	30	28
Число ходов воды •	2	2	2	2	2
Гидравлическое сопротивление маслоох-					
ладителя при номинальном расходе, МПа:					
по воде	0,045	0,055	0,050	0,070	0,100
по маслу	0,200	0,200	0,230	0,250	0,100
Общее число трубок, шт.	78	78	150	150	294
Диаметр и толщина стенки трубок, мм	14x1,5	14x1,5	14x1,5	14x1,5	14x1,5
Полная высота аппарата, мм	920	1420	—	—	1940
Наружный диаметр корпуса, мм	219	219	295	295	426
Табл. 5.8. Характеристики маслоохладителей Невского завода
Рис. 5.24. Маслоохладитель МРУ-6.
1 — верхняя водяная камера, 2 — корпус, 3 — трубная система, 4 — нижняя водяная камера
Рис. 5.25. Секция встроенного маслоохладителя газовой турбины марки ГТ-6-750 ТМЗ.
1 — пробка выпуска воздуха из водяной полости, 2 — крышка с поворотными водяными камерами, 3 — опорный фланец секции с окном для ввода масла, 4 — нижняя плавающая камера с поворотными водяными камерами, 5 — трубная система, 6 — трубка перепуска воздуха из масляной полости в маслобак, 7 — пробка для контроля перепускного воздушного отверстия, 8 — пробка для слива воды, 9 — сегментные промежуточные перегородки, 10—фланцы для крепления трубопроводов подвода и отвода воды, 11 — приемная водяная камера, 12—фланец для присоединения и опирания секции на верхнюю стенку рамы-маслобака, 13 — верхняя стенка рамы-маслобака
разующими подводящую, поворотную и отводящую водяные камеры. Нижняя плавающая камера свободно «висит» на трубном пучке, тем самым исключена проблема его термических перемещений. Перегородка в плавающей камере образует две поворотные водяные камеры. Совместно с камерами в верхней крышке они организуют четыре хода по воде. Трубный пучок разделен семью поперечными сегментными перегородками на восемь ходов по маслу.
Масло от инжектора маслоохладителей протекает по трубопроводу, проложенному внутри рамы-маслобака (см. рис. 5.6), и через трехходовой кран-переключатель распределяется между секциями маслоохладителя. Кран в зависимости от его положения может подавать масло либо в обе секции, либо в одну из них, либо полностью отключать маслоохладитель. Через окно во фланце на верхней стенке рамы-маслобака и согласованное с ним окно в опорном фланце секции масло поступает в вертикальный канал между стенкой корпуса и стенкой трубной системы и далее — в первый ход межтрубного пространства. Пройдя все восемь ходов, масло свободно сливается в отсек «холодного чистого масла» рамы-маслобака.
Охлаждающая вода через фланец на стенке корпуса поступает в приемную камеру между стенкой корпуса и внутренней стенкой и затем через окно в трубной доске — в водяную камеру первого хода. Далее, после прохождения по трубкам четырех ходов вода выходит в отводную камеру и через фланец — в отводящий трубопровод.
Описанная конструкция и реализованная в ней схема движения масла и воды удачно решают ряд задач: организацию общего противотока, облегчение доступа к трубкам для их очистки без отсоединения водяных трубопроводов, обеспечение свободы термического расширения трубной системы.
Маслоохладители с воздушным охлаждением
Аппараты воздушного охлаждения (АВО) — это относительно новый вид оборудования [37]. Первоначально они получили распространение в области химических технологий и нефтепереработки как средство сократить потребление и загрязнение природной воды.
АВО структурно состоят из скомпонованных в единую конструкцию трубчатого теплообменника с патрубками подвода и отвода охлаждаемой среды, осевого вентилятора с электроприводом, переходного воздушного патрубка от вентилятора к теплообменнику и опорной конструкции (рис. 5.26, а). Схемы таких компоновок показаны на рис. 5.26 — 5.28 [37].
Как видно из этих рисунков, по размещению вентилятора относительно теплообменника АВО разделяются на две группы — нагнетательные и вытяжные. Каждая группа имеет свои достоинства и недостатки. В нагнетательных АВО через вентилятор проходит холодный воздух с меньшим объемным расходом, поэтому требуется меньшая мощность на привод вентилятора, но поток воздуха после прохождения через диффузор может иметь значительную неравномерность поля скоростей, что ухудшает условия теплообмена в аппарате, а после выхода из теплообменника возможно обратное течение нагретого воздуха к поверхности теплообмена. В вытяжных АВО указанные недостатки отсутствуют, но вентилятор и электродвигатель оказываются в потоке горячего воздуха, что влечет за собой увеличение затрат мощности
Рис. 5.26. Аппараты воздушного охлаждения нагнетательного типа с плоскими теплообменниками для маслосистем ГТУ.
а — горизонтальный, б — вертикальный, в — зигзагообразный, г — шатровый, д — наклонный; 1—теплообменник, 2, 3 — патрубки подвода-отво-да теплоносителя, 4 — осевой вентилятор, 5 — электродвигатель, 6 — переходный патрубок, 7 — опорная конструкция
Рис. 5.27. Аппараты воздушного охлаждения вытяжного типа с плоскими теплообменниками для маслосистем ГТУ.
а — горизонтальный, б — вертикальный, в — V-образный, г — П-образный
Рис. 5.28. Аппараты воздушного охлаждения с круговыми теплообменниками. а — вертикальные теплообменники, установленные по кругу, б — арочный теплообменник с трубами, изогнутыми по кругу, в — арочный теплообменник с прямыми трубами; 1 — выхлопной диффузор, 2 — осевой вентилятор, 3 — переходный патрубок
на привод и понижение надежности электрических обмоток и подшипников электродвигателя.
Схемы с вертикальными теплообменниками занимают меньшую территорию, но в них не используется напор самотяги от естественной конвекции подогретого воздуха.
Своеобразные, но малораспространенные схемы с круговыми теплообменниками представлены на рис. 5.28. Такие схемы позволяют получить большую поверхность теплообмена при той же занимаемой территории (так же, как шатровая и зигзагообразная схемы на рис. 5.26). К тому же арочные схемы
позволяют лучше согласовать характер течения воздуха в диффузоре с раздачей его по трубной системе теплообменника. Однако применение таких аппаратов сильно ограничивает сложность их изготовления (трубная доска в варианте в, криволинейные оребренные трубки в варианте б).
Дополнительно АВО может быть оснащен выхлопным диффузором (рис. 5.28, а) и конфузором с вытяжной трубой.
В маслосистемах ГТУ наибольшее распространение получили схемы с горизонтальными теплообменниками. Примером конструкции горизонтального маслоохладителя с воздушным охлаждением может служить теплообменник газотурбинной установки ГТК-10-4, представленный на рис. 5.29. Некоторые технические характеристики секции аппарата: температура воздуха — от -55 до +40 °C, температура масла на входе — 55.. .65 °C, температура масла на выходе — 35...51 °C, расход масла при пуске — 2000 л/мин, поверхность теплообмена секции —1135 м2, производительность вентилятора — (45.. .52) • 103 м3/ч, мощность электродвигателя вентилятора — 5,5 кВт.
Рис. 5.29. Воздушный маслоохладитель газотурбинной установки ГТК-10-4.
1 — подводящий масляный патрубок, 2 — блок вентилятора, 3— теплообменник, 4 — поворотная камера, 5 — электроподогреватели масла, 6 — жалюзийный механизм
Для повышения надежности эксплуатации АВО в зимнее время применяется устройство укрытий вокруг них в виде легкого сплошного ограждения (рис. 5.30) с жалюзи на боковых стенках для регулировки расхода воздуха и с системами подогрева, что создает внутри укрытий более благоприятный микроклимат для функционирования оборудования и работы обслуживающего персонала. Однако при этом отбор греющего воздуха из цикла ГТУ понижает ее мощность и КПД, а для подвода воздуха необходима прокладка трубопроводов высокого давления и температуры; получение же греющего воздуха с помощью электрокалорифера увеличивает зависимость газокомпрессорной станции от внешнего энергоснабжения, т. е. снижает надежность эксплуатации.
Рис. 5.30. Обогреваемые укрытия для аппаратов воздушного охлаждения маслосистем ГТУ.
а — обогрев воздухом из системы регенерации ГТУ, б— обогрев воздухом, подогретым в электрокалорифере
При проектировании маслоохладителей с воздушным охлаждением в зависимости от расхода масла и требуемой глубины его охлаждения, т. е. в зависимости от величины подлежащей отводу в окружающую среду тепловой мощности, могут использоваться различные сочетания теплообменников и вентиляторных установок: один теплообменник — один вентилятор (см. схемы на рис. 5.26, а, б, д ; рис. 5.27, а, б; рис. 5.28, б, в)', один теплообменник — два вентилятора, работающие параллельно; два теплообменника, включенные по маслу последовательно, — два вентилятора, работающие параллельно; наконец, один вентилятор, работающий на несколько теплообменников (рис. 5.26, в, г; рис. 5.27, в, г; рис. 5.28, а; рис. 5.31, а, б). Возможны и другие комбинации. Разные схемы подключения теплообменников по маслу (параллельно или последовательно) и переключения в этих схемах с помощью арматуры (в том числе автоматизированные) позволяют экономить электроэнергию и управлять работой системы маслоохлаждения.
Теплообменник АВО для маслосистем ГТУ показан на рис. 5.32 [8]. Он представляет собой конструкцию кожухотрубного типа. Корпус образован трубными досками и боковыми листовыми стенками. Ходы теплоносителя, двигающегося по трубкам, организуются перегородками в крышках. Разница тепловых перемещений трубной системы и корпуса компенсируется перемещением одной из трубных досок относительно корпуса по направляющим болтам.
Рис. 5.31. АВО для маслосистем ГТУ, скомпонованные по схеме «один вентилятор — группа теплообменников». а — три плоских горизонтальных теплообменника, б — шесть плоских теплообменников, установленных зигзагообразно
Рис. 5.32. Теплообменник аппарата воздушного охлаждения для систем маслоснабжения ГТУ.
1, 4—подводящие и отводящие патрубки, 2 — направляющие болты, 3 — ребра для ужесточения боковых стенок, 5 — крышки, 6, 10 — трубные доски, 7 — трубная система из оребренных трубок, 8—промежуточные опоры трубок, 9 — боковые стенки
Трубная система теплообменника АВО компонуется из оребренных моно-и биметаллических круглых трубок, в которых оребрение выполнено из алюминиевых сплавов, а внутренняя трубка, в зависимости от исполнения — из углеродистых или нержавеющих сталей. Оребрение компенсирует плохие свойства воздуха как теплоносителя (малые теплоемкость и теплопроводность) и низкие его скорости в межтрубном пространстве АВО.
Примеры вариантов оребрения показаны на рис. 5.33. Оребрение, показанное на рис. 5.33, а, имеет вид пластин с высечками, напрессованных на группу тру-
бок. Воздух продувается вдоль каналов, образованных высечками, в результате чего гидродинамический и тепловой пограничные слои на пластинах, периодически прерываемые высечками, становятся в среднем тоньше, что приводит в увеличению теплообмена.
Интенсификация теплообмена внутри трубки достигается турбулизацией пристенной зоны канавками на внутренней поверхности трубки, возникающими естественным образом при прокатке некоторых типов оребренных труб, или специально установленными в трубу турбулизаторами в виде проволочных спиралей, закрученных лент или шнеков (см. рис. 5.33, б, в, г). Эти варианты характеризуются заметным ростом гидравлического сопротивления внутритрубного тракта, а вариант со шнеком — еще и уменьшением проходного сечения трубки.
При конструировании АВО возникает проблема больших прогибов трубок из-за их значительной длины (особенно для трубок из алюминиевых сплавов). При этом нарушаются межтрубные промежутки и вследствие этого ухудшается продувание трубной системы воздухом и снижается эффективность работы. Известны конструктивные приемы для решения данной проблемы (рис. 5.34, а, б): введение вертикальных (ЛМЗ) и горизонтальных (ТМЗ) дис-танционирующих лент с соответствующим крепежом. Эти ленты, установленные в нескольких сечениях по длине труб, существенно ужесточают трубную систему.
Следует обратить внимание на характерную особенность выполнения бокового ограждения трубной системы в приведенных на рис. 5.34, а, б конструкциях — применение вытеснителей, замещающих трубки в некоторых ря-
н
1
Рис. 5.33. Интенсификаторы теплообмена с наружной и внутренней сторон теплообменных труб АВО.
а—пластины с высечками, напрессованные на группу труб, б—проволочный спиральный турбулизатор, в—турбулизатор из закрученной ленты, г—шнековый турбулизатор
Рис. 5.34. Конструктивные приемы повышения жесткости пучков оребренных трубок дистанционирую-щими лентами.
а — вертикальные ленты с подвеской на штангах — вариант ЛМЗ, б — горизонтальные ленты со стяжными винтами — вариант ТМЗ, в — фрагмент трубной системы по варианту ТМЗ; 1—штанги для крепления концов лент и подвески трубного пучка, 2 — волнообразные выступы-вытеснители, 3 — стяжные винты, 4—уголки-вытеснители, 5—защитные сетки
дах вблизи стенок кожуха при шахматном размещении трубок. Вытеснители могут быть выполнены в различных вариантах: в виде стенки с волнообразными выступами (ЛМЗ) или продольных уголков, приваренных к стенке (ТМЗ). Вытеснители исключают протечку большего расхода воздуха по рядам вблизи стенок из-за их меньшего сопротивления. Отметим, что при более совершенной аэродинамике варианта ЛМЗ решение ТМЗ проще и технологичнее. Очевидно, что в обоих вариантах сборка трубной системы усложняется.
При эксплуатации АВО пучки оребренных трубок склонны к быстрому загрязнению пылью, пухом и семенами растений. Очистка или промывка их недостаточно эффективны. Загрязнение несколько уменьшается при установке теплообменников АВО в укрытиях и защите их сетками.
Продолжающееся развитие систем воздушного охлаждения масла вызывает появление теплообменников с новыми типами поверхностей теплообмена. ЗАО ГХТ разработан маслоохладитель пластинчатого типа, состоящий из нескольких теплообменных секций. Пластины с рельефом изготавливаются из алюминиевых сплавов. Секции позволяют компоновать аппараты воздушного охлаждения масла в различных вариантах. Для облегчения пуска системы маслоохлаждения в холодное время года в этих аппаратах предусмотрены встраиваемые плоские электронагреватели на основе греющего слоя из угольной ткани, запрессованного между листами текстолита. В зависимости от тепловой нагрузки и допускаемых потерь давления по каждому теплоносителю маслоохладитель может содержать различное количество пластин, а также иметь различное исполнение рельефов пластин и различные компоновки пластин в пакете.
Важнейшими элементами АВО являются осевые вентиляторы, обеспечивающие прокачивание воздуха через теплообменник. Основная особенность осевых вентиляторов — небольшой напор (не более 700 Па) при весьма больших расходах (до 700 тыс. м3/ч). Малый напор ограничивает скорости воздуха в АВО (не более 10... 12 м/с) и число рядов трубок по ходу воздуха (оребренных — не более 10, гладких — не более 20). Расход воздуха через АВО регулируется изменением угла установки лопастей вентилятора и изменением частоты вращения приводного электродвигателя: ступенчато — путем переключения обмоток, плавно — с помощью частотного тиристорного управления. Используется также регулирование расхода воздуха степенью открытия жалюзи на АВО и на стенках его укрытия. В сочетании с изменением количества работающих секций АВО создается возможность оптимизации работы системы охлаждения масла и экономии потребляемой электроэнергии.
Маслоохладители систем с промежуточным теплоносителем
Конструктивная схема маслоохладителя для маслосистемы газотурбинной установки ГТН-16 ТМЗ с промежуточным теплоносителем-антифризом (см. рис. 5.9) представлена рис. 5.35. Параметры конструкции маслоохладителя:
•	тип аппарата — кожухотрубный с прямоугольной трубной доской и сегментными перегородками;
•	трубки поверхности теплообмена — гладкие латунные Л68, диаметр 14x1 мм;
•	скорость масла в маслоохладителе — 0,5 м/с, антифриза — 0,5 м/с.
В системе маслоснабжения газотурбинной установки ГТН-25 работает маслоохладитель, конструкция которого представлена на рис. 5.36. Этот теплообменник представляет собой горизонтальный кожухотрубный аппарат с системой промежуточных перегородок типа «диск-кольцо». Трубная система набрана из низкоребристых накатанных трубок. Масло проходит в четыре хода по межтрубному пространству, промежуточный теплоноситель — в труб-
Рис 5 35. Конструктивная схема маслоохладителя системы с промежуточным охлаждением ГТН-16ТМЗ.
1 — камера подвода антифриза, 2—камера отвода антифриза, 3—сегментные промежуточные перегородки, 4—опорный фланец для установки на фундамент
ках в два хода. Интерес представляют специальные уплотнители зазоров между
кольцевыми перегородками и корпусом, предотвращающие протечки масла. Проблема компенсации взаимных тепловых перемещений корпуса и трубной системы решена за счет деформации заложенного в стык между корпусом и правым фланцем кольцевого резинового шнура, который одновременно служит и уплотнителем этого стыка. Технические данные маслоохладителя:
•	поверхность теплообмена — 197 м2;
«температура масла на входе — 68,5 °C, на выходе — 55 °C;
«	температура промежуточного теплоносителя на входе — 49 °C;
«	гидравлические потери по маслу — 0,2 МПа, по промежуточному теплоносителю — 0,1 МПа.
Рис. 5.36. Маслоохладитель масло-
системы с промежуточным теплоносителем и воздушным охлаждением для газотурбинной установки ГТН-25.
1 — корпус, 2 — трубная система, 3—уплотнители зазора между корпусом и промежуточными перегородками, 4 — промежуточные перегородки типа «диск-кольцо», 5— кольцевой резиновый шнур, 6 — перегородка в крышке для организации ходов по промежуточному теплоносителю, 7—патрубки подвода - отвода промежуточного теплоносителя, 8 — крышка с поворотной камерой, 9—краны слива промежуточного теплоносителя, 10—краны выпуска воздуха из контура промежуточного теплоносителя, 11—опоры для установки на фундамент, 12 — анкерные болты
5.3. Теплогидравлический расчет маслоохладителей
5.3.1.Методика расчета маслоохладителей с водяным охлаждением
Основными уравнениями для теплового расчета маслоохладителя являются уравнения теплового баланса и теплопередачи, приведенные в гл. 1, причем в процессе расчетов для определения тепловой нагрузки используется уравнение теплового баланса, а для нахождения величины площади поверхности теплообмена — уравнение теплопередачи.
Как уже было отмечено, в поверхностных маслоохладителях масло, как правило, движется в межтрубном пространстве, а охлаждающая вода — внутри трубок.
Тогда с учетом потерь в окружающую среду количество теплоты, отдаваемое маслом, выразится следующим соотношением:
Q ~ ^мс рмРм (flM ~ ^2м )* Qnomt	(5.1)
где Gm—расход масла в маслоохладителе, м3/с;
с — удельная теплоемкость масла при средней его температуре в аппарате, Дж/(кг-К);
р„ — плотность масла при средней его температуре в аппарате, кг/м3;
Z|jm ’ *1» — температуры масла на входе и выходе аппарата соответственно, °C; Qnom — количество теплоты, отдаваемое поверхностью корпуса аппарата окружающей среде, Вт.
Средняя температура масла в маслоохладителе равна среднеарифметической температуре входа и выхода, т.е.
Потеря теплоты в окружающую среду в связи с отсутствием теплоизоляции на корпусе маслоохладителя определяется по формуле
Qnom=aKFKM,	(5.2)
где ак — коэффициент теплоотдачи от наружной поверхности корпуса маслоохладителя к окружающему воздуху, Вт/(м2-К); для машинных залов электростанций сск = 8... 10 Вт/(м2-К);
Fk — площадь наружной поверхности корпуса маслоохладителя, м2;
— разность температур наружной поверхности корпуса маслоохладителя и окружающего воздуха, °C (в расчетах температура наружной поверхности корпуса принимается равной средней температуре масла в аппарате, а температура окружающего воздуха — равной 2О...25°С).
Количество теплоты, воспринимаемое охлаждающей водой:
е=6всрврв(/2е "'J-	(5.3)
Величину кратности охлаждения, равную отношению т = Ge /GM , для маслоохладителей, согласно [34], рекомендуется выбирать в пределах 1,4...1,8. Тогда расход воды через маслоохладитель определится как
Ge = mGM.	(5.4)
Коэффициент теплоотдачи с водяной стороны аппарата с поверхностью теплообмена из гладких трубок определяется по зависимости [34]
a,=0ft21-Re™-Pr°-”-^,	(5.5)
U ви
где Re, Рг — числа Рейнольдса и Прандтля соответственно, вычисленные при средней температуре воды;
\— коэффициент теплопроводности воды, Вт/(м-К);
deii — внутренний диаметр трубок маслоохладителя, м.
При проектировании и модернизации маслоохладителей широко используются различные виды поверхностей охлаждения, позволяющие интенсифицировать теплообмен в аппаратах по сравнению с гладкотрубными пучками как с внутренней, так и с наружной стороны. Наиболее распространенными видами интенсифицированных поверхностей, применяемых в маслоохладителях, являются трубки с накатанным наружным оребрением треугольного или прямоугольного профиля, с проволочно-петельным оребрением, а также различно профилированные трубки.
Коэффициент теплоотдачи с водяной стороны для профильных витых трубок рассчитывается по формуле (5.5) с введением множителя — поправки, зависимость для расчета которой приводится в Приложении 1.
Коэффициент теплоотдачи со стороны масла для гладких трубок при поперечном обтекании определяется по выражению [15,34]
/	\ -0,167 /	х0,14
а =0,354 /?е°^Р/-®’33 —	•	.c.^l
)	\ ^сш J
где Re ‘ = ——-— число Рейнольдса для масла;
Ъ,
(5.6)
— средняя скорость масла в расчетном сечении, м/с;
ум — кинематическая вязкость масла при средней температуре масла в аппарате, м2/с;
Ргм — число Прандтля для масла;
ЦлР К™— динамическая вязкость масла при средней температуре масла в аппарате и средней температуре стенки трубки соответственно, Па-с;
S2 — продольный шаг трубок в пучке, м;
I — коэффициент теплопроводности масла при средней температуре масла в аппарате, Вт/(м-К);
С. =--------1----— — коэффициент, учитывающий конструктивные осо-
1 +	---1 бенности пучка и степень турбулентности потока;
d„
Zx — число рядов трубок в пучке, пересекаемых потоком масла. Средний коэффициент теплоотдачи для трубок с накатанным наружным винтовым оребрением определяется по формуле [15,34]
Z „ \ -0,167 /	\0,14	.
<Х„ =О,4257?е“’6<₽0’07 Рг°’33-
t dU J t Ист J
(5-7)
где <p = Fpl Fn — коэффициент оребрения;
F — полная наружная поверхность оребренной трубки, м2;
Fa — наружная поверхность гладкой трубки, м2.
Приведенный коэффициент теплоотдачи, учитывающий влияние оребрения и изменения теплоотдачи на поверхности ребер, рассчитывается по зависимости [15,34]
Ол/.лр~ Лр’П].	(5-8)
Величина коэффициента тепловой эффективности для прямоугольных и треугольных ребер приводится на рис.5.37. Значение коэффициента П] определяется по формуле
(5.9)
где hp, — соответственно высота и толщина ребер (см. рис. 5.37), м;
— коэффициент теплопроводности материала ребер, Вт/(м-К);
£>н— наружный диаметр оребренной трубки, измеренный по вершинам ребер, м;
d„ — наружный диаметр трубки, несущей оребрение, измеренный по основаниям ребер, м;
е — коэффициент неравномерности теплоотдачи, характеризующий разброс между минимальным и максимальным значениями коэффициента теплоотдачи со стороны масла; согласно [15,34], Е рекомендуется принимать в пределах 0,4...0,5.
Средний коэффициент теплоотдачи от масла к стенке трубки, несущей припаянное проволочно-петельное оребрение, выражается зависимостью [15,34]
aw=2,94to«’395
1уО,зЛж л л
(5.10)
здесь = Du - du — характерный линейный размер, м.
При определении скорости течения масла необходимо учитывать загромождение проходного сечения проволочным оребрением.
Рис. 5.37. Зависимость коэффициента тепловой эффективности Т] для накатанного прямоугольного (а) и треугольного (б) оребрения от величины
Средний логарифмический температурный напор между теплоносителями определяется по формуле (1.35), которая применительно к маслоохладителю имеет следующий вид:
д.   ( 1	2 в ) (* 2м 1 в
.Д'--‘г.) (<2„ ~h.
В зависимости от схемы взаимного течения теплоносителей к значению среднелогарифмической разности температур вводится поправочный множитель ЕЛ, величина которого определяется по графикам (см. рис. 1.17), приведенным в разд. 1.10. Конечные температуры теплоносителей определяются по формулам (1.39) — (1.40).
Коэффициент теплопередачи маслоохладителя с гладкими трубками рассчитывается по формуле (1.25)
_L+	’
^ст
Для трубок с низким накатанным оребрением формула для расчета коэффициента теплопередачи приобретает вид
J_ + _2_.^_+ in	(5.11)
«л«	^вп ^“ст
Для трубок с проволочно-петельным оребрением коэффициент теплопередачи рассчитывается по формуле
_2_ + _g_+(P'5»»	(5.12)
ам а. Jn	о	С/П
Расчет конечных температур теплоносителей и характеристик теплообмена в маслоохладителе производится итерационным методом — сначала задается, а затем проверяется расчетом величина конечной температуры масла
Расчет гидравлических характеристик маслоохладителей производится в соответствии с [34].
Полное гидравлическое сопротивление водяного тракта гладкотрубного маслоохладителя рассчитывается по зависимости
ьрв
0,316 L	(z Л( fe}
Кв в &вп J V J J >
2 PeWe
2
(5.13)
где L — полная длина трубок, м;
z — число ходов воды;
ft— суммарное проходное сечение трубок в одном ходе воды, м2;
fKi — проходное сечение основной водяной камеры, м2;
/к2 — проходное сечение поворотной камеры, м2;
fne — проходное сечение водяного подводящего патрубка, м2;
= 1,55 — суммарный коэффициент местных сопротивлений на входе воды из камеры в трубки соответствующего хода (внезапное сужение) и выходе воды из трубок в камеры (внезапное расширение);
£к1,	= 2,0...2,5 — соответственно коэффициенты гидравлического сопро-
тивления основной и поворотной водяных камер;
=1,55 — коэффициент местных сопротивлений на входе воды из подводящего патрубка в водяную камеру;
И’в — скорость воды, м/с.
Гидравлическое сопротивление одного ряда гладких трубок, обтекаемых снаружи потоком масла, определяется по зависимости [34]
. \0,5 /	\-о,
( d„ \	( ИЛ1 )
•у- -ТТЛ Е^,р*и’ \аз ) (Ист J
где d3 — эквивалентный диаметр межтрубного сечения (м), определяется по формуле (1.20);
5.3. Теплогидравлический расчет маслоохладителей
Цст — динамическая вязкость масла, вычисленная по средней температуре масла и по температуре стенки трубок соответственно, Н с/м2;
Едри — коэффициент, учитывающий увеличение сопротивления пучка вследствие изменения сечений для прохода масла в рядах трубок.
Коэффициент Едрл определяется по выражению [34]
Е
Z„P
пр i
чО,56Яс?/15
(5.15)
где Z„pi— число проходов между трубками в каждом ряду пучка, считая от
центра;
Z — общее число проходов.
Формула (5.14) справедлива при значениях числа Рейнольдса:
w.,d„
ReM =	= 20...20000 и d„/d, =0,75.„5,50.
м
Гидравлическое сопротивление одного ряда трубок с низким треугольным винтовым оребрением, обтекаемых снаружи поперечным потоком масла, определяется по зависимости [34]

200	0,83
Re1,;2
(5.16)
здесь коэффициент е определяется по выражению
п си .0.18
Z.f у \0,5Лел,’ у Z'"P
_ 1 (z"pi J	(5.17)
X
Зависимость (5.16) справедлива при значениях числа Рейнольдса 20... 10000.
Коэффициенты гидравлического сопротивления поворотов потока на 180° в центральных шестиугольных (£ ), кольцевых (Q и сегментных (Q отверстиях определяются по соотношению
Общий коэффициент гидравлического сопротивления патрубков подвода и отвода масла £п = 1,55.
Полное гидравлическое сопротивление межтрубного тракта маслоохладителя с перегородками типа «диск-кольцо» определяется по формуле [34]
(5.18) где z„ — количество ходов масла в аппарате;
— площадь сечения маслоподводящих патрубков, м2;
fK — площадь сечения для прохода масла в зоне кольцевых поворотов трубного пучка, м2.
Полное гидравлическое сопротивление межтрубного тракта маслоохладителя с сегментными перегородками определяется по формуле [34]
(5-19)
Рассмотрим последовательность поверочного теплового расчета маслоохладителей.
Исходные данные
Марка масла
Схема движения теплоносителей
Конструкция и система расстановки промежуточных перегородок
Тип зазоров (уплотненные или открытые)
Материал трубок
Площадь поверхности теплообмена (F), м2
Объемный расход масла (GJ, м3/с
Кратность охлаждения (т)
Начальная температура масла (/1л<), °C
Номинальная (требуемая) температура масла
на выходе из аппарата (/1ч),°С
Начальная температура воды (zie), °C
Наружный диаметр трубок («/„), м
Внутренний диаметр трубок (4 J, м
Геометрические характеристики оребрения
Поперечный шаг трубок в пучке (S2), м
Число шестиугольных рядов трубок в пучке (ZJ
Площадь среднего расчетного сечения в одном ходе (f), м2
Площадь проходного сечения для воды в одном ходе (£), м2
Число ходов воды (z)
Последовательность расчета осредненных характеристик маслоохладителя [34]:
1. В первом приближении задаемся конечной температурой масла Выбор оптимального значения в первом приближении рекомендуется производить по формуле Г2ио ~a + ^ie +cthu	Величины коэффициентов а,
Ь, с nd приводятся в табл. 5.9.
Табл. 5.9. Значения коэффициентов зависимости для выбора конечной температуры масла
Тип маслоохладителя	а	b	С	d
МБ-63-90	3,69	0,320	0,50	125,0
МО-2	2,39	0,125	0,70	125,0
МРУ-30	3,52	0,325	0,48	166,7
М-540	-0,58	0,440	0,50	27,8
2.	Определяем теплофизические характеристики масла: коэффициент теплопроводности теплоемкость срм, плотность рл и кинематическую вязкость \>м при его средней температуре. Расчет величин теплофизических характеристик производится по аппроксимирующим зависимостям, если таковые имеются. либо они берутся из соответствующих таблиц. Например, для масла типа Т-22 можно рекомендовать следующие зависимости [15]:
рл = 909,3 - 0,668г , кг/м3;
с - 1,768 + 0,35 • 10 2t, кДж/(кг-К);
Г= 0,132 - 0,912  10 , Вт/(м К);
vm = (ехр[ехр(26,21 - 4,3391п(г + 273))] - 0,6)10^’, м2/с.
Теплофизические характеристики масла можно рассчитать, пользуясь данными [15], приведенными на рис.5.11 и 5.12.
3.	Рассчитываем тепловую нагрузку маслоохладителя по уравнению (5.1), принимая потери теплоты в окружающую среду (?||ди| = 0.
4.	Определяем объемный расход охлаждающей воды по формуле (5.4).
5.	Из выражения (5.3) находим величину конечной температуры воды tu.
6.	Подсчитываем величину средней температуры воды в аппарате =(г(< + + t^/2 и находим соответствующие этой температуре величины теплофизических характеристик воды по таблицам теплофизических свойств воды [38].
7.	Определяем максимальную и минимальную разности температур теплоносителей в аппарате при противоточной схеме движения по формулам разд. 1.10: Д/, = t. -t, и kt = f, -t. .
8.	Находим среднелогарифмическую разность температур по формуле (1.35), если Д/6/ДГл>1,2; в противном случае средний температурный напор равен полусумме: At = (Д/Й + Д^) / 2.
9.	По графикам на рис. 1.17 находим поправочный коэффициент Ед, , характеризующий схему взаимного течения теплоносителей. Для прямоточных и противоточных схем принимают Ед, = 1.
10.	Определяем уточненное значение среднего температурного напора с учетом поправочного множителя Ед,.
11.	Рассчитываем средний коэффициент теплоотдачи с водяной стороны по формуле (5.5).
12.	Вычисляем средний коэффициент теплоотдачи со стороны масла по формулам (5.6) - (5.10) в зависимости от геометрических характеристик трубок, образующих поверхность охлаждения.
13.	Определяем коэффициент теплопередачи по формулам (5.11) - (5.12).
14.	Расчетную площадь поверхности теплообмена маслоохладителя находим из уравнения теплопередачи (1.33).
15.	Подсчитывается расхождение между расчетной и принятой величиной
F-F
поверхности теплообмена. Если -------— > (0,03...0,05), то принимается новое
значение конечной температуры масла и расчет повторяется с п.2 до достижения требуемой точности расчета.
Приведенная методика расчета маслоохладителей не учитывает изменения параметров масла по ходу трубного пучка. Маслоохладитель рассматривается как единый объект; при этом определяются интегральные характеристики аппарата.
Более детален позонный метод расчета, когда учитывается , что протечки масла помимо трубного пучка — в зазорах между корпусом и кольцевой перегородкой и в отверстиях промежуточных перегородок между трубками и стенками отверстий — обусловливают перераспределение расходов масла, а следовательно, и полей скоростей в различных зонах поверхности теплообмена маслоохладителя. Промежуточные перегородки делят межтрубное пространство маслоохладителя на ряд зон: входную (1), выходную (N) и средние (от 1 до N) зоны. Высота зоны соответствует расстоянию между соседними перегородками (рис.5.38, а).
Рис. 5.38. Конструктивная схема маслоохладителя.
а—течение масла в маслоохладителе, б-— расположение трубок в маслоохладителе
Ниже приведена принципиальная методика теплогидравлического расчета маслоохладителя с перегородками типа «диск-кольцо» [34], которая учитывает протечки масла в зазорах помимо трубного пучка. Все зоны поверхности теплообмена рассчитываются одинаково. Отличия заключаются в определении характерных температур и расходов масла в отдельных зонах, в результате которого будет получена характерная скорость масла в трубном пучке (wj. С учетом этой скорости и должна рассчитываться теплоотдача по масляной стороне в частности и тепловые характеристики маслоохладителя в целом.
Рассмотрим особенности течения масла в трубной системе для каждой зоны, для чего выделим четыре (I, II, III и N) характерные зоны (см. рис. 5.38, а), в которых общий поток (расход) масла (GJ распределяется в трубном пучке на несколько потоков (рис. 5.39).
Рис. 5.39. Схема течения масла в элементе трубной системы маслоохладителя с перегородками типа «диск-кольцо» и неуплотненными зазорами
В зоне I — входной участок — масло разделяется на три потока: — сквозь пучок; Gjj— через зазор 81 между корпусом и кольцевой перегородкой; Gj2 — через зазор 8г в перегородке типа «кольцо» между трубкой и стенками отверстия.
При этом принимаем, что охлаждение масла происходит только в потоке, идущем через пучок <7,. Тогда поток G проходит с температурой t g, = t ,(1; поток GnI — с температурой = (tnl + tnJ )/2 (принимаем линейный закон изменения температуры масла по глубине пучка); поток G^2 — с температу-Р°й'б2 = *%  ПРИ этом 41 + Gm + Gli = Gm
В зоне II масло разделяется на два потока: через пучок (7пП и через зазоры 83 в перегородке типа <одиск» между трубкой и стенкой отверстия — G™3.
Поскольку в пучке трубок поток масла <7и11 смешивается с потоком G'62> средняя температура масла в пучке в зоне II определяется следующим образом:
/ср _fn _ G„ii •<„!! + G62-t62	"
n "	--—771-------+ z»и • °’5-	(5.20)
'-'nil + ’J,82	J
Кроме того, между дисковой перегородкой и корпусом поток масла GnII с
температурой f„n смешивается с потоком масла G^ с температурой
Отсюда температура масла на входе в зону III равна:
'	_ G„n t„u + Ggj tM1
иШ" г
(,„п +G§i
Расход масла через зону II: G„n =	G^- G"/.
В зоне III масло опять разделяется на три потока: GnHi со средней температурой
(5.21)
С'лШ + ^83 ‘^83 , + ГпП1
С„ш+СГз
Gg” с температурой t'nm и G™ с температурой = t‘pm. Расход масла в
= ‘л III
•0,5
(5.22)
зоне III. GnIII — GM Ggj G™•
В последней зоне (с номером N) расход масла распределяется следующим образом: GnN = GM -Ggf1 -Gg2-1—поток через пучок трубок с температурой
С t  /-’N-l /N-I ’-'nN ''nN + ’-'62	’’82	,
+ 'nN
G„N +G8N2_1
здесь Gg^-1— поток через зазор б2 с температурой .
Температура масла на выходе из маслоохладителя равна
tcp =
t-, 2м
•0,5
_ (GnN‘+G82 ^ Ci'n+GsI 1,f81 1
(5.23)
(5.24)
Здесь G$i поток через зазор б] с температурой
Промежуточные зоны от третьей до выходной рассчитываются аналогично. Для определения расхода масла через каждую из зон задаются соотношением расходов (GnJ GJ; далее по перепаду давлений на перегородке определяют Ggx, Gg2 или Gg3 и из выражения баланса расхода масла в трубной системе находят Gra.. Затем организуется итерационный цикл, в результате которого вычисляются расход и скорость масла.
Рассмотрим последовательность расчета маслоохладителя по позою юй методике в соответствии со схемой, приведенной на рис. 5.39.
Исходные данные
Расход масла через маслоохладитель (Сл), м3/ч
Кратность охлаждения (т)
Температура воды на входе и выходе маслоохладителя (/(>и °C
Температура масла на входе маслоохладителя °C
Диаметр дисковой перегородки	м
Диаметр отверстия в кольцевой перегородке (DJ, м
Диаметр водяного патрубка входа, выхода (Рт), м
Диаметр масляного патрубка входа, выхода м
Внутренний диаметр корпуса (Лю(), м
Внутренний диаметр трубок (dti), м
Наружный диаметр трубок (dt), м
Диаметр трубного отверстия в перегородке (</,„„), м
Высота хода масла (Лш), м
Поперечный шаг между трубками (S^)
Зазор между корпусом и кольцевой перегородкой (5,), м
Активная длина трубок (Z,), м
Площадь сечения основной водяной камеры (4^,,), м
Площадь сечения поворотной водяной камеры (4„,), м
Число ходов по воде (г,)
Число ходов по маслу (гж)
Число рядов трубок по ходу масла (Zt) (рис.5.39,б; Zn=14)
Число рядов трубок, удаленных из центра (Z4) (см. рис. 5.39, о; Z4 = 4)
Число трубок в пучке (л)
Материал трубок
I.	Теплогидравлическому расчету предшествует расчет геометрических характеристик аппарата, в ходе которого вычисляются следующие величины [34]:
1.1.	Количество шестиугольных рядов трубок в пучке:
zx = zn~z4	(5-25)
1.2.	Количество проходов между соседними трубками:
Zb/,. = 6.j,	(5.26)
где j — номер ряда, заполненного трубками, считая от центра пучка.
1.3.	Количество проходов между соседними трубками среднего ряда пучка трубок:
Z„ = (Z,+Z,+ 1).3.	(5.27)
1.4.	Проходное сечение для масла в среднем ряду соответствующего хода:
/, = Л .(S.-d)-Z .	(5.28)
•'ла mi v 1 н' пр	4	'
1.5.	Суммарное проходное сечение трубок в одном ходе воды:
4 = 0,785 - d*, -n/ze.	(5-29)
1.6.	Эквивалентный диаметр для прохода масла в среднем ряду пучка трубок соответствующего хода:
d,i = 2fMi /(hMi + Si -d,^Z„p.	(5.3(
1.7.	Площадь центрального отверстия в кольцевой перегородке:
f4 = 0,785 Р2.	(5.31
1.8.	Площадь проходного сечения отверстия между корпусом и дисково перегородкой:
Л = 0,785(р2„-»2„).	(5.32
1.9.	Площадь сечения зазоров между стенками отверстий в перегородках и нг ружным диаметром трубки:
/82 =/83 = 0,785 и (d2тв -d2).	(5.32
1.10.	Площадь сечения зазоров между стенкой корпуса и кольцевой перегс редкой:
/и = 3,14.б1.(Рв(-61).	(5.34)
1.11.	Эквивалентный диаметр для зазоров 8ц 82 и 83:
d..= 5, • 2 ,d,=d,= d -d .	(5.35
Э01	1	’ 902 90З отв H	V
1.12.	Поверхность маслоохладителя:
F = 3,14+d )/2.	(5.36
p	v И «fz	V
1.13.	Поверхность теплообмена зоны:
F . = 3,14• h ,-n  (d +d )/2 .	(5.37
3/	’	Mt	V H eiF	V
1.14.	Площадь проходного сечения патрубков воды и масла:
/ =1,57- D2 \ f = \,51-D2 .	(5.38
J пв	9	Пв* J ПМ ’	ИМ	v
II.	Расчет гидравлических характеристик.
II.	1. Задаемся температурой масла на выходе из маслоохладителя:
t ,= г, -10. 2м 1м
II.2	. Определяем температуру масла на выходе из зоны:
(2м	'(11л ~(2м)^м,	(5-39)
где i — номер зоны;
— температура масла на входе в зону, °C.
II.3	. Находим среднюю температуру масла в зоне:
<ср ={^м+ё1л1)12.	(5.40)
II.4	. Используя графики на рис.5.11 и 5.12, по средней температуре масла находим его теплофизические характеристики: плотность (рл), кинематическую вязкость (vJ, динамическую вязкость (цл), коэффициент теплопроводности (Лл), число Прандтля (PrJ.
II.5	. Рассчитываем характерную скорость масла в среднем ряду пучка:
Gm / fi» .
II.6	. Определяем соответствующее характерной скорости масла число Рейнольдса:
wM 'dn /ум .
II.7	. По формуле (5.15) определяем коэффициент , с помощью которого учитывается увеличение сопротивления пучка трубок вследствие изменения сечения для прохода масла поперек пучка.
II.8	. По формуле (5.14) находим гидравлическое сопротивление Дрл/1 для одного ряда гладких труб, обтекаемых снаружи потоком масла.
П.9. Вычисляем падение давления при повороте масла в центральном отверстии кольцевой перегородки:
ДРд=Рл^.н^ч/2.(/Л1/д)2.	(5.40)
II. 10. Вычисляем падение давления при повороте масла в зазоре между дисковой перегородкой и корпусом:
ApK=pM-w2w^J2.(fM/fKy.	(5.41)
II. 11. Находим перепады давления масла Apsi, &psi, Др8з, по которым находятся зазоры 51,52,53:
Др51 = 2-Zx-bpM1 + Дрч ,
АР82 — Zx'^PmL ДРц >
Дрбз = Zx ЬрлЛ + Дрк -	(5.42)
11.12. Расход масла через зазор 5j находим по зависимости
GS1 =/81 р(58,1 /(dj81 /vj)2 + 1,29-Др61 /рЛ( -58,1/г/э81 /v,,^. (5.43)
Аналогично рассчитывается расход масла через зазоры 52 и 53.
11.13. Рассчитываем гидравлическое сопротивление зоны маслоохладителя, расположенной над кольцевой перегородкой:
Арк» = -Zx + Дрч;	(5.44)
или над дисковой перегородкой:
Др<)и = Ap.„i Zx + Дрк -	(5.45)
II. 14. Определяем полное гидравлическое сопротивление межтрубного тракта маслоохладителя:
zm / 2	*м 12
Др.„ = X Др™ + £ ДРй» + Р.„ • *2М  (/л, /	/ 2,	(5.46)
/=2л'+1	/=2а*+2
где	=1,55 — коэффициент гидравлического сопротивления маслоподводя-
щего патрубка.
11.15.	По формуле (5.13) рассчитываем полное гидравлическое сопротивление водяного тракта маслоохладителя.
III.	Тепловой расчет входного участка
III.	1. По формуле (5.39) рассчитываем температуру масла на выходе из зоны I, причем температура масла на входе в зону равна температуре масла на входе в аппарат.
III.2.	По уравнениям теплового баланса для маслоохладителя (5.2) — (5.3) определяем температуру воды на выходе из зоны I, полагая расход масла равным G . = G -G..-G,.,.
III.3.	Среднелогарифмический температурный напор в зоне рассчитывается по формуле (1.35) с введением соответствующих поправок.
III.4.	Определяем среднюю температуру масла в зоне как полусумму начальной и конечной температур масла в зоне I.
III.5.	Определяем среднюю температуру воды в зоне I по соотношению tcp=tcp-to.
III.6.	Коэффициент теплоотдачи с водяной стороны рассчитываем по формуле (5.5).
III.7.	Коэффициент теплоотдачи со стороны масла находим по формулам (5.6)-(5.10).
III.8.	По формулам (5.11)- (5.12) определяем величину коэффициента теплопередачи в зоне КГ
III.9.	По формулам (1.39 ) - (1.40 ) вычисляем конечную температуру масла и, сравнив полученное значение с рассчитанным в п. III.2, находим точность итерации.
III.	10. Если точность расчета не соответствует требуемой, расчет повторяется с п. Ш.З с новым значением температуры масла на выходе из зоны.
IV.	РасчетзоныП
IV.	1. Принимаем температуру масла на входе в зону равной температуре масла в точке смешения за предшествующей зоной:
,П _G„I	+ G51	+G82
G^
а температуру воды на входе в зону равной температуре воды на выходе из предшествующей зоны.
IV.2.	По формуле (5.39) рассчитываем температуру масла на выходе из зоны II.
IV.3.	По уравнениям теплового баланса для маслоохладителя (5.2) - (5.3) определяем температуру воды на выходе из зоны I, полагая расход масла равным G,n = G>-G^-G“.
IV.4.	Среднелогарифмический температурный напор в зоне рассчитываем по формуле (1.35) с введением соответствующих поправок.
IV.5. Определяем среднюю температуру масла в зоне по формуле (5.20).
IV.6. Вычисляем среднюю температуру воды в зоне I по соотношению tcp =tcP
TV.7. Коэффициент теплоотдачи с водяной стороны рассчитываем по формуле (5.5).
FV.8. Коэффициент теплоотдачи со стороны масла находим по формулам (5.6)— (5.10).
IV	.9. По формулам (5.11) - (5.12) определяем величину коэффициента теплопередачи в зоне Кп.
I	V. 10. По формулам (1.39 ) - (1.40 ) находим конечную температуру масла и, сравнив полученное значение с рассчитанным в п. IV.2, вычисляем точность итерации.
IV	.11. Если точность расчета не соответствует требуемой, расчет повторяется с п. IV.3 с новым значением температуры масла на выходе из зоны.
IV.	12. Если точность расчета соответствует требуемой, определяем температуру масла в точке смешения на выходе из зоны по соотношению (5.21).
V.	Расчет зоны III
V.	I. Принимаем температуру масла на входе в зону равной температуре масла в точке смешения за предшествующей зоной, а температуру воды на входе в зону равной температуре воды на выходе из предшествующей зоны.
V	.2. По формуле (5.39) рассчитываем температуру масла на выходе из зоны III.
V.	3. По уравнениям теплового баланса для маслоохладителя (5.2) — (5.3) определяем температуру воды на выходе из зоны III, полагая расход масла через трубную систему равным = G„ -G™ + G"3 -G5".
V.4	. Среднелогарифмический температурный напор в зоне рассчитываем по формуле (1.35) с введением соответствующих поправок.
V.5.	Определяем среднюю температуру масла в зоне по формуле (5.22).
V.6	. Находим среднюю температуру воды в зоне III по соотношению
V.	7. Коэффициент теплоотдачи с водяной стороны рассчитываем по формуле (5.5).
V.8	. Коэффициенттеплоотдачи со стороны масла определяем по формулам (5.6)— (5.10).
V.9.	По формулам (5.11) — (5.12) находим величину коэффициента теплопередачи в зоне Л, .
V.	10. По формулам (1.39) — (1.40) определяем конечную температуру масла и, сравнив полученное значение с рассчитанным в п. V.2, вычисляем точность итерации.
V.1	1. Если точность расчета не соответствует требуемой, расчет повторяется с п. V.3 с новым значением температуры масла на выходе из зоны.
V	.12. Если точность расчета соответствует требуемой, определяем температуру масла в точке смешения на выходе из зоны по соотношению
,	_ fnIII • GnIII +	™ + G&2 )
*2.4111 “
V	I. Расчет выходного участка (зо/iaN):
V	I. 1. Принимаем температуру масла на входе в зону равной температуре масла в точке смешения за предшествующей зоной, а температуру воды на входе в зону—равной температуре воды на выходе из предшествующей зоны.
V	I.2. По формуле (5.39) рассчитываем температуру масла на выходе из зоны N.
V	I.3. По уравнениям теплового баланса для маслоохладителя (5.2) - (5.3) определяем температуру воды на выходе из зоны, полагая расход масла через трубную систему равным
/-»	— Л"’	\ /^N—1 z^N-1
°82 •
V	I.4. Среднелогарифмический температурный напор в зоне рассчитываем по формуле (1.35) с введением соответствующих поправок.
V	I.5. Определяем среднюю температуру масла в зоне по формуле (5.23).
V	I.6. Находим среднюю температуру воды в зоне III по соотношению
V	I.7. Коэффициент теплоотдачи с водяной стороны рассчитываем по формуле (5.5).
V	L8. Коэффициент теплоотдачи со стороны масла вычисляем по формулам (5.6)-(5.10).
V	I.9. По формулам (5.11)—(5.12) находим величину коэффициента теплопередачи в зоне KN.
V	I. 10. По формулам (1.39)—(1.40) определяем конечную температуру масла и, сравнив полученное значение с рассчитанным в п. VI.2, вычисляем точность итерации.
V	I.11. Если точность расчета не соответствует требуемой, расчет повторяется с п. VI.3 с новым значением температуры масла на выходе из зоны.
V	I. 12. Если точность расчета соответствует требуемой, определяем температуру масла в точке смешения на выходе из зоны по соотношению (5.24).
V	I. 13 .Сравниваем температуру масла на выходе из последнего участка с температурой, принятой в п.П.1, и, если точность расчета соответствует требуемой, расчет можно считать оконченным, в противном случае расчет необходимо повторить с п.П.2.
V	I. 14. Рассчитываем коэффициент теплопередачи всего маслоохладителя как средневзвешенный по зонам: =	•
5.3.2. Методика расчета маслоохладителей с воздушным охлаждением
В маслоохладителях с прямым воздушным охлаждением поток масла направляется в трубки поверхности охлаждения, а воздух омывает поверхность теплообмена с наружной стороны при соблюдении принципа общего противотока. Для интенсификации теплообмена с воздушной стороны применяются различные виды оребрения.
Перечислим заданные параметры для конструкторского расчета.
Исходные данные
Марка масла
Материал трубок
Объемный расход масла (GJ, м3/с
Объемный расход воздуха (G), м’/с
Начальная температура масла (*,„), °C
Номинальная (требуемая) температура масла на выходе из аппарата
Начальная температура воздуха (г1д) , °C
Наружный диаметр трубок (rfj, м
Внутренний диаметр трубок м
Геометрические характеристики и тип оребрения
Поперечный шаг трубок в пучке (5,), м
Целью конструкторского расчета аппарата является определение поверхности теплообмена, количества трубок, активной длины трубок, числа ходов по воздуху и маслу.
Скорости движения теплоносителей выбираются из рекомендуемых практикой диапазонов: для масла в трубках н>м = 0,4...0,8 м/с; для воздуха в межтрубном пространстве w. = 8... 15 м/с.
Количество теплоты, отдаваемой маслом, определяем по уравнению теплового баланса (5.1), в котором теплофизические характеристики масла (теплоемкость и плотность) вычисляем по средней между входом и выходом температуре масла аналогично тому, как это делается при расчете маслоохладителей с водяным охлаждением. Температуру воздуха на выходе из маслоохладителя в первом приближении также находим из уравнения теплового баланса для воздуха при условии, что теплоемкость и плотность воздуха вычисляются по температуре воздуха на входе в аппарат:
Q
1,+С.с„,р, '	(5.47)
Затем уточняем величину средней температуры воздуха: tcp = (/1<r + t2e)/2, по найденному значению средней температуры вычисляем уточненные значения теплоемкости и плотности воздуха [39] и вновь рассчитываем величину температуры воздуха на выходе маслоохладителя. Итерационный процесс необходимо повторять до достижения точности расчета температуры 1 %.
Коэффициенты теплоотдачи со стороны масла (а„) и воздуха (а«) находим
по соответствующим зависимостям, приведенным в Приложении 1, с учетом принятого способа интенсификации теплообмена с внутренней и наружной сторон трубок (внутренние интенсификаторы, оребрение, профильные витые или кольцевые трубки и т.д.). Далее по формуле (1.25) находим коэффициент теплопередачи в аппарате.
Среднелогарифмическую разность температур для противотока или перекрестного тока вычисляем по зависимости (1.35) с учетом поправки Ед, , которую, в свою очередь, определяем по графикам на рис. 1.17.
Величину поверхности теплообмена находим по уравнению теплопередачи
(1.33):	F = ~~  Расчетную поверхность маслоохладителя целесообразно увеличить на 20 % для того, чтобы компенсировать снижение уровня теплопередачи из-за возможного загрязнения поверхности теплообмена.
Суммарное проходное сечение трубок для прохода масла: SM = GM/wM ^количество трубок для прохода масла определяем по соотношению

43 л,
(5-48)
(5.49)
Длина пути масла в маслоохладителе:
где df — расчетный диаметр трубки, принимаемый по стороне с меньшей теплоотдачей (при ос,,, = а„ расчетный диаметр: dp = (dn + </m)/2).
Площадь по фронту набегающего потока воздуха: п	9
где т)с — коэффициент стеснения потока трубками и оребрением.
Величину коэффициента стеснения определяем по соотношению
(5.50)
hbcp
(5-51)
d t
t|f=l- — 1 + 2 м
где 8 — средняя толщина ребра, м;
t — расстояние между двумя соседними ребрами, м;
Л — высота ребра, м;
5, — поперечный шаг трубок, м.
Активную длину трубок в случае, когда трубная доска имеет форму, близкую к квадратной, можно рассчитать по формуле I = ^SM . Полученное значение следует округлить до величины, кратной 0,5 м, и принять его в качестве активной длины трубок I .
Ширина маслоохладителя при принятой активной длине трубок составит b = S„llmp.	(5.52)
Число рядов трубок в поперечном к ходу воздуха направлении:
пх = Ь/8Г	(5.53)
Число ходов по маслу находим по соотношению
zx=lM/lmp.	(5.54)
Число рядов трубок в поперечном направлении, приходящееся на один ход по маслу, составляет
nix=nx/zx.	(5.55)
Число рядов трубок в продольном по ходу воздуха направлении:
«2=«х/«1х	(5-56)
Общее число трубок маслоохладителя: птр = zij • п2.Следует иметь в виду, что величины np nu, и2, птр и zx могут принимать лишь целые значения.
Напор, создаваемый осевым вентилятором, прямо пропорционален числу рядов в продольном по ходу воздуха направлении. Практика проектирования показывает, что для трубок с оребрением величина п2 не должна превышать 6...8, для чего иногда необходимо разделить маслоохладитель на несколько секций с параллельным течением масла. Расход воздуха на каждую секцию остается неизменным, а расход масла делится на количество секций.
Габаритные размеры секции аппарата должны быть заданы с учетом возможности его транспортировки на железнодорожной платформе без разборки: не более 13 330 мм в длину, 2 770 мм в ширину и 4 000 мм в высоту. Если эти ограничения не выдерживаются, следует изменить расход воздуха через маслоохладитель.
После уточнения компоновки маслоохладителя каждая секция должна быть вновь просчитана с учетом уточненных характеристик компоновки аппарата.
Поверочный тепловой расчет выполняется для определения конечной температуры масла, которую способен обеспечить маслоохладитель с известными компоновочными и геометрическими характеристиками, а также коэффициента теплопередачи и тепловой нагрузки в аппарате при заданных режимных условиях его работы.
Исходные данные
Марка масла
Материал трубок
Объемный расход масла (GJ, м3/с
Объемный расход воздуха (GJ, м3/с
Начальная температура масла (/1и), °C Номинальная (требуемая) температура масла на выходе из аппарата
Начальная температура воздуха (Г(>), °C
Наружный диаметр трубок (rf/z), м
Внутренний диаметр трубок (</.„), м
Геометрические характеристики и тип оребрения
Поперечный шаг трубок в пучке (52), м
Число ходов по маслу (zx)
Число рядов трубок в поперечном направлении (л )
Число рядов трубок в продольном направлении (л2) Активная длина трубок (Z^), м
Расчет производится итерационным методом, причем итерационный щ цесс организован по температуре воздуха на выходе из аппарата.
Последовательность расчета:
1.	Определяем фактическую поверхность теплообмена маслоохладителя:
F=nn1n2Z,„pdp.
2.	Вычисляем фактическую площадь по фронту набегающего потока в< духа:
$п = 1трп\$2-
3.	По формуле (5.51) рассчитываем коэффициент стеснения потока Т]с .
4.	Находим скорость воздуха в межтрубном пространстве:
w =—-—
м
Че
5.	Определяем фактическое проходное сечение по маслу: TUll, "1 »2 .и	.
6.	Находим скорость масла в трубках:
WM ~ Gм /$ Л1 •
7.	Рассчитываем среднюю температура масла в трубках: =(hM +t2M)/2,
а затем по этой температуре рассчитываем теплофизические параметр масла.
8.	По уравнению теплового баланса (5.1) определяем тепловую нагруз маслоохладителя (0.
9.	По формуле (5.47) рассчитываем температуру воздуха на выходе из а парата (г^), причем теплофизические параметры воздуха в первом пр ближении определяем по температуре воздуха на входе (/ ).
10.	Находим среднюю температуру воздуха: tcep =(tu+t2e)/l, а затем по этой температуре определяем теплофизические параметр воздуха.
11.	По формуле (5.47) рассчитываем новое значение температуры возду на выходе из аппарата t2e.
12.	Проверяем условие
tie ~tie
tie
<0,01
и, если оно не выполняется, то расчет повторяется с п.10.
13.	По соответствующим формулам Приложения 1 в зависимости от типа примененных интенсификаторов теплообмена рассчитываем коэффициенты теплоотдачи со стороны воздуха и масла, а затем по формуле (1.25) — коэффициент теплопередачи в аппарате.
5.4. Примеры расчетов маслоохладителей
Пример 5.1. Произвести поверочный расчет водяного маслоохладителя типовой конструкции.
Исходные данные
Марка масла — турбинное Т-22
Схема движения теплоносителей -— перекрестная
Перегородки сегментные
Зазоры уплотненные
Материал трубок — латунь
Коэффициент теплопроводности латуни Х.т = 104,7 Вт/(м-К)
Площадь поверхности теплообмена F = 63,0 м2
Объемный расход масла Gm = 0,022 м3/с
Кратность охлаждения т = 1,6
Начальная температура масла tjM = 55 °C
Номинальная (требуемая) температура масла	= 45 °C
Начальная температура воды tu = 33 °C
Наружный диаметр трубок = 0,016 м
Внутренний диаметр трубок dvi = 0,014 м
Геометрические характеристики оребрения — гладкие трубки
Поперечный шаг трубок в пучке S2 = 0,0173 м
Число шестиугольных рядов в пучке трубок Zx = 10
Площадь среднего расчетного сечения в одном ходе/* = 0,032 м2
Площадь проходного сечения для воды в одном ходе/ = 0,022 м2
Число ходов воды z=4
Определяем расход охлаждающей воды по зависимости (5.4):
G = т G = 1,60,022 = 0,0352 м3/с.
Средняя скорость воды в трубках поверхности теплообмена:
we = Ge/fe = 0,0352/0,022 = 1,6 м/с;
средняя скорость масла в межтрубном пространстве:
wM = GM/fM = 0,022/0,032 =0,69 м/с.
Задаемся в первом приближении температурой масла на выходе из аппарата 44,5 °C. Тогда средняя температура масла составит:
tcp =(hM + t2M)/l =(55+44,5)/2 = 49,75 <>С.
Рассчитываем величины теплофизических характеристик масла при температуре tcP = 49,75 °C:
•	плотность масла рл, = 909,3 - 0,668-= 909,3 - 0,668-49,75 = 876,07 кг/м3;
•	теплоемкость масла срм = 1,768 + 0,35  10“2- Р*= 1,768 + 0,0035 • 49,75 =
= 1,9602 кДж/(кг-К).
Тепловая производительность маслоохладителя определяется по формуле (5.1) при Qnom = 0:
Q =GMcpMpM(t1M -t2M) = 0,022-876,07-1960,2 (55-44,5) = 396689,9Вт.
Теплофизические свойства воды определяются с помощью таблиц теплофизических свойств воды [38] по ее начальной температуре и составляют: плотность рж = 993,9 кг/м3; теплоемкость срв = 4,1766 кДж/(кг-К).
Конечную температуру воды находим из уравнения (5.3):
*2в

+ Q = зз +	396689,9
Gepecoe 0,0352-993,9-4176,6
D  о p/D	’
Средняя температура воды составит: tcp = (tu + z2,)/2 = (33 + 35,71) / 2 =
= 34,35 °C. Тогда теплофизические параметры воды будут равны соответственно:
•	плотность (рж) — 993,9 кг/м3;
•	теплопроводность (\)— 0,6252 Вт/(м-К);
•	теплоемкость (с ) — 4,1766 кДж/(кг-К);
•	кинематическая вязкость (ve)— 7,4-107 м2/с;
•	число Прандтля (Prt)— 4,93;
•	число Рейнольдса: Re, = wede„/v.= 1,6-0,014/(7,4-10“7) = 30270,3-
Коэффициент теплоотдачи с водяной стороны рассчитываем по формуле (5.5):
°’6252= 7139,56 Вт/(м2-К). 0,014
ав = 0,021 • Re°e’8 • Рг8’43 •	= 0,021 • 30270,30’8 • 4,930'43
Вычисляем параметры Р и R, а также величину поправочного коэффициента (см. рис. 1.17) для перекрестной схемы течения теплоносителей:
p=z2«~zie = 35,71— 33 _0121. R = t1M - t2M = 55- 44,5 = 3 947.	_ Q 863
*1м ~ht 55-33	t2e -11в	35,71-33
Среднелогарифмическую разность температур находим по формуле (1.1):
А/ =	*2‘) ^2м tle^ Ед/ = (55 35,71) (44,5 33)• 0,863 = 13,02°C.
Уточненная средняя температура масла составит: tcp = tcp + А/ = 34,33 + + 13,02 = 47,35 °C. Температуру стенки трубок находим по уравнению (2.49):
ст
= tCp в
d н & ви ^сш J
= 34,33 +
396689,б ---х
f 1	0,016 —0,014^
Х[ 7139,56+	2-104,7 )
35,25° С.
Рассчитываем величины теплофизических характеристик масла при температуре tc? = 47,35 °C:
•	плотность: рл, = 909,3 - 0,668	= 909,3 - 0,668-47,35 = 877,67 кг/м3;
•	теплопроводность:	= 0,132 - 0,912-10"*-t% = 0,132 - 0,912-10"*х
х 47,35 = 0,1277 Вт/(м-К);
•	теплоемкость: срм = 1,768 + 0,35-10’2-/°f = 1,768 + 0,0035-47,35 =
= 1,9337 кДж/(кг-К);
•	кинематическая вязкость: vM= (ехр[ехр(26,21 - 4,339 ln(/‘f + 273))] -
-	0,6) -UT6 = (exp [ехр(2б,21 -4,3391п(47,35 +273))] - 0,6) •10“6 = 2,50-Ю"5 м2/с:
•	динамическая вязкость: р,„ = ум рл, = 2,50-10-5 -877,67 = 0,0219 Па-с;
•	число Прандтля:
р _ мР рм 2,5 • 10-5 • 877,67 -1933,7
. =------— - -;
м км	0,1277
•	число Рейнольдса: ReM = wM-d„lv„ = 0,69-0,016 /(2,50-IO-5) = 441,6.
При температуре стенки трубок tcm = 35,27 °C
•	плотность масла: рст = 909,3 - 0,668 tcm = 909,3 - 0,668-35,27 = 885,74 кг/м3;
•	кинематическая вязкость масла: v = 4,56-10~5 м2/с;
•	динамическая вязкость: цст = уст рст = 4,56-10 -885,74 = 0,0404 Па-с.
Коэффициент С, необходимый для расчета теплоотдачи со стороны масла, вычисляем по формуле
С =_________-_____=_______________I_= 0 953
z	, 0,6 0,1 S2	, 0,6 0,1 0,0173
Zx	Zx dtl 10	10 0,016
Теперь, имея все необходимые величины, по формуле (5.6) определяем величину коэффициента теплоотдачи со стороны масла:
z с х-- z \0,14 л
а,. =0354.	£•] 6 • М Cz
н J \ Р’ст J	аи
= 0,354- 441,б0,6 - 332,254,,40,953 °^ =
0,016 J 0,0404 )	0,016
= 636,41 Вт/(м2 - К).
Коэффициент теплопередачи в маслоохладителе рассчитываем по уравнению (5.11) при <р = 1:
а» ав d вн	Хст	d ви
0,016 „ 0,016 , 0,016
—----+ 2- —----In—----
636,41 7139,56
0,014	104,7	0,014
= 564,27 Вт/(м2 - К).
Площадь поверхности теплообмена маслоохладителя определяем из уравнения теплопередачи (3.5) с введением коэффициента запаса, равного 1,25. Тогда величина поверхности:
1,25g 1,25-389079,4	2
гр =	— =	_	= 63,55 м .
КМ 564,27-13,02
Погрешность расчета:
FP~F F
63,55-63
63
= 0,009, что меньше
Е =
0,03...0,05. Очевидно, что если бы величина точности расчета оказалась боль
ше допустимой, расчет необходимо было бы повторить во втором приближении с новым значением температуры масла на выходе из аппарата (Z^).
Пример 5.2. Произвести поверочный расчет маслоохладителя по заданным параметрам.
Исходные данные
Марка масла — турбинное Т-22
Схема движения теплоносителей - перекрестная
Тип перегородки — «диск-кольцо»
Зазоры уплотненные
Материал трубок — латунь
Коэффициент теплопроводности латуни А.гга = 104,7 Вт/(м-К)
Площадь поверхности теплообмена F = 34,0 м2
Объемный расход масла Gm= 0,015 м3/с
Кратность охлаждения т = 2,23
Начальная температура масла = 56 °C
Номинальная конечная температура масла tZii = 45 °C
Начальная температура воды = 28 °C
Наружный диаметр трубок dH = 0,014 м
Внутренний диаметр трубок j н = 0,011 м
Тип оребрения — низкое накатное
Внутренний диаметр оребрения den = 0,0138 м
Коэффициент оребрения <р = 2,26
Шаг оребрения / = 0,0015 м
Толщина ребра if = 0,0006 м
Поперечный шаг трубок в пучке S2 = 0,015 м
Число шестиугольников в пучке трубок Zx = 7
Площадь среднего расчетного сечения для прохода масла в одном ходе/* = 0,01 м2 Площадь проходного сечения для воды в одном ходе/^ = 0,014 м2 Число ходов воды z - 2
Определяем расход охлаждающей воды по зависимости (5.4):
G, = т G„ = 2,23-0,015 = 0,0335 м’/с.
Средняя скорость воды в трубках поверхности теплообмена:
we =Ge/f„ =0,0335/0,014 = 2,39 м/с,
а средняя скорость масла в межтрубном пространстве:
и>Л<	= 0,015/0,01 = 1,5 м/с.
Задаемся в первом приближении температурой масла на выходе из аппарата 42,0 °C. Тогда средняя температура масла: tL£ = (t\M + tz„) / 2 = (56 + 42) /2 =49 °C.
Рассчитываем величины тсплофизических характеристик масла при температуре р* — 49,0 °C;
•	плотность рд, = 909,3 - 0,668= 909,3 - 0,668-49,0 = 876,6 кг/м3;
•	теплоемкость срм = 1,768 + 0,35-10 2	= 1,768 + 0,0035-49,0 =
= 1,9395 кДж/(кг-К).
Тепловую производительность маслоохладителя определяем по формуле (5.1) при еиои = 0:
Q = GMcpMpM(t1M -Z2J = 0,015-876,6-1939,5(56-42) = 357 034,8 Вт.
Теплофизические свойства воды находим с помощью таблиц теплофизических свойств воды [38] по се начальной температуре: плотность (ря ) — 996,2 кг/м3; теплоемкость (срв ) — 4,1758 кДж/(кг-К).
Конечную температуру воды вычисляем по уравнению (5.3)
,2. = +_б_ = 28+357034,S-----------------
О'.Р.О,.	0,0352-993,9-4176,6
Средняя температура воды составит: р* = (tu+t2e)/2 = (28 + 30,44)/2 = = 29,22 °C. Тогда теплофизические параметры воды будут равны соответственно:
•	плотность (pg) — 995,9 кг/м3;
•	теплопроводность (к) — 0,6166 Вт/(м-К);
•	теплоемкость (с ) — 4,1747 кДж/(кг-К);
•	кинематическая вязкость (vj — 8,2-10 7 м2/с;
•	число Прандтля (Рг) — 5,54;
•	число Рейнольдса Re, = w,-d„Jv, = 2,39-0,011/(8,2-10-7) = 32 061,0.
Коэффициент теплоотдачи с водяной стороны рассчитываем по формуле (5.5):
ав = 0,021 • /te®’8  Л-®’43 •	=
' du
= 0,021 • 32 061,00’8 • 5,54°’43 • °’6166 =9892,82 Вт/(м2 • К).
0,011
Вычисляем параметры Р и R, а также величину поправочного коэффициента (см. рис. 1.17) для перекрестной схемы течения теплоносителей:
р = Ьв—he _ 30,44 28 _ 0	R = tu,—_ 56-42 _ 5 578
Чм-he 55-28	*2в-'1в	30,44-28
бд/= 0,899.
Среднелогарифмическую разность температур находим по формуле (1.35):
b -lM he, Ьм *1в
=(56~3^2;0<4424~ 28)-0.899 ^7,24 «С.
In-------—
42-28
Уточненная средняя температура масла составит: tc? = tcep + Д/ = 29,22 + + 17,24 = 46,50 °C. Температуру стенки трубок находим по уравнению (2.49):
Ьт "в
1 , d „	d в11
«в
= 29,22 + 337034,8 X
34
= t7 +Ъ"

х(-|-+о-о|4-°-о|1\зо,4з°с.
(9892,28	2-104,7 )
Рассчитываем величины теплофизических характеристик масла при температуре t%= 46,50 °C:
•	плотность рл, = 909,3 — 0,668 tср = 909,3 — 0,668-46,5 = 878,26 кг/м3;
•	теплопроводность ХЛ1 = 0,132 - 0,912-10^-z‘f = 0,132-0,912-10^-46,5 =
= 0,1278 Вт/(м-К);
•	теплоемкость срм = 1,768 + 0,35-10~2-^f = 1,768 + 0,0035-46,5 =
= 1,9308 кДж/(кг-К);
•	кинематическая вязкость vM = (ехр[ехр(26,21 - 4,339 ln(tcf + 273))] -
- 0,6) -10"6 = (ехр[ехр(26,21 - 4,3391п(46,5 + 273))] - 0,6)-10^= 2,60-Ю"5 м2/с;
• динамическая вязкость = Ум рм = 2,60-10"5 -878,26 = 0,0228 Па-с;
,, УмРмсрм
• число Прандтля Ргм =-----
2,6-10-5 -878.26-1930,8 0,1278
= 345,12;
•	число Рейнольдса ReM = wMd„ /v„ = 1,5-0,014 /(2,60-10 5) = 807,7.
При температуре стенки трубок tcm = 30,43 °C:
•	плотность масла рст = 909,3 - 0,668-rtm = 909,3 - 0,668-30,43 = 888,97 кг/м3;
•	кинематическая вязкость масла vcm= 6,01-10"5 м2/с;
•	динамическая вязкость = v„„ pt„, = 4,56-10-5 -888,97 = 0,0405 Па-с;
Коэффициент С , необходимый для расчета теплоотдачи со стороны масла, вычисляем по формуле
z 0,6 0,1 S2 j + 0,6 _ 0,1 0,015
+ Z? Z? + 7	7 ’ 0,0138
Теперь, имея все необходимые величины, по формуле (5.7) определим величину коэффициента теплоотдачи со стороны масла:
= 0,425-807,7°-6’2-26
п А 0,07 а „ = 0,425 • Яе®,’6 ф
-345Д20’33
6 - 2 26-0’55
0,014 J
0,0228 V’’14
0,0405) Х
О 127Я
х0,934• Q 4 = 986,79 Вт/(м2 • К).
Принимаем величину коэффициента неравномерности теплоотдачи е = 0,45. Высота ребра:
hp = (d„- dm )/2 = (0,014 - 0,0138)/2 = 0,0001 м.
Тогда значение комплекса Пр вычисленное по формуле (5.9), составит
= 1 - [о,085 • (1,42 - 0,452 )- 0,015 ] 0,0001  JL'986’79 .
V	' J V 104,7-0,0006
/0,0140
V 0,0138
= 0,9984.
Вычисляем значение комплекса
2а
М
0,0001-
2 • 986,79
104,7 • 0,0006
= 0,018
и отношение
4 = 2£^ = 1,oi4 0,0138
затем по рис. 5.37 находим величину коэффициента — 0,995. Приведенный коэффициент теплоотдачи со стороны масла определяем по формуле (5.8): а„.„р = аЛ туЪ = 986,79-0,995-0,9984 = 980,28 Вт/(м2-К).
Коэффициент теплопередачи в маслоохладителе рассчитываем по уравнению (5.11) при <р = 2,26:
1	. ф d„ . Vdu	d„
ал/.ир	deii ^cm d «II
1	2Д6	0,014	2,26 • 0,014	0,014	“742,53 Bt/(m ’K)’
------+---------------+-------I----in----
980,28	9892,82	0,011	2-104,7	0,011
Площадь поверхности теплообмена маслоохладителя определяем из уравнения теплопередачи (3.5) с введением коэффициента запаса, равного 1,25. Тогда величина поверхности:
FP
1,25 Q 1,25-350285,9 „лпп , -	= —------------= 34,20 м”.
КМ 742,53-17,24
Погрешность расчета:
34,20-34
34
= 0,006, что меньше 0,05. Очевидно, что если бы
величина точности расчета оказалась больше допустимой, то расчет необходимо было бы повторить во втором приближении с новым значением температуры масла на выходе из аппарата (г1и).
Пример 5.3. Произвести позонный расчет водяного маслоохладителя МБ-63.
Исходные данные
Расход масла через маслоохладитель Gm = 90 м3/ч (0,025 м3/с)
Кратность охлаждения т = 1,6
Температура воды на входе маслоохладителя г1# = 33 °C
Температура воды на выходе маслоохладителя t2t = 35,2 °C
Температура масла на входе маслоохладителя Гы = 55 °C
Диаметр дисковой перегородки Ddn = 0,63 м
Диаметр отверстия в кольцевой перегородке D* = 0,15 м
Диаметр водяного патрубка входа, выхода Dm = 0,15 м
Диаметр масляного патрубка входа, выходаЬш= 0,15 м
Внутренний диаметр корпуса Dm = 0,708 м
Внутренний диаметр трубок dm = 0,014 м
Наружный диаметр трубок dn = 0,016 м
Диаметр трубного отверстия в перегородке domt = 0,0163 м
Высота хода масла А^. = 0,119 м
Поперечный шаг между трубками 5^ = 0,020 м
Зазор между корпусом и кольцевой перегородкой = 0,0005 м
Активная длина трубок 1р = 2,077 м
Площадь сечения основной водяной камеры Д.я = 0,144 м
Площадь сечения поворотной водяной камерыf = 0,07 м
Число ходов по воде z = 4
Число ходов по маслу zM = 16
Полное количество рядов трубок по ходу масла Z = 14
Число рядов трубок, удаленных из центра Z* = 4
Число трубок в пучке п = 651
Материал трубок — латунь Л68
I.	Расчет геометрических характеристик маслоохладителя
1.1.	Количество шестиугольных рядов трубок в пучке (формула (5.25)):
Z = Z -Z = 14-4 = 10. х п ц
1.2.	Количество проходов между соседними трубками по рядам (формула (5.26)):
пятый — Z . = 30 нр5
шестой — Z = 36 про
седьмой — Zupl = 42
восьмой — Z = 48 лр8
девятый — Znp9 = 54
десятый — Z ,=60 одиннадцатый — Zupn = 66 двенадцатый — ZtipU = 72 тринадцатый — Z ю = 78 четырнадцатый —	= 84
1.3.	Количество проходов между соседними трубками среднего ряда пучка (формула (5.27)):
Znp = (Zn + Z4 + 1)-3 = (14+4+D-3 = 57.
1.4.	Проходное сечение для масла в среднем ряду соответствующего хода (формула (5.28)):
Г. = hx.i ( si" d„ >z„„ = 0,119 ' (°’020 " °’016) • 57 = °’027 м2-Ml	Ml	Л	W	ПО
1.5.	Суммарное проходное сечение трубок в одном ходе воды (формула (5.29):
/в = 0,785 • dl, • п !zt = 0,785-0,0142 • 651/4 = 0,025 м2.
1.6.	Эквивалентный диаметр для прохода масла в среднем ряду пучка соответствующего хода (формула (5.30)):
<7. = 2/./(Л + S, -d)!Z =2-0,027/ (0,119+0,020-0,016)/57 = 0,0094 м.
1.7.	Площадь центрального отверстия в кольцевой перегородке (формула
(5-31)):
f = 0,785- D*= 0,785-0,152 = 0,018 м2.
J ц	*4	’	’	’
1.8. Площадь проходного сечения отверстия между корпусом и дисковой
перегородкой (формула (5.32)):
/к = 0,785-(£>2f -Dln) = 0,785-(0,7082 - 0,6302) = 0,082 м2.
1.9.	Площадь сечения зазоров между стенками отверстий в перегородках и наружным диаметром трубки (формула (5.33)):
/62 =Лз = 0,785-(d2	= 0,785-(0,01632 - 0,0J 62)-651 = 0,005 м2.
1.10.	Площадь сечения зазоров между стенкой корпуса и кольцевой перегородкой (формула (5.34)):
/81 = 3,14 • • (Z>m - 5, /2) = 3,14-0,0005-(0,708 - 0,0005/2) = 0,001 м2.
1.11.	Эквивалентный диаметр для зазоров 5р52и 83 (формула (5.35)):
d 61 = • 2 = 0,0005  2 = 0,001 м;
<*,62 = <83 = dom, ~ d. = 0,0163 - 0,0160 = 0,0003 м.
1.12.	Поверхность маслоохладителя (формула (5.36)):
F = 3,14/р • п (dn + dj / 2 = 3,14 • 2,077 • 651 • (0,016 + 0,014) / 2 = 63,7 м2.
1.13.	Поверхность теплообмена зоны (формула (5.37)):
F. = 3,14Л^. • n (d„ + dj / 2 = 3,14 • 0,119 • 651 • (0,016 + 0,014)/2 = 3,649 м2.
1.14.	Площадь проходного сечения патрубков воды и масла (формула (5.38)): fne = 1,57 О„2„= 1,57 0,152 = 0,035 м2;
Л. =1.57 Di,= 1,57 0,15! = 0,035 мг.
II.	Расчет тепловых и гидравлических характеристик в зоне I (участок с кольцевой перегородкой)
II.	1. Расход воды через маслоохладитель определяем по зависимости (5.4):
Ge = mG, = 1,6-90 = 144 м3/ч = 0,04 м3/с.
II.2.	Задаемся температурой масла на выходе из маслоохладителя:
^„ = 6.,.-Ю = 55-10 = 45 °C.
П.З. Определяем температуру масла на выходе из зоны I по формуле (5.39):
^2« = *L -i- ^|л—~<2л' ) =55-1-55~45 =54,375 °C.
ZjH	16
II.4.	Находим среднюю температуру масла в зоне I:
1‘мср =(^.„+<L)/2 = (55,000 + 54.375)/2 = 54.688 °C.
II.5.	Используя графики на рис.5.11 и 5.12, по средней температуре масла находим его теплофизические характеристики: плотность (рД — 863,7 кг/м3; кинематическую вязкость (уД — 1,925-10 5 м2/с и удельную теплоемкость (с Д — 1 895,7 Дж/(кг-К).
II.6.	Примем в первом приближении, что расход масла через трубную систему зоны I равен: GnI = 0,9  GM. Затем по уравнениям теплового баланса аппарата (5.2) — (5.3) определяем конечную температуру воды в зоне I с учетом того, что теплоемкость воды в диапазоне от 30 до 40 °C (ср) — 4174 Дж/(кг-К):
я _Д	90-0,9-1895,7-(55,000-54,375)
Gecpe	144-4174
II.7.	По формуле (1.36) рассчитываем среднелогарифмический температурный напор в зоне I:
(*1ж	)+ (<L	)_ (55,00-33,16 )+(54,375-33,000 )_?1
2	2	’
II.	8. Определяем среднюю температуру воды в зоне I:
(срв =tMep-М = 54,688 - 21,610 = 33,078 °C.
П.9. Находим характерную скорость масла в среднем ряду пучка:
и- = G . // = 0,9 • 90 / 3 600 / 0,027 = 0,83 м/с.
11.10.	Определяем соответствующее характерной скорости масла число Рейнольдса:
Re =w d /V = 0,83 • 0,016/1,925-10'5 = 689,87. м м и м
11.11.	По формуле (5.15) вычисляем коэффициент Ед, :
xQ.56-6S9.ST0’15
57 ]
Е
1
571'493 -------X
10
1 1 1 1 1 111 11
ЗСЛ49з+361’49з+421’49з+481’49з+541'49з+601'49з+661’49з+721'49з+781,49з+84!'493
= 1,217.
11.12.	По таблицам теплофизических свойств воды [38] при ее средней температуре вычисляем теплофизические характеристики: плотность р„ = 994,6 кг/м3; кинематическая вязкость v„ = 0,76-106 м2/с; удельная теплоемкость срв = =4174,0 Дж/(кг-К); теплопроводность = 0,623 Вт/(м-К); число Прандтля Рг„ = = 5,077.
11.13.	Скорость воды в трубках поверхности теплообмена:
Gez-4	144-4-4	.
ws =-----------=---=--------------5----= 1,6 м/с;
3600-n-d^-n ЗбОО-л-0,0142-651
число Рейнольдса, соответствующее этой скорости:
Ree =	= 1>б • 0,014 = 29473,7.
ve 0,76 • 10-6
II.	14. Рассчитываем коэффициент теплоотдачи с водяной стороны по формуле (5.5):
а = 0,021 • Re®’8 -Рг®’43-— = 0,021-29473,7 °’8-5,077 0,43.0^623 =
“	в в de„	0,014
= 7071,9 Вт/(м2-К);
11.15.	Количество теплоты, переданное от масла к охлаждающей воде:
Q = Gnl срм рл (t[M -ti, )=90 • 0,9 • 1895,7-863,7 (55,000 - 54,375) / 3 600 = =23,03 кВт.
11.16.	По формуле (2.49) находим температуру стенки трубок поверхности теплообмена в зоне I:
^т=С+— — +	~d‘“ }'de" =33,078 +----23(^------х
2Xcmd2 j	л-0,014-2,077-651
1	( 0,016-0,014 )-0,0142>
х ------+	---- =33,14° С.
7071,9	2-104,7-0.0152
11.17.	Используя графики на рис. 5.12, по средней температуре масла и температуре стенки трубок находим коэффициенты динамической вязкости масла Цм = 0,0166 Па-с и цст = 0,0250 Па-с; числа Прандтля Ргм = 96,4 и PrLm= 123,3; теплопроводность - 0,116 Вт/(м-К).
11.18.	По формуле (5.14) определяем гидравлическое сопротивление ДдЛ(1 для одного ряда гладких трубок, обтекаемых снаружи потоком масла:
230
230 ---------+ 689,87 1,2
' ( Л0 5 0,67	0,0160
689,87 °’15 [ 0,0078,
0,0166
X- 0.14
 1,217-863,7-0,832
0,0250,
= 767,33 Па.
11.19.	По зависимости (5.40) вычисляем падение давления при повороте масла в центральном отверстии кольцевой перегородки:
863,7-0,832 2() 2	’
г 0,027
0,018
= 1 338,76 Па.
11.20.	По формуле (5.42) определяем перепады давления масла Др61, Д/>62:
Др61 = 2  Zx • Дрл1+Др>) = 2-10-767,33 + 1 338,76 = 16 685,36 Па;
Лр62 = 1Х Лрм1 +Дм =10-767,33 + 1338,76 = 9 012,06 Па.
11.21.	По формуле (5.44) рассчитываем гидравлическое сопротивление зоны маслоохладителя, расположенной над кольцевой перегородкой:
&ркп = Арм> Zx + Лрц = 767,33-10 + 1338,76 = 9012,06 Па.
11.22.	Расход масла через зазор находим по зависимости (5.43):
Gsi =Ai • V (58,l/(d,81/v„ ))2 +1,29 • Др81/рл( -58,l/(rfj81/v„) |=0,001х
(о,ОО1/1,925 • Ю~5 ))2 + 1,29 • 16685,36/863,7 - 58,1/ (о,001/1,925 • 10"5)
= 0,00400 м3/с.
Расход масла через зазор 52:
= /s2 •[ V (58,i/(djg2 /vJ)2+l,29-Apg2 /рЛ1 -58,1/(^б2 /v „) | = 0,005х
+1.29 • 9 012,06/863,7 —58,1/10,001 /1,925 - IO"5
= 0,01358 м3/с.
11.23.	Коэффициент С , необходимый для расчета теплоотдачи со стороны масла, вычисляется по формуле при условии, что продольный шаг S2 находим по соотношению S2 = Sj -Уз/2:
г г , 0,6 0,1 S2	2 °,6 0,1 0,020-/з
7Х dn 10 10 0,0160-2
11.24.	Коэффициент теплоотдачи со стороны масла определяется по выражению (5.6):
ач = 0354-Яе°£-Рг"’33
\-0,167
d„
f \0’14
Ин
t М"СЛЯ J
1 d
= 0,357 • 689,870,6 • 96,40,33
Г-4-0,167 0,020-Уз
2 0,016
)0 14
’ -0953-^
0,016
= 525,27 Вт/(м2 • К).
11.25.	Коэффициент теплопередачи маслоохладителя рассчитываем по формуле (1.25):
К =
- — 7 Г 70.001 = 486’68 Вт/(м!'к)-525,27 7 071,90 104,7
1
1	1 5ст
а,,.
11.26.	Вычисляем вспомогательные величины Р nR ;
ho -t 1в = 33,16-33,00 = 0 007. R = t = 55,000-54,375 =3 9()6
1 1в 55,00-33,00	’	’	*2в~*1в	33,16-33,00
Поправочный коэффициент Ед, находим по рис. 1.17: Ед,= 1. Подсчитаем водяные эквиваленты теплоносителей:
WM = Р, GM  сРм = 863,7  0,9  90  1 895,7/3600 = 36 839,6 Вт/К;
W = р G • с = 994,6 -144-4 174/3600 = 166 058,4 Вт/К.
Расчитываем вспомогательную величину:
Y = ехр -Ед,
KF3i
w.
, 486,68-3,649
= ехр -1-------------
36839,6
, 36839,6
1Ч----------
166058,4,
= 0,943.
По формуле (1.40) определяем конечную температуру масла в зоне I:
^2м 1м (f 1л
—-----= 55,00- ( 55.00-33,00 )----:-----= 53,97°С.
WM ’	'	' , 36839.6
+ —	1 +--------
We	166058,4
11.27. Рассчитываем точность итерации по температуре масла на выходе из зоны I:
Е =
54,375-53,970
54,375
•100% = 0,7%,
что не соответствует требуемой величине е — 0,5 %. Очевидно, что расчет зоны
I следует повторить с п.П.4 с новым значением расхода масла:
G , = G - GS1 - G,. = 90 - 0,00239 • 3600 - 0,00836 • 3600 = 51,3 м’/ч и новой величиной температуры масла на выходе из зоны = 53.97°С.
В результате нескольких циклов расчета получаются следующие величины по зоне I:
•	Расход масла через пучок (Ся1) — 74,92 м’/ч
•	Расход масла через зазор 5Д&81) — 6,41 м’/ч
•	Расход масла через зазор SjCGgj) — 8,67 м’/ч
•	Скорость масла (и<„) — 0,771 м/с
•	Коэффициент теплоотдачи со стороны масла (о,,) — 347,7 Вт/(м2-К)
•	Коэффициент теплоотдачи со стороны воды (а„) — 7757,3 Вт/(м2-К)
•	Коэффициент теплопередачи {К) — 316,8 Вт/(м2-К)
•	Температура масла на выходе из первой зоны	) — 53,83°С
•	Температура воды на выходе из первой зоны ) — 33,26°С
III. Расчет тепловых и гидравлических характеристик зоны II (участок с дисковой перегородкой)
III. 1. Температура масла на входе в зону равна температуре в точке смешения потоков масла с расходами GnI, Ga и G82:
zn _Gni '^2м	-/1Л1 +G52 -t1M _
GM
_ 74,92 • 53,83 + 6,41 - 55,00 + 8,67 - 55,00 90
а температура воды на входе в зону равна температуре воды на выходе из предшествующей зоны:	= 33,26°С.
III.2. По формуле (5.39) рассчитываем температуру масла на выходе из зоны II: & =	- i  (^ - !zm = 55-2  (55 - 45)/16 = 53,75°C.
III.3. Находим среднюю температуру масла в зоне II по формуле (5.20)
Д1 _,П	6„п П” + Сб2 '*52	,11
1мер --------------- —7 — + »2л,
к О»1/ + g52 ( 74,9-54,03 + 8,67-55,00
74,9 + 8,67
у
•0,5 = 53,94° С.
III.4. Используя графики на рис. 5.11 и 5.12, по средней температуре масла находим его теплофизические характеристики: плотность р„ = 864,4 кг/м3; кинематическую вязкость v„ = 2,01-10 5 м* I 2/с и удельную теплоемкость с„„ = =1 889,0 Дж/(кг-К).
III.5. Примем в первом приближении, что расход масла через трубную систему зоны II равен (7лП = 74,9 м3/ч. Затем по уравнениям теплового баланса аппарата (5.2) — (5.3) определяем конечную температуру воды в зоне
I с учетом того, что теплоемкость воды в диапазоне от 30 до 40 °C сря = =4174 Дж/(кг-К):
,п _ ,п А	_ 79,9-1889,0 (54,03-53,75 )
---------------------jj.ZO +-------------------------
Gecpe	144-4174
III.6. По формуле (1.36) рассчитываем среднелогарифмический температурный напор в зоне II:
= (*1“ ~tie )+	)_ (54,03-33,33 )+ (53,75-33,26 ) = 2() 6Q ос
2	2
III.7. Определяем среднюю температуру воды в зоне II:
Г	" р - А* = 53,94 - 20,60= 33,34 °C.
III.8. Рассчитываем характерную скорость масла в среднем ряду пучка:
w = G п // = 74,9 / 3600 / 0,027 = 0,77 м/с.
III.9. Находим соответствующее характерной скорости масла число Рейнольдса:
Re =w d /v = 0,77-0,016/2,01-10-5 = 612,94.
III. 10. По формуле (5.15) определяем коэффициент Ед^:
0,56 Ле?;15
10
\ 0,56-476,2°’15
57
. Z"Pi
z
111111111
1,412+361.412+^^2+^йГ2+^^2+^^2+^^2+7^2+-1 412 ’ ^1,412
571,412 ------х
10	10
1 1 _! 1
601>412+66
х — .30
=1,196.
III. 11. По таблицам теплофизических свойств воды при ее средней температуре вычисляем теплофизические характеристики: плотность рв = 994,54 кг/м3; кинематическая вязкость ve = 0,757-10-6 м2/с; удельная теплоемкость с„в = 4174,0 Дж/(кг-К); теплопроводность = 0,624 Вт/(м-К); число Прандтля Ргв = 5,055.
III. 12. Скорость воды в трубках поверхности теплообмена:
G -z-4	144-4-4	,	,
we =----------------=-------------------= 1,6 м/с;
3600 • п d2, -п 3600-л-0,0142-651
число Рейнольдса, соответствующее этой скорости:
д	1.6-0.014 дЮ590|5
Ve 0,757 • 10"6
III. 13. Рассчитываем коэффициент теплоотдачи с водяной стороны по формуле (5.5)
144-4-4
= 0,021 • 29 590,50,8 • 5,055°’43 •
de„	0,014
ав = 0,021 • Re"'* • Л®’43 = 7091,6 Вт/(м2-К).
III. 14. Количество теплоты, переданное от масла к охлаждающей воде: 1л< -*к)=74>9 1 889,0-864,4(54,03 - 53,75)/3600 = 9,51 кВт.
в=&п1С рмРл
III. 15. По формуле (2.49) находим температуру стенки трубок поверхности теплообмена в зоне I:
1	~deH ) d8H
|	\ H	tfti / till
a, 2A, d2 в	Чт ыср
1 f 0,016 —0,014 )• 0,014
7091,6 X
Q
FeH
9510
— QQ 2Л J у
’ л-0,014-2,077-651
2 • 104,7 • 0,0152
= 33,36° С.


х
z


1
п
III. 16. Используя графики на рис.5.11 и 5.12, по средней температуре масла и температуре стенки трубок вычисляем коэффициенты динамической вязкости масла = 0,0173 Па-с и ц„л = 0,0256 Па-с; числа Прандтля Ргм = 98,9; теплопроводность = 0,116 Вт/(м-К).
III. 17. По формуле (5.14) находим гидравлическое сопротивление Дрдля одного ряда гладких трубок, обтекаемых снаружи потоком масла:
230	0,67
Re1/ Re0/5
230	!	0,67 rO,O16OV’5 f0,0173Y0,14
612,94'2 + 612,94015 \ 0,0078 J \ 0,0255 J
1,21-864,4-0,772 =
= 337,39 Па.
III.18.	По зависимости (5.41) вычисляем падение давления при повороте масла вокруг дисковой перегородки:
Л	r (fM V _ 864,4-0,77 2 9nf0,027V_
2	(/J	2	V°’°82j
III.19.	По формулам (5.42) определяем перепад давления масла Дра:
Др а = Дрл11 Zx+ApK =10-337,39 + 55,56 = 3 429,46 Па.
III.20.	По формуле (5.45) рассчитываем гидравлическое сопротивление зоны маслоохладителя, расположенной над дисковой перегородкой:
Дрй„ = Др „1 Zx + Ьрк = 337,39-10 + 55,56 = 3 429,46 Па.
III.21.	Расход масла через зазор б3 находим по зависимости (5.43):
G63 = /63 -[ (58,1 /(dj63 /vj)2 +1,29-Др8з/рм -58,1/(</э8з/Ум ) | = 0,005х
/ х
(58,1/(о,ОООЗ/2,01-Ю"5))2 +1,29-4779,02/864,4 - 58,1 / ( 0,0003/2,01 • 10-5)
= 0,0041 м3/с.
III.22.	Коэффициент теплоотдачи со стороны масла определяем по выражению (5.6)
ос„ =0,354- Re0*Pr°’33
V0’167 И
/	>0,14
Рлг I
k Рсл1 J
= 0,357-612,940,6-98,90’33
= 490,99 Вт/(м2 - К).
' 0,020 -7з
2-0,016
\-0,167
(рдатз'Г4.0953 .one 0,0256 J ’	0,016
III.23.	Коэффициент теплопередачи маслоохладителя рассчитывается по формуле (1.25)
^"ст
1
1	1	0,001
490,99 7 091,60 104,7
= 457,19 Вт/(м2-К).
Ш.24. Вычисляем вспомогательные величины Р и R :
*2e-'ie . 33,34-33,29	54,03 — 53,75
1-----------—------------— U,UUZ, Л =---------=--------------J,O.
-1 1в 54,03- 33,29	12e - tle	33,34- 33,29
Поправочный коэффициент Ед, находим по рис. 1.17: Ед, = 1, Подсчитаем водяные эквиваленты теплоносителей:
W* = Рл, -	сРм = 864,4 • 74’9  1 889,0/3600 = 33 972,4 Вт/К;
W* = р"- G* с РМ= 994,54 -144-4 174/3600 = 166 048,4 Вт/К.
Находим вспомогательную величину:
Y =ехр
Ед/
KF3i	Г, 457,19-3,649 (
---— 1 + -^-	= ехр -1-------------
WM We	33972,4
м к в J A L	V
, 33972,4
1Ч---------
166048,4
= 0,943.
По формуле (1.40) определяем конечную температуру масла в зоне I:
=t urt	= 54,03-(54,03-33,26 )•	=
1 ч——	1 ч-------
We	166048,4
= 53,047 °C.
III.25. Рассчитываем точность итерации по температуре масла на выходе из зоны I:
Е -
53,750-53,047
53,750
•100 % = 1,3 %,
что не соответствует требуемой величине Е — 0,5 %. Очевидно, что расчет зоны II следует повторить с п.Ш.З с новым значением расхода масла:
G„n = GM - Glsi -G"3 = 90,00 - 6,41 - 0,00414-3600 = 68,686 м3/ч
и новой величиной температуры масла на выходе из зоны t “ = 53,047 °C.
В результате нескольких циклов расчета получаются следующие величины по зоне II:
•	Расход масла через пучок (GnI) — 73,44 м’/ч
•	Расход масла через зазор 8,(G51) — 6,41 м’/ч
•	Расход масла через зазор 53(&8з) — 10,12 м’/ч
•	Скорость масла (и>л,) — 0,756 м/с
•	Коэффициент теплоотдачи со стороны масла (а„) — 454,4 Вт/(м2-К)
•	Коэффициент теплоотдачи со стороны воды (ав) — 7757,3 Вт/(м2-К)
•	Коэффициент теплопередачи (К) — 403,0 Вт/(м2-К)
•	Температура масла на выходе из второй зоны у — 52,97°С
•	Температура воды на выходе из второй зоны ( / ’ ) — 33,51°С
Расчет промежуточных участков производится аналогичным образом, причем все зоны с нечетными номерами рассчитываются как зона I с той разницей, что температура масла на входе в зону III и другие нечетные зоны определяется по формуле (5.21)
z~«	/ И I II II
ЯП _^/fII + Сг53 *\м
,Л'	г 4. Г11
GnII + G53
а все зоны с четными номерами — как зона II с температурой масла на входе:
,11 _G„I '(2м + G51	+ G82 '*1м
Мл, “------------—---------------•
В результате расчета последнего участка получаются следующие величины:
•	расход масла через пучок (GbXVI) — 81,36 м3/ч;
•	скорость масла (wM) — 0,670 м/с;
•	коэффициент теплоотдачи со стороны масла (0Си) — 354,2 Вт/(м2-К);
•	коэффициент теплоотдачи со стороны воды (0СЛ) — 7757,3 Вт/(м2-К);
•	коэффициент теплопередачи (К) — 322,2 Вт/(м2-К);
•	температура масла на выходе из зоны (/* ') — 44,80°С;
•	температура масла в точке смешения потоков на выходе из аппарата (/2,;) — 45,38°С.
Рассчитываем точность итерации по температуре масла на выходе из маслоохладителя по отношению к температуре, заданной в п.П.2:
е =
45,00-45,38
45,00
•100 % = 0,8 %,
что не соответствует требуемой величине е — 0,5%. Очевидно, что расчет аппарата необходимо повторить с п.П.2 с новым значением температуры масла на выходе из аппарата (/2и) — 45,38 °C и продолжать итерационный процесс до получения требуемой точности расчета.
Окончательные результаты расчета аппарата:
•	температура масла на выходе из аппарата (/2jH) — 45,40 °C;
•	скорость масла (и>„) — 0,625 м/с;
•	тепловая нагрузка аппарата (0 — 386,95 кВт;
•средневзвешенный коэффициент теплоотдачи со стороны масла (а,,)—406,3 Вт/(м2К);
•	средневзвешенный коэффициент теплоотдачи со стороны воды (а„)—7354,5 Вт/(м2-К);
•	средневзвешенный коэффициент теплопередачи (К) — 363,0 Вт/(м2-К).
Пример 5.4. По данным примера 5.3 рассчитать полное гидравлическое сопротивление маслоохладителя МБ-63 со стороны воды и масла.
По уравнению теплопередачи (3.5) определяем среднелогарифмический температурный напор в маслоохладителе:
в_= 386950 с
KF 363,0 • 63,7
Средняя температура масла:
' лГ = (* 1.и +12л,) / 2 = (55,0 + 45,4) / 2 = 50,2°С.
Средняя температура воды"
*вР =	~^ = 50,2- 16,73 = 33,47°С.
По таблицам теплофизических свойств воды при ее средней температуре вычисляем теплофизические характеристики: плотность рв = 994,48 кг/м3; кинематическая вязкость ve = 0,754-10^ м2/с.
Число Рейнольдса:
Иев
Weden
1,6-0,014
0,754-10-6
= 29 708,2.
Полное гидравлическое сопротивление водяного тракта гладкотрубного масло охладителя рассчитываем по зависимости (5.13):
994,481,б2
х-----------= 27,8 кПа.
2
По формуле (2.49) находим среднюю температуру стенки трубок поверхности теплообмена:
( I	\	2
еп Q 1 К,-<*«„) С,	386950
Си, = С + —----+ —------——— = 33,47 +---------------------X
2Xt.,„d2 J л-0,014-2,077-651
1	(0,016-0,014)-0,0142 " „ЛАЛО„
х ------+ -^------------------- =34,41° С.
7354,5	2-104,7-0,015 2
к ’
Используя графики на рис.5.12, по средней температуре стенки и средней температуре масла находим его плотность р.„ = 875,0 кг/м3; коэффициент кинематической вязкости масла v„ = 2,1-10 5 м2/с; коэффициенты динамической вязкости масла = 0,0184 Па-с и цем = 0,0438 Па-с. Число Рейнольдса для масла:
^=2^ = О^5-О,О16 = ум 2,1-10-5
По формуле (5.15) определяем коэффициент ;
\0,56Яе®'15
57
х 0.56-476,2°’15
571.412
z "Pi
2
10
10
1111111111
30L412+36l-412+421’412+48L412+54l412+601’412+661-412+721-412+78,’412+841-412.
=1,196.
По формуле (5.14) находим гидравлическое сопротивление для одного ряда гладких трубок, обтекаемых снаружи потоком масла:
230 |	0,67
476,21’2	476,2015
0,0160 у5
0,0078 J
0,0184
0,0438
•1,196-875,0-0,625
= 268,68 Па.
Полное гидравлическое сопротивление межтрубного тракта маслоохладителя с перегородками типа «диск-кольцо» определяем по формуле (5.18)
\ 2 0,027
0,018 ,

16-268,68 1Л 16
----------10+—•
875-0,625 2	2
\2 ( \2
0,027	2 0,027
—  •-+ -----------
0,082 J 2 [ 0,035 >
х875-0,625 2 =49,6 кПа.
Пример 5.5. Определить поверхность теплообмена и размеры маслоохладителя с воздушным охлаждением.
Исходные данные
Марка масла — турбинное Т22
Материал трубок - алюминиевый сплав с коэффициентом теплопроводности = 104,7 Вт/(м-К) Объемный расход масла G,, = 0,028 м3/с Объемный расход воздуха Ge - 83,3 м3/с
Начальная температура масла г,„ = 65 °C Номинальная (требуемая) температура масла на выходе из аппарата гХи = 40 °C
Начальная температура воздуха /,„ = 10 °C
Наружный диаметр трубок d„ = 0,025 м
Внутренний диаметр трубок de„ = 0,019 м Тип оребрения — накатные круглые ребра
Высота ребра h = 8 мм
Средняя толщина ребра 5со = 0,6 мм
Поперечный шаг трубок в пучке St = 48 мм
Средняя температура масла:
= ('1л, +	)/2 = (65 + 40)/2 = 52,5 °C.
Тогда теплоемкость масла (срм), определенная по этой температуре, составит 1,962 кДж/(кг-К), а плотность (р.„) — 874,4 кг/м3.
Количество теплоты, передаваемой в маслоохладителе, рассчитываем по уравнению (5.1)
Q=GMcpMpM(hM ~hM )= 0,028-874,4-1,962.(65-40)= 1200,9 кВт.
По входной температуре воздуха определяем теплоемкость и плотность воздуха [39]: сри = 1,005 кДж/(кг-К) и рв = 1,247 кг/м3. Тогда температуру воздуха на выходе из аппарата находим по формуле (5.47)
Q
г2в = he + —-—- = Ю +-------——---------= 21,6° С;
GePnePe 83,3 • 1,005 • 1,247 о* ptf * О	17	7
его средняя температура равна
tCeP = (he+t2e )/2 = (10+ 21,6)/2 = 15,8°C;
Новые значения теплоемкости (срв) и плотности воздуха (pj при средней его температуре 15,8 °C составят 1,005 кДж / (кг-К) и 1,229 кг/м3 соответственно. Тогда получим новое значение температуры воздуха на выходе из аппарата:
,2.^+S_ = 10+----------------= 21,67°С
G.c„p, 83,3 1,005-1,229
а точность расчета этой температуры:
21,67-21,60
21,60
е =
= 0,003, что требует второго цикла итерации.
Новое значение средней температуры:
tCeP = (he + '2в )/2 = (10 + 21,67 )/2 = 15,84°С.
Новые значения теплоемкости (cj и плотности воздуха (pj при средней его температуре 15,84 °C составят 1,005 кДж/(кг-К) и 1,230 кг/м3соответственно. Тогда новое значение температуры воздуха на выходе из аппарата:
Q
t2e = +----------= W +-------1^2-------= 21,69° С,
Gec р 83,3-1,005-1,230
а точность расчета этой температуры:
21,69-21,67
21,67
= 0,0001,
что гораздо лучше принятой точности расчета — 0,001. Принимаем для дальнейшего расчета температуру tle = 21,69 °C и среднюю температуру воздуха:
tCeP = (h, +*2в )/2 = ( Ю + 21,69 )/2 = 15,84°С.
В соответствии с рекомендациями разд. 5.3.2 принимаем величину скорости масла в трубках w* = 0,8 м/с, а скорость воздуха в межтрубном пространстве = 10,0 м/с.
По средним температурам масла и воздуха определим теплофизические характеристики, необходимые для расчета теплоотдачи: коэффициенты теплопроводности, кинематической вязкости, число Прандтля, а также число Рейнольдса. Соответствующие значения этих величин:
для масла = 0,1267 Вт/(м-К); ул, = 19,725-10 6 м2/с; Ргм = 266;
ReM=^^ = °’8.-.°’019 =770,6; v,„	19,725-10’6
для воздуха = 0,0254 Вт/(м-К); V, = 14,534-10-6 м2/с;
№0^X025 =17201>0
Ve 14,534-10“б
Далее вычисляем коэффициент теплоотдачи со стороны масла по формуле для гладкой трубки с установленным внутри интенсификатором в виде проволочной спирали (см. Приложение 1):
а„ = 0,102Ке°’8 • Рг^’21 •	= 0,102-77O.60’8 -2660'27 - °’- — = 626.3 Вт/(м2-К).
dm	0.019
Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха для оребренной трубки вычисляем по соответствующей формуле Приложения 1:
= 0,99Re^675 - — = 0,99-17 201,00,675 - -°—= 727,0 Вт/(м2-К).
е “ d„	0,025
Коэффициент теплопередачи в аппарате находим по формуле (1.25)
1 1
= 333,2 Вт/(м2-К).
1	0,025 - 0,019	1	7
К =
1	d„ ~ de„	1
®jh 2^,пр	ОС,
626,3	2-104,7	727,0
Для расчета среднелогарифмической разности температур подсчитаем величины Д^ и Д/.„: Д/й =	-1 и = 65,00 - 21,69 = 43,31 °C; Д/л = t -1 lg = 40,00 -
-10,00 = 30,00 °C.
Вспомогательные величины Р и R составят соответственно:
р_‘2в~‘1в_ 21,69-10
Z L„-Z 1в 65,00-10,00
*1» -f2M _ 65,00-40,00 t2e-tu 21,69-10.00
По графику на рис. 1.17 при перекрестном токе находим поправку Ед< — 0,97. Тогда среднелогарифмический температурный напор определим по формуле (1.35) с учетом поправки:
=	31-30,00.
|„^L	1п«Д1
Д/	30,00
Поверхность теплообмена маслоохладителя определим из уравнения теп лопередачи:
f=X = I2OO^ = 1()25 м2
Kbt 333,2-35,16
Суммарное проходное сечение для масла:
SM =GM/wM =0,028/0,8 = 0,0347 мI. 2, а число трубок:
0.0347-4 =1223.,22дт nd.„ 3,14- 0,0192
Длина пути масла в маслоохладителе:
102,5
I. =---—----=-----—--------= 14 1 м.
Л' ndnnx 3,14-0,019-122
В качестве расчетного принят внутренний диаметр трубки, поскольку уровень теплоотдачи по маслу ниже, чем со стороны воздуха.
Коэффициент стеснения потока трубками определяем по формуле (5.51)

„	1 н
r|t =1-------
S.
0,025
0,048
0,008-0,0006
0,025 • 0,0035
= 0,422.
d t н
Площадь по фронту набегающего потока воздуха, рассчитанная по формуле (5.50):
83,3
S„ =	= 19,75 м2,
Ю-0,422
активная длина трубок:
^=7^ = 719,75 = 4,44 м.
Округляем полученное значение до величины I = 4,5 м.
Ширина маслоохладителя, рассчитанная по формуле (5.52):
b = s «/ lmP = 19,75 / 4,5 = 4,39 м.
Число рядов трубок в поперечном к ходу воздуха направлении определяем по формуле (5.53)
И1 = b / Si = 4,39 / 0,048 = 91,4 = 91.
Число ходов по маслу находим по соотношению (5.54) ^=^/^=14,1/4,5 = 3,1 = 3.
Число рядов трубок в поперечном направлении, приходящихся на один ход по маслу, рассчитаем по формуле (5.55):
л1д. = п1/ zx = 91 / 3 = 30,3 = 30.
Число рядов трубок в продольном к ходу воздуха направлении — по формуле (5.56):
п2 = пх / п1х = 122 / 30 = 4,1 = 4, а общее число трубок маслоохладителя:
птр =п1 • «2= 91-4 = 364 шт.
Поскольку ширина маслоохладителя получилась более 2,770 м, целесообразно разделить маслоохладитель на две секции шириной 2,200 м и длиной 4,500 м каждая, подключенных параллельно по маслу и воздуху.
5.5. Контрольные вопросы
Для выполнения каких функций предназначена система маслоснабжения турбоустановок?
2.	Какие элементы входят в состав системы маслоснабжения?
3.	Для выполнения какой функции предназначены маслоохладители?___________________________________________
4. Какие схемы охлаждения применяются в системах маслоснабжения турбоустановок?
5.	Какие теплоносители применяются для охлаждения масла?
6.	В чем заключаются недостатки разомкнутой системы водяного охлаждения?______________________________________
7.	Для чего применяется оребрение трубок поверхности теплообмена кожухотрубных маслоохладителей?
8.	Как различаются аппараты воздушного охлаждения по размещению вентилятора?__________________________________
9.	Какие среды применяются в качестве промежуточных теплоносителей в системах маслоохлаждения ГТУ и почему?
10. Каковы основные элементы конструкции маслоохладителей?
Глава
6
ТЕПЛООБМЕННЫЕ
АППАРАТЫ ГТУ
6.1.	Общие положения
6.1.1.	Назначение и классификация аппаратов
Теплообменные аппараты в составе газотурбинных установок можно разделить на две группы: включенных и не включенных в цикл ГТУ [8,40].
К первым относятся регенераторы (воздухоподогреватели, или рекуператоры), возвращающие в цикл часть теплоты выхлопных газов (см. рис. 1.4). Также включены в цикл и цикловые воздухоохладители, устанавливаемые между группами ступеней циклового компрессора, повышающего давление воздуха перед подачей в камеру сгорания (см. рис. 1.5). Снижение температуры воздуха на входе в компрессор уменьшает его работу сжатия. Таким образом, оба эти вида теплообменников предназначены для увеличения КПД и полезной работы цикла. Первое уменьшает расход топлива, т. е. повышает экономичность ГТУ, а второе снижает расход рабочего тела, что уменьшает размеры проточной части турбомашин ГТУ.
Теплообменники, не включенные в цикл, более многочисленны. К ним относятся:
•	маслоохладители, отводящие в окружающую среду теплоту трения в подшипниках, а также теплоту, принимаемую маслом при омывании ряда деталей ГТУ — шеек роторов, стенок картеров подшипниковых узлов, органов регулирования и т.п;
•	воздухоохладители-кондиционеры охлаждающего воздуха, обеспечивающие ГТУ хладагентом для системы охлаждения высокотемпературных деталей — сопловых и рабочих лопаток, роторов;
•	утилизационные подогреватели воды, позволяющие использовать теплоту выходных газов, например, для теплофикационных нужд;
•	подогреватели топливного газа, увеличивающие теплоту, подводимую в камере сгорания, за счет увеличения энтальпии топливного газа. Источниками этой теплоты могут быть охлаждающий воздух системы охлаждения или выхлопные газы.
Перечисленные теплообменники второй группы в основном предназначены для обеспечения надежности и работоспособности ГТУ (маслоохладители, воздухоохладители), но влияют также на топливную экономичность ГТУ (подогреватели топлива) и общее энергосбережение (утилизационные водоподогреватели).
Несмотря на то, что формально эти теплообменники в цикл не включены, однако и эта группа теплообменников влияет на экономические показатели и показатели мощности ГТУ, поскольку источником теплоты, отводимой или подводимой в них, являются процессы преобразования или передачи энергии в устройствах ГТУ, т. е. цикловые процессы, следовательно, в конечном счете — топливо. Это обстоятельство отражено, в частности, в одном из методов экспериментального определения мощности ГТУ — методе энергетического баланса [40, 41].
6.1.2.	Теплоносители
Теплоносители теплообменников первой группы одновременно являются рабочими телами турбомашин ГТУ — турбин и компрессоров.
В регенераторах в качестве первичного теплоносителя используются выхлопные газы турбины, а вторичного — сжатый воздух после циклового компрессора.	«
С начального периода развития регенеративных ГТУ известны схемы систем регенерации с промежуточным контуром, заполненным третьим (промежуточным) теплоносителем, в качестве которого могли использоваться стойкие к высоким температурам жидкости — жидкие металлы, дифенильные смеси, кремнийорганические жидкости, селитряные смеси.
В цикловых воздухоохладителях один из теплоносителей — сжатый в компрессоре воздух, а другой, как правило, — вода из природного источника или из замкнутой системы (оборотная), иногда — атмосферный воздух.
Сочетания теплоносителей в теплообменниках второй группы весьма разнообразны: охлаждающий воздух — вода, охлаждающий воздух — атмосферный воздух, выхлопные газы — сетевая вода, охлаждающий воздух — топливный газ, выхлопные газы — топливный газ. В ГТУ, входящих в состав парогазовых установок, возможно охлаждение воздуха низкотемпературным паром из паротурбинной части установки.
Наиболее важные с точки зрения проектирования и расчета теплообменников свойства теплоносителей — плотность, удельная теплоемкость, коэффициент теплопроводности, динамический коэффициент вязкости. Все они зависят от температуры, а плотность газов, кроме того, и от давления. Вязкость жидкостей падает с ростом температуры, а газов — возрастает. Теплоемкость и теплопроводность с ростом температуры возрастают. Для эффективной теплопередачи теплоносители должны обладать большими плотностью, теплоемкостью и теплопроводностью. Наилучшее сочетание этих свойств у жидких металлов, а из числа «обычных» теплоносителей — у воды.
Теплофизические свойства водяного пара приведены в [38]. Таблицы теплофизических свойств сухого воздуха и воды приведены в [1], а формулы для их расчета — в [48].
Свойства сжатого воздуха при давлениях, характерных для ГТУ, не зависят от давления, однако при расчетах охладителей охлаждающего воздуха необходимо учитывать возможность конденсации паров воды, содержащихся в атмосферном воздухе, так как при понижении температуры парциальное давление паров воды может превысить давление насыщения при данной температуре. Теплота этого фазового перехода должна быть учтена в тепловом балансе охладителя.
Г азы — рабочее тело ГТУ и теплоноситель в регенераторах — являются смесью стехиометрических продуктов сгорания топлива и воздуха. Состав этой смеси зависит от состава топлива (для газообразных топлив различия малы) и в основном от коэффициента избытка воздуха в камере сгорания ГТУ. Величина этого коэффициента определяется главным образом температурой газов перед турбиной ГТУ (т. е. за камерой сгорания), и чем она выше, тем меньше коэффициент избытка воздуха. В современных ГТУ коэффициент избытка воздуха составляет 4...7. Для приближенных расчетов допустимо принимать следующий состав газов (в массовых долях) [8]: диоксид углерода — 3,4 %; пары воды — 2,5 %; азот — 75,8 %; кислород — 18,3 %. Сопоставив эти данные с составом атмосферного воздуха (азот — 76,8 %; кислород — 23,2 %), можно сделать вывод, что различие их составов невелико и для такого рода расчетов возможен перенос табличных данных по свойствам и формул для воздуха на свойства газов.
При рассмотрении эксплуатационных свойств газов — рабочих тел ГТУ —следует учитывать наличие в их составе коррозионно-активных примесей — оксидов серы, оксидов углерода, оксидов азота, а также частиц окалины и пылевых частиц. Содержание и фракционный состав последних нормируется (для циклового воздуха) в соответствии с [42]: остаточная запыленность после очистки в фильтрах не должна быть более 0,3 мг/м3, при кратковременных превышениях — не более 5 мг/м3; максимальный размер частиц — не более 15 мкм, концентрация частиц с размером 15 мкм — не выше 0,03 мг/м3, при кратковременных превышениях — до 0,5 мг/м3.
Топливный природный газ при параметрах его подачи в камеру сгорания ГТУ можно рассматривать как смесь идеальных газов, состав которой зависит от месторождения и геологического горизонта, из которого газ добывают. Природный газ северных месторождений состоит в основном из легких углеводородов — метана (до 99 %) и этана, поэтому теплофизические свойства такого природного газа можно принимать по свойствам метана. Теплофизические свойства метана приведены в [39]. Природные газы южных месторождений и попутный нефтяной газ содержат большую долю тяжелых углеводородов (пропана, бутана, пентана). Их теплофизические свойства необходимо специально рассчитывать в соответствии с составом по свойствам отдельных компонентов, как для аддитивной смеси газов.
Кроме теплофизических свойств важнейшей характеристикой топливного газа является теплота сгорания (Q'’n, кДж/м3). Ее можно рассчитывать по обобщенной формуле:
Qn =23780 + 17540-р,„ /рЛ„3<),	(6.1)
где Рт — плотность топливного газа при нормальных условиях;
Ршлд = 1,205 кг/м3 — плотность воздуха при тех же условиях.
Реальный топливный газ может содержать пылевые частицы, капли воды, газового конденсата и масла, поэтому системы топливоподготовки ГТУ содержат влаго-, масло-, пыле- и конденсатоотделители (сепараторы).
6.1.3.	Энергозатраты на движение теплоносителей
Рассмотренное выше затрагивает только одну — основную — сторону функционирования теплообменников ГТУ — передачу теплоты и ее источники. Однако не менее важными являются вопросы о способах приведения теплоносителей в движение по трактам теплообменников, об устройствах-побудителях расхода и об источниках мощности для их привода и, наконец, о влиянии этих энергозатрат на КПД и мощность ГТУ.
В теплообменниках, включенных в цикл ГТУ, движение основных теплоносителей (циклового воздуха и выхлопных газов) обеспечивается побудителем расхода — цикловым компрессором, а его приводом служит турбина ГТУ. Следовательно, затраты мощности на преодоление гидравлических сопротивлений трактов регенераторов и воздухоохладителей, а также трубопроводов, соединяющих эти теплообменники с установкой, напрямую снижают КПД и мощность ГТУ.
Аналогичная ситуация складывается и для теплообменников, не включенных в цикл, но теплоносителями в которых являются рабочие тела турбомашин ГТУ. Охлаждающий воздух, отбираемый из циклового компрессора, движется в охладителях-кондиционерах за счет давления, созданного компрессором, выхлопные газы в утилизаторах — за счет остаточного избыточного давления за турбиной. Побудитель расхода в обоих случаях — цикловой компрессор.
Имеются теплообменники, теплоносители которых не связаны непосредственно с циклом ГТУ, но их побудители расхода получают мощность от ГТУ.
Топливный газ для ГТУ отбирается либо из магистрального газопровода, либо из системы уплотнений приводимого от ГТУ нагнетателя. Поэтому в подогревателях он двигается за счет мощности, затраченной ранее ГТУ на его компримирование перед подачей в магистральный газопровод.
6.1.4.	Влияние теплообменных аппаратов на конструкцию и компоновку ГТУ
Теплообменники, включенные в цикл, существенно влияют на конструкцию и компоновку ГТУ. В первую очередь резко увеличивается металлоемкость установки — масса регенераторов может составлять десятки тонн (иногда она соизмерима с массой самой ГТУ).
Необходимость подводить цикловой воздух от циклового компрессора в охладитель и регенератор, а затем отводить его к компрессору и камере сгорания приводит к появлению в обвязке ГТУ трубопроводов высокого давления и достаточно высокой температуры со значительным диаметром (порядка одного метра), а в конструкции турбогруппы ГТУ — патрубков отвода и подвода, для размещения которых на корпусах турбомашин необходимо увеличивать габариты ГТУ.
Тепловые расширения горячих воздуховодов и газоходов требуют применения специальных подвижных опор и подвесок, а также системы компенсаторов для ослабления силового воздействия трубопроводов на ГТУ.
Нередко для облегчения изготовления и транспортировки к месту монтажа регенератор выполняется из двух секций меньшей массы и габаритов. Однако при встраивании двух секций в схему ГТУ число трубопроводов удваивается и громоздкость обвязки увеличивается, хотя за счет ее симметричности силовое воздействие трубопроводов на ГТУ и температурные перекосы на корпусных деталях уменьшаются.
Трубопроводы, проходящие через пространство машинного зала, затрудняют обслуживание и ремонт ГТУ, увеличивают тепловыделения в него, для размещения трубопроводов необходимы дополнительные площади.
Для облегчения взаимной компоновки воздуховодов и камеры сгорания она выполняется, как правило, не встроенной, а выносной.
Перечисленные обстоятельства резко увеличивают громоздкость ГТУ и зачастую она выполняется на высоких фундаментах, что увеличивает затраты на строительство.
Крупногабаритные теплообменники — регенераторы, находящиеся вне зданий, требуют для своего размещения дополнительной территории.
Наличие промежуточного воздухоохладителя в схеме ГТУ приводит к заметному усложнению конструкции ГТУ: в первую очередь усложняется корпус компрессора, который при этом разделяется на две части с крупными патрубками отвода и подвода воздуха, появляются два трубопровода, соединяющих компрессор с охладителем воздуха, наконец, сам охладитель — достаточно крупный теплообменник. Необходимы система подачи охлаждающего агента (обычно это вода) с насосами и фильтрами, а также источник охлаждающей воды, или, в свою очередь, система ее охлаждения на основе градирен или аппаратов воздушного охлаждения. Однако промежуточное охлаждение имеет ограниченное применение лишь в крупных энергетических ГТУ, работающих в базовом режиме, для которых экономическая эффективность особенно важна, а конструктивное усложнение и увеличение массы и габаритов второстепенны.
Присутствие в составе ГТУ крупных теплообменников увеличивает тепловую инерционность установки, ухудшая маневренность и требуя особых приемов проведения пусков ГТУ, вплоть до включения в состав ГТУ специальной системы предварительного подогрева регенератора для снижения опасности термоусталостных повреждений. В транспортных ГТУ теп-
лообменники снижают приемистость ее как двигателя при разгонах и ухудшают ее тормозные свойства.
В целом можно сделать вывод, что введение теплообменников в цикл и схему значительно улучшает экономические показатели ГТУ, однако при этом теряются ее преимущества по сравнению с другими тепловыми двигателями — относительная простота, легкость, компактность, маневренность. При наличии теплообменников в составе ГТУ она не может быть выполнена в виде единого транспортабельного блока высокой заводской готовности.
Теплообменники, не включенные в цикл, существенного непосредственного влияния на компоновку и конструкцию ГТУ не оказывают, так как обычно размещаются вне ее. Однако они увеличивают площадь машинного зала и размеры территории, необходимой для размещения установки. Это особенно заметно при использовании аппаратов воздушного охлаждения в качестве маслоохладителей и охладителей-кондиционеров охлаждающего воздуха.
6.1.5.	Влияние теплообменных аппаратов на эффективность работы ГТУ
Регенераторы
В ГТУ простого цикла рост КПД и удельной полезной работы может быть обеспечен ростом начальной температуры газа перед турбиной [8,40]. Так, при уровне температуры 900 °C, рост ее на 100 °C дает прирост КПД с 0,29 до 0,33, т.е. на 13,7 % (относительных), а при уровне 1 100 °C — с 0,36 до 0,38, т. е. на 5,5 %. Видно, что хотя КПД ГТУ простого цикла и растет с ростом температуры, но степень этого роста убывает. Кроме того, при росте начальной температуры необходимо решать проблему выбора материалов ряда ответственных деталей турбин (жаровых труб камер сгорания, сопловых и рабочих лопаток, роторов) и параллельно принимать меры по организации их глубокого охлаждения.
При работе ГТУ по простому циклу выхлопные газы имеют значительный тепловой потенциал. Так, ГТУ с номинальной полезной мощностью 25 МВт, при расходе рабочего тела 103 кг/с и температуре выхлопных газов 467°С, сбрасывает в окружающую среду с температурой 15 °C более 50 МВт теплоты, что соответствует расходу газообразного топлива более 1 кг/с (здесь приняты теплоемкость выхлопных газов 1,13 кДж/(кг • °C) и теплота сгорания топлива 50 МДж/кг). Бесполезно теряемая теплота может быть частично использована в утилизаторах теплоты или возвращена в цикл с помощью регенераторов.
Введение в цикл ГТУ регенерации выхлопного тепла позволяет снизить расход топлива, т. е. повысить КПД без роста начальной температуры и, следовательно, без повышения требований к жаропрочности материалов.
Известно [40], что эффективность работы регенератора, как средства возврата в цикл ГТУ теплоты выхлопных газов, оценивается по величине степени регенерации, определяемой как отношение количества теплоты, фактически переданной воздуху, к количеству теплоты, которое теоретически можно было бы передать, при полном использовании располагаемого температурного потенциала. Пренебрегая различием расходов газов и воздуха и их теплоемкостей, степень регенерации определяют в виде соотношения разностей температур
Г _ $2втд
где — температура выхлопных газов на входе в регенератор;
и — температуры воздуха на входе и выходе регенератора соответственно.
Легко видеть, что степень регенерации — это коэффициент Р в общей теории теплообменников (см. разд. 1.8 и 1.10).
По определению степень регенерации изменяется в пределах от 0 (отсутствие регенератора) до 1 (регенератор с бесконечно большой поверхностью). Реальные значения степени регенерации (г) — 0,65...0,85.
Рост КПД турбины при введении регенераторов можно оценить по данным [8]. Если принять г = 0,8 , то при температуре газов перед турбиной 900 °C КПД составляет 0,32 (рост за счет регенерации в сравнении с простым циклом на 10 %), а при дополнительном увеличении температуры на 100”С — 0,36 (прирост еще на 9 %). Те же величины при температуре газов 1 100 °C составляют 0,40 и 11 %; 0,43 и 7,5 % соответственно.
Сопоставление этих данных с приведенными выше для простого цикла показывает, что регенерация наряду с увеличением КПД турбины усиливает также и влияние роста температуры на КПД. Регенеративные ГТУ приближаются по КПД к паротурбинным установкам и двигателям внутреннего сгорания.
Регенерация влияет не только на КПД цикла ГТУ, но и на другие важные его параметры: на удельную полезную работу и связанный с ней расход рабочего тела, а также на оптимальную степень повышения давления в цикле.
Удельная работа цикла непосредственно от степени регенерации не зависит. Но с ростом последней уменьшается оптимальная (т. е. соответствующая максимальному КПД) степень повышения давления в цикле, а это приводит к увеличению удельной полезной работы. Данное обстоятельство может иметь двоякое положительное следствие. При заданной мощности ГТУ уменьшается расход рабочих тел турбомашин установки — воздуха в компрессоре и газов в турбине, что при проектировании их проточных частей приводит к уменьшению высоты лопаточного аппарата. Если же зафиксирован расход рабочего тела — возрастет мощность ГТУ.
Уменьшение оптимальной степени повышения давления в цикле также
влечет ряд положительных последствий: уменьшается число ступеней циклового компрессора ГТУ, укорачиваются и ужесточаются ротор и корпус компрессора, уменьшаются их массы и т.д. При невысокой степени сжатия температура сжатого воздуха также понижается, что ослабляет требования к материалам деталей на выходе из компрессора и в то же время «качества» сжатого воздуха как хладагента системы охлаждения ГТУ улучшаются.
Связь степени регенерации с величиной поверхности теплообмена регенератора выражается зависимостью [43]
р _ ^возО ' рвозд 1*	(g 2)
” К 1-г ’
где Geojd — расход воздуха в ГТУ;
с, возд — теплоемкость воздуха;
К — коэффициент теплопередачи в регенераторе.
Практикум. Оценим по формуле (6.2) величину поверхности теплообмена ре- * генератора для ГТУ.
Примем расход воздуха в ГТУ (Свга()) — 103 кг/с, значение коэффициента теплопередачи (/Г) — 75 Вт/(м2-°С) и теплоемкость (с „) — 1,13 кДж/(кг-°С). Тогда при степени регенерации 0,65 поверхность (F) равна 2882 м2, а при 0,8 — 6207 м2.
Для оценки массы регенератора используем удельный показатель — полную массу теплообменника, приходящуюся на единицу поверхности теплообмена. По данным [7], для регенераторов прошлых периодов разработки он составляет 15...40 кг/м2, для современных пластинчатых регенераторов — 13...16 кг/м2, для современных трубчатых регенераторов — 14... 17 кг/м2. Приняв удельную поверхность 15 кг/м2, получаем массу регенераторов для вышеприведенных примеров 43230 и 93105 кг соответственно.
Оценим также влияние степени регенерации (г) на величину поверхности теплообмена (Г) методом малых отклонений по коэффициенту влияния, полученному на основе формулы (62)
к -_L.	(б.з)
1-г
Тогда при г = 0,65	= 2,86, при г = 0,8 к^,.- = 5,00. Это означает, что при
росте г с 0,65 до 0,7, т. е. на 7,7 %, рост поверхности составит 2,86-7,7 = 22 %, а при росте с 0,8 до 0,85 — соответственно 6,2 % и 31 %. Ясно, что и масса регенератора возрастет в этих же пропорциях.
Из полученных результатов видно, что при весьма значительных абсолютных значениях поверхности теплообмена (и массы) регенератора она быстро увеличивается с ростом степени регенерации. Соотношение коэффициентов влияния показывает, что при высоких степенях регенерации степень роста поверхности почти в два раза выше. При больших степенях регенерации поверхность растет еще быстрее. Соответственно возрастает и масса регенератора.
Наряду с очевидной выгодой применения регенерации она вызывает и ряд негативных последствий. Кроме рассмотренных ранее усложнения конструкции ГТУ, увеличения металлоемкости и ухудшения динамики — это еще и рост гидравлических потерь в трактах ГТУ за счет появления гид-
равлических сопротивлений дополнительных участков тракта в виде воздуховодов от компрессора к регенератору и от регенератора к камере сгорания, дополнительного сопротивления удлиненного газохода выхлопного тракта ГТУ, а также гидравлических сопротивлений газового и воздушного трактов регенератора.
Дополнительные гидравлические потери в тракте регенеративной ГТУ могут составлять 3...7 % (абсолютных). Расчеты показывают, что дополнительные гидравлические потери в схеме регенеративной ГТУ могут существенно снизить рост КПД. Однако с ростом температуры газов перед турбиной ГТУ отрицательное влияние гидравлических сопротивлений ослабевает.
Кроме ухудшения показателей ГТУ из-за роста гидравлического сопротивления тракта регенератор может негативно влиять на ее работу за счет появления утечек циклового воздуха через неплотности тракта высокого давления на сторону низкого давления и далее через выхлопную трубу в атмосферу. Указанные неплотности возникают в основном вследствие развития термоусталостных трещин в сочетании с газовой коррозией. Поскольку на сжатие циклового воздуха тратится работа самой ГТУ, эти утечки вызывают прямые потери КПД и мощности. О величине утечек судят по скорости падения давления в регенераторе, замеренной при его пневмоиспытании.
Подводя итоги изложенному, можно сделать вывод, что влияние наличия регенератора в цикле и схеме ГТУ на показатели эффективности ее работы чрезвычайно многофакторно и противоречиво, потому отношение к применению регенераторов в ГТУ прошло за обозримый период развития ГТУ несколько стадий: от осторожно-негативного до осторожно-позитивного. В настоящее время модернизация нерегенеративных ГТУ с переводом их на регенеративный цикл и переоснащение регенеративных ГТУ регенераторами новых типов рассматривается как один из перспективных методов повышения экономичности ГТУ.
Окончательный вывод о применении регенерации в цикле ГТУ и об оптимальной величине степени регенерации можно делать только по результатам широкого технико-экономического анализа проекта ГТУ. При этом ключевым является вопрос о назначении ГТУ — стационарная или транспортная, энергетическая или приводная, для базовой нагрузки или пиковая.
Промежуточные воздухоохладители
Термодинамическая эффективность циклов с промежуточным охлаждением циклового воздуха обусловлена приближением процесса сжатия к изотермическому [43], а в целом приближением цикла к циклу Карно, который, как известно, имеет наибольший КПД.
Промежуточное охлаждение увеличивает как КПД, так и полезную работу цикла, причем одновременное введение регенерации усиливает этот
(6.4)
эффект [43]. Однако оптимальная степень повышения давления для таких циклов возрастает. Действительная эффективность промежуточного охлаждения несколько снижается за счет действия гидравлических потерь на дополнительных участках тракта ГТУ — воздушном тракте охладителя и воздуховодах.
Известны перспективные проработки безрегенеративных ГТУ сложных циклов и схем, включающих многоступенчатое промежуточное охлаждение и многоступенчатый промежуточный подогрев, что в сочетании с предельно высокими начальной температурой газа и степенью сжатия должно вывести КПД таких ГТУ на уровень соизмеримый или даже больший, чем у паротурбинных установок. Но тогда и громоздкость, и металлоемкость тоже будут соизмеримы.
Подогреватели топлива
Подогреватели топливного газа в системе топливоподачи ГТУ выполняют две взаимосвязанные функции: во-первых, повышение температуры — для испарения жидких фракций тяжелых углеводородов и предотвращения образования отложений кристаллогидратов в топливном тракте; во-вторых, увеличение энтальпии топлива. Роль последнего видна из формулы для КПД турбины [40,43]
N
Ппу =-------------7
Gr -Q'p + GT iT где TV — мощность ГТУ;
Gt 'Qp — химическая теплота, подведенная топливом;
GT iT — физическая теплота, подведенная топливом;
Gr— расход топлива;
Q" — низшая рабочая теплота сгорания;
Ту — энтальпия (теплосодержание) топлива.
Ясно, что увеличение энтальпии топлива позволяет уменьшить его расход. При этом, если для подогрева топлива используется сбросная теплота — теплота выхлопных газов или теплота охлаждающего воздуха, то выгода подогрева топлива очевидна.
Уровень нагрева топлива в диапазоне 65...300 °C определяется температурным потенциалом источника теплоты, допустимой потерей давления топлива, а также конструктивной и технико-экономической целесообразностью увеличения поверхности теплообмена подогревателя. В то же время имеются ограничения уровня нагрева, связанные с местоположением подогревателя в топливном тракте, которые будут пояснены далее.
Выбор места размещения подогревателя топлива в топливном тракте ГТУ представляет определенные затруднения: установка подогревателя до органов регулирования подачи топлива создает опасность их перегрева, установка же его между топливораздаточными устройствами камеры сгорания и органами регулирования увеличивает объем этой части тракта за
счет объемов самого подогревателя и трубопроводов подвода и отвода и тем самым может сказываться на динамике регулирования работы ГТУ.
При подогреве топлива выхлопными газами ГТУ подогреватель может устанавливаться непосредственно в выхлопном тракте с использованием теплоты всего потока выхлопных газов или на ответвлении от выхлопного тракта, т. е. на байпасе. Последнее предпочтительнее, так как позволяет регулировать расход выхлопных газов через подогреватель с помощью шиберных заслонок или даже полностью его отключать.
Утилизационные подогреватели воды
Утилизационные подогреватели воды устанавливаются в выхлопной тракт ГТУ и предназначены для обеспечения теплофикационных нужд промплощадки, на которой эксплуатируется ГТУ, отопления производственных зданий, близлежащих жилых поселков, теплиц и т.п. Поскольку при этом используется сбросная теплота выхлопных газов, утилизаторы повышают общую народно-хозяйственную экономичность функционирования производственных комплексов, применяющих ГТУ, за счет использования вторичных энергоресурсов. Прямой связи с преобразованием энергии в цикле ГТУ утилизаторы не имеют.
На работу ГТУ утилизаторы воздействуют вследствие появления в выхлопном тракте дополнительного аэродинамического сопротивления течению выхлопных газов. По некоторым данным аэродинамическое сопротивление утилизаторов ряда ГТУ составляет 300...800 Па, или в относительной форме 0,3...0,8 % остаточного давления выхлопных газов. Это добавочное сопротивление тракта ГТУ приводит к снижению ее КПД и мощности. Коэффициенты влияния гидравлического сопротивления выхлопного тракта на КПД и мощность для ряда ГТУ составляют:	= “ (ГО-1,3) и ЛдрДЫА.->лг.Ту = - (1,0...2,2). Оценим потерю КПД
и мощности для ГТУ при /V гту = 10 МВт и аэродинамическом сопротивлении ее утилизатора 421 Па (в относительной форме): 421/101300 -100 - 0,42 %. Коэффициенты влияния для этой ГТУ: Лд„	=-1,3;Лл„ ,,v	-2,2. Тогда сниже-
ние КПД составит 1,3  0,42 — 0,55 % (относительных), а уменьшение мощности — 2,2  0,42 = 0,92 % (92 кВт). Такие потери незначительны, в то время как полезный эффект от наличия утилизаторов составляет 4...9 МВт отведенной от выхлопных газов сбросной теплоты, что соответствует экономии 0,08...0,18 кг/с топлива.
Охладители охлаждающего воздуха
Рост характеристик ГТУ на всем пути их развития всегда был связан с ростом температуры газа перед турбиной [8], что требовало применения все более жаропрочных и жаростойких материалов для наиболее нагретых деталей начала газопламенного тракта ГТУ — жаровых труб камер сгорания и сопловых лопаток первых ступеней турбин, а также для наиболее нагруженных центробежными и газодинамическими силами вращающихся деталей — роторов и рабочих лопаток. Однако рост показателей мате-
риалов шел медленнее и для разрешения этой проблемы применялось и применяется охлаждение указанных деталей с использованием в качестве хладагента воздуха, отбираемого из циклового компрессора ГТУ. Охлаждающий воздух используется также для запирания концевых уплотнений и наддува картеров подшипников.
В современных ГТУ степень повышения давления в цикле достаточно высока, поэтому для охлаждения требуется воздух высокого давления, который после сжатия в компрессоре имеет и высокую температуру. Для ее понижения в состав ГТУ включают специальный теплообменник — охладитель-кондиционер охлаждающего воздуха. Из назначения охладителя видно, что напрямую в цикловых процессах он не участвует. Однако его работа и характеристики тесно связаны с преодолением внутреннего противоречия ГТУ с охлаждением: рост температуры повышает КПД и работу цикла, а отбор сжатого воздуха на охлаждение снижает эти показатели. Степень охлаждения воздуха определяет габариты охладителя и гидравлические потери по тракту высокого давления охладителя, которые должны быть предельно малы, поскольку они снижают давление охлаждающе- * го воздуха, т. е. его потенциал для преодоления сопротивлений элементов системы охлаждения — трубопроводов, дроссельных шайб, зазоров, щелей, каналов, отверстий, лабиринтов и т.п.
6.2.	Конструкции теплообменных аппаратов ГТУ
Практически все теплообменники в составе ГТУ поверхностные. Теплообменная поверхность компонуется из трубок или профильных листов (пластинчатые регенераторы).
Многолетняя (с 40-х годов XX века) конкуренция трубчатых и пластинчатых регенераторов привела в последнее время к тенденции постепенного вытеснения последних как менее надежных в эксплуатации. Трубки в большинстве случаев круглые, гладкие, они дешевы в собственном производстве и упрощают изготовление регенераторов. Однако известны примеры конструкций регенераторов на основе профилированных трубок с накаткой и трубок в виде змеевиков.
Большинство теплообменников по конструктивно-технологическому типу — кожухотрубные, так что принципы конструирования, расчета и изготовления их хорошо отработаны и надежны.
Оребрение трубок как метод увеличения теплопризводительности аппарата применяется в случаях резкого различия в коэффициентах теплоотдачи теплоносителей: масла и атмосферного воздуха в воздушных маслоохладителях, воды и сжатого воздуха в цикловых воздухоохладителях, сжатого воздуха и атмосферного воздуха в кондиционерах охлаждающего воздуха. В этих парах оребрение применяется со стороны второго теплоносителя. Как правило, пучки оребренных трубок — основа конструкции аппаратов воздушного охлаждения.
Металлоемкость, стоимость и трудоемкость изготовления теплообменников с оребренными трубками выше, чем гладкотрубных.
6.2.1.	Регенераторы
Исторически первой ГТУ, содержавшей трубчатый регенератор, является турбоустановка, запатентованная в 1872 г. инженером Штольце (рис. 6.1). Эта ГТУ не была работоспособна вследствие низкого КПД циклового компрессора. Эффективные ГТУ, построенные по такой (регенеративной) схеме, появились гораздо позже. Первоначально появились регенераторы кожухотрубного типа, затем пластинчатые.
Рис. 6.1. Регенеративная газовая турбина Штольце.
1 — компрессор, 2 — регенератор, 3 — турбина, 4 — камера сгорания
Технические характеристики регенераторов раннего периода приведены в табл. 6.1 — 6.3, более современных — в табл. 6.4.
Уже в во множестве первых образцов трубчатых регенераторов применялись конструктивные приемы (зачастую противоположные), позволяющие решить те или иные характерные проблемы конструкции аппаратов и компоновки их с ГТУ. Проблема выбора пространственной ориентации регенератора — вертикальной, как показано на рис. 6.2, или горизонтальной (рис. 6.3), решается с учетом оптимальной компоновки газохода и воздуховодов холодного и горячего воздуха с одновременной увязкой регенератора с элементами выхлопного газового тракта — переходными патрубками и выхлопной трубой, с конструктивными элементами — опорной рамой, системой подвески и опирания трубопроводов, а также с дополнительным оборудованием, например водяными утилизаторами теплоты.
Характеристика	Завод-изготовитель								
	British Thompson Houston	British Thompson Houston’	«Метрополитен Виккерс»*	General Electric	Allen	«Роллс-Ройс»	НЗЛ	ЛМЗ ГТ-25-700	ЛМЗ ГТ-12-3
Мощность ГТУ, кВт	2500	880	15000	5000	1000	4000	1500	25000	12000
Расход воздуха, кг/с	31,8	13,6	104,0	32.6	16,75	26,5	28,2	194,0	69,5
Степень регенерации	0,65	0,51	0,735	0,75	0,7	0,5 0.6	0,72	0,8	0,8
Давление воздуха, кгс/см2	3,7	4,32	10,0	10,5	4,5	19,25	3.58	9,7	123
Давление газа, кгс/см2	1,0	1.0	1,0	1,0	1,0	1,0	1,05	1,04	1.0
Температура воздуха на входе, °C	205	192	167	—		151	164	178	136
Средняя температура воздуха, °C	254	242,5	250	270		192,5	254.5	235	239
Температура газа на входе, °C	400	398	400		—	327	407	320	425
Средняя температура газа, °C	337,5	343,5	317	337,5	—	293	318.5	263,5	300
Диаметр трубок, мм	27	25,4/21,3	25,4/22,1	24,4/20,9	7,9/6,9	6,4/5,8	25/22	15/13	18/15
Число трубок	4350	576	12030	5000	16480	3600	6032	-	16500
Шаги разбивки трубок (треуг ), мм		41,3x44,5	32,75	31,75	11x13		35x30	—	
Длина трубок, мм	4600	7315	6400	6100	1350	2200	2800	-	-
Поверхность нагрева, м2	1730	316	6150	2430	552	160	1313	13600	6875
Объем сердечника, м3	50,5	7,5	68	21,7	4.5	0.6	23	144	90
Объем регенератора, м’	—	—	130	-	-	0,6	65.8	-	-
Использование объема	-	-	0,52	-	-	1,0	0.35	-	-
Коэф-т теплопередачи, ккал /(м2ч°С)	32,5	37	37,7	38,7		130	53	59.5	47,5
Коэф-т компактности, м2/м’	34	42	90	110	123	265	57	94	76
Отн. сопротивление с воздушной стороны, %	1,94	—	—	1,33	-	2,0	4.00	2.88	3,0
Отн. сопротивление с газовой стороны, %	2.06	—	—	3,9	6,5...7,0	8. .12	2,46	0,748	0,81
Полное сопротивление. %	4,0	-	-	5,23	-	10..14	6,46	3,63	3,81
Вес сердечника, т	-	-	67.5	-	-	-	15,15	102	-
Общий вес регенератора, т	70	-	138	-	-	-	29,55	198	153
Использование веса	-	-	0,49	-	-	-	0.513	0,52	-
Табл. 6.1. Основные технические характеристики трубчатых регенераторов ГТУ
Примечание. Звездочкой отмечены аппараты с противоточной схемой течения теплоносителей, все остальные аппараты—с перекрестным течением
Характеристика	Завод-изготовитель						
	Air Preheater*	English Electric’	нзл		«Экон омайзер»		
			ГТ-5	ГТ-700-5	ГТУ-З	ГТУ-6	ГТУ-15
Мощность ГТУ, кВт	5000	2000	6000	5000	300	600	1500
Расход воздуха, кг/с	30.6	19,1	55	45	5.3	9.2	15,6
Степень регенерации	0,75	0,6	0,8	0.75	0.5	0,65	0,75
Давление воздуха, кгс/см2	5.2	4,9	2,45	3.85	2.3	3.9	3,7
Давление газа, кгс/см2	1.05	1.0	1,12	1.03	1.03	1,09	1,06
Температура воздуха на входе, °C	214	—	—	175	116	190	182
Средняя температура воздуха, °C	—	295	157.5	285	260.5	305	306
Температура газа на входе, °C	448	—	350	468	544	545	513
Средняя температура ra ja, “С	—	422.5	222.5	362,5	449.5	431,5	389
Толщина листов, мм	1,59	0.7	1,0	1,0	0.5	0.5	1.0
Размеры листов, мм	—	508x1300	—	1450x810	532x287	700x630	1450x810
Эквивалентные диаметры d.!dt , мм	9,7/11	—	9/12	8/12.6	7,4/10	7,4/10	7,8/12
Поверхность нагрева, м'	1740	426	3400	1410	49	152	580
Объем сердечника, м’	13,6	2,3	—	8,9	0,25	0,6	3,53
Объем регенератора, м1	20,0	4,3	—	—	0,28	—	12,4
Использование объема	0,68	0,535	—	—	0.89	—	0,285
Коэффициент теплопередачи, ккалУ^-ч^С)	54.7	51	50,3	112,5	114	147	101.5
Коэффициент компактности, м2/ м Л	128	185		158	195	253	164
Относительное сопротивление с воздушной стороны, %	0,88	1,44	3,27	2,64	2,87	5,5	4,05
Относительное сопротивление с газовой стороны, %	2,0	4.27	338	4,54	3,5	5,55	3,43
Суммарное сопротивление. %	2,88	5,71	6,65	7,18	6,37	11,05	7.48
Вес сердечника, т	31	3,9	-	11,0	0,2	0,55	4.5
Общий вес регенератора, т	38.8	5.5	66,81	—	0,3	2,4	12.27
Использование веса	0,8	0.71	—	-	0,66	0,23	0,367
Табл. 6.2. Основные технические характеристики пластинчатых регенераторов ГТУ
Примечание. Звездочкой помечены аппараты с противотоком, все остальные — с перекрестным током.
Характеристика	Тип ГТУ					
	ГТ-700-5 НЗЛ	ГТК-10 НЗЛ	ГТУ-6'	ГТУ-10 ЛКЗ	Air Preheater	Harrison
Расход воздуха, кг/с	45	86	-	34	31,6	50
Температура газов, °C	462	502	-	375	448	412,5
Температура воздуха на входе, °C	175	197	-	200	214	271
Давление газов, кгс/см2	1.05	1,05	-	1,117	-	1.043
Давление воздуха, кгс/см‘	3,9	4,43	-	9,2	-	6.11
Мощность установки, МВт	4,25	10	-	4.78	5	7
Тип поверхности теплообмена	Пластинчатая профильная			Трубы оребренные	Пластинчатая ребристая	
Число ходов	—	—	2	3	-	-
Поверхность теплообмена, м"	1620	3240	177	1520	1730	-
Степень регенерации	0.7	0,7	0,65	0,77	0,75	0.807
Сопротивление со стороны газа, %	3,27	3,4	5,55	4,36	-	2,26
Суммарные потери давления, %	5	5	11.05	5,75	2,9	3,55
Объем аппарата, м’	8,75	17,5	0,722	10	13,6	-
Масса поверхности теплообмена, т	11,5	23	-	7.05	-	-
Масса теплообменника, т	19,2	38,7	2,4	196	38,8	84,5
Удельный расход металла, кг/кВт	4,53	3,67	4	4.08	7.77	12
Удельная масса, кг/м-	11,85	11,94	13,55	12.89	22.42	-
Табл. 6.3. Основные характеристики некоторых воздухоподогревателей отечественных и зарубежных ГТУ
"Соответствует перекрестной схеме течения; остальные аппараты противоточные.
Рис. 6.2. Регенератор ГТУ фирмы «Броун-Бовери»
Характеристика	Завод-изготовитель					
	«Метрополитен-Виккерс»	ЛМЗ	General Electric	British Thompson Houston	Air Preheater	English Electric
Мощность ГТУ, кВт	15	12	5	25	5	2
Степень регенерации, %	75	82	80	65	75	65
Тип поверхности нагрева	Трубчатая	Трубчатая	Трубчатая	Трубчатая	Пластинчато-ребристая	Фасонно-пластинчатая
Диаметр трубок (толщина пластин 8), мм	25,4/22,2	18/15	31,8/28,6	27/23,5	8= 1,6	8 = 0,715
Поверхность нагрева, м2	6150	5500	4270	1720	1410-возд 1730-газ	-
Вес аппарата, т	138,0	125,0	125,0	70,0	38,8	-
Занимаемый объем, мл	125,0	143,0	67,0	—	13,6	4,3
Удельная поверхность					282-возд	
нагрева, &г/МВт Вес, отнесенный к	410	460	850	690	346-газ	-
мощности, кг'МВт Объем, отнесенный к	9 200	10 400	25 000	28 000	7 780	-
мощности, м3/МВт Коэффициент	8,3	11,9	13,4	-	2,7	2,2
компактности, м2/ м’ Температура газа	49,5	38,5	64,0	-	129,0	-
вход/выход, °C Температура воздуха	400/234	412/188	471/296	400/275	448/284	—
вход/выход, °C	167/-	139/363	2АИ421	205/330	214/390	—
Скорости газа/воздуха, м/с Сопротивление с газовой	—	14/7.9	-	-	28/5 7	-
стороны, мм вод.ст. Сопротивление с воздушной стороны,		300	—	—	1000	—
мм вод.ст.	—	1000	—	—	450	—
Коэффициент теплопередачи, ккал /(м2ч-°С)		55				55	
Табл 6.4. Характеристики воздухоподогревателей
Рис. 6.3. Регенератор газотурбинной установки ГТН-9 ЛМЗ
В некоторых случаях целесообразно направить воздух с высоким давлением в трубки для разгрузки корпуса (рис. 6.4) или, наоборот, направить газы в трубки для облегчения их чистки (рис. 6.5).
Рис. 6.5. Схема регенератора ГТУ фирмы «Зульцер»
Для компенсации взаимных термических перемещений корпуса и трубного пучка на корпусе аппарата размещают торообразные компенсаторы, как это показано на рис. 6.2, или применяют сальниковый компенсатор для той же цели (рис. 6.6), либо трубный пучок выполняется из U-образных труб, что позволяет снять проблему термических перемещений (рис. 6.7).
т
Рис. 6.6. Схема регенератора ГТУ фирмы «Метрополитен-Виккерс»
Рис. 6.7. Регенератор фирмы «Роллс-Ройс»
С целью повышения тепловой эффективности для приближения к общему противотоку регенератор может проектироваться с многократным перекрестным током, который организуется с помощью внутренних перегородок (см. рис. 6.2). Можно также выполнить регенератор полностью противоточным без внутренних перегородок с продольным (относительно труб) течением теплоносителей (см. рис. 6.4).
Для упрощения монтажа регенераторы иногда выполняют в виде единого крупного блока. Часто оказывается целесообразным расчленить регенератор на секции для облегчения его изготовления и транспортировки (рис. 6.8, 6.9).
Рис. 6.8. Четырехсекционный регенератор ГТУ фирмы British Thompson Houston.
1 — вход газов, 2 — выход газов, 3 — вход воздуха, 4 — выход воздуха
Воздух
Рис. 6.9. Четырехсекционный регенератор ГТУ фирмы «Ьроун-Бовери»

Повышения тепловой мощности в трубчатых регенераторах можно добиться, применяя различные виды оребрения. На рис. 6.10 представлен регенератор с продольным оребрением трубок с газовой стороны, а на рис. 6.11 показана трубка, несущая оребрение в виде гофрированной ленты с обеих сторон.
Рис. 6.10. Регенератор с продольно-оребренными трубками.
/ — трубная доска, 2 — крышка, 3 — анкерные болты, 4 — мини-пучок трубок, 5 — оребренная трубка, 6 — стяжной хомут
Рис. 6.11. Трубка с двухсторонним оребрением из гофрированной ленты фирмы «Эшер-Висс»
В некоторых конструкциях регенераторов трубки собраны в мини-пучки с общим подводом теплоносителя, что позволяет уменьшить размеры трубной доски (рис. 6.10, 6.12).
Конструкция регенераторов может предусматривать традиционный для кожухотрубных теплообменников боковой подвод и отвод теплоносителей с использованием сегментных внутренних перегородок, как это показано на рис. 6.2, или, напротив, осевой подвод и отвод теплоносителей для придания симметричности силовым и термическим нагрузкам (см. рис. 6.3). Иногда одну из трубных досок регенератора выполняют не плоской, а конической для увеличения ее прочности, что позволяет уменьшить также ее толщину и массу (см. рис. 6.5, 6.8).
Рис. 6.12. Регенератор фирмы «Роллс-Ройс» с теплообменной поверхностью, собранной из мини-пучков
Жесткость трубного пучка и вибростойкость трубок регенераторов повышают с помощью дистанционирующих элементов — гладкой трубки, одетой поверх оребренной трубки (см. рис. 6.10), или проволоки, вплетенной между трубками (см. рис. 6.13), а также стяжного хомута (см. рис. 6.10).
Рис. 6.13. Трубный пучок регенератора ГТУ фирмы English Electric с дистанционирующей проволочной оплеткой
Для повышения компактности трубного пучка часто регенераторы изготавливаются с минимальными шагами между трубками и с трубками минимального диаметра; трубки в трубных досках закрепляются с помощью вальцовки, приварки, пайки, а также уплотнительными втулками (рис. 6.14).
Рис. 6.14. Крепление теплообменных трубок в трубной доске регенератора ГТУ фирмы «Аллен» с помощью развальцовки и втулки (футорки).
а — состояние до развальцовки, б — после развальцовки; 1 — втулка, 2 — трубная доска, 3 — теплообменная трубка, 4 — инструмент-вальцовка
Перечисленное не исчерпывает, естественно, все множество других приемов и конструктивных идей, заложенных в конструкции регенераторов.
Трубчатые регенераторы при относительной конструктивно-технологической простоте имеют два существенных недостатка: у них слишком большие масса (до 198 т) и габариты (длина трубок до 7 м), поэтому в тех случаях, когда эти параметры были критичными, стали применять регенераторы другого типа — пластинчатые.
Первоначально применялись пластинчатые регенераторы двух типов:
•	из плоских листов с прикрепленными к ним профилированными пластинами (рис. 6.15);
•	из штампованных профильных листов с выдавленными на них канавками (рис. 6.16).
В обоих случаях, когда листы собираются в пакеты, между ними образуются две системы каналов, по одной из которых движется воздух, а по другой — газы. В первом варианте расстояние между листами и размеры каналов обеспечиваются распоркой в виде плоской проволочной пружины, а во втором — за счет опирания друг на друга выштамповок соседних листов.
Рис. 6.15. Пластинчатый регенератор из плоских листов с приварным оребрением фирмы Air Preheater.
а — внешний вид регенератора, б — элементы пластинчатой поверхности теплообмена
В дальнейшем практически все пластинчатые регенераторы компоновались из профильных листов. Это связано с их большей простотой, а также с тем, что на них без особых проблем можно сформировать каналы таким образом, чтобы обеспечить противоточное движение воздуха и газов в пакете, а также тем обстоятельством, что на поверхности теплообмена могут быть выполнены дополнительные интенсификаторы в виде участков с мелким гофрированием без дополнительного усложнения технологии изготовления профильных листов. Регенераторы таких конструкций имеют меньшую массу и габариты по сравнению с трубчатыми.
Рис. 6.16. Пластинчатый регенератор из профильных штампованных листов с выдавленными канавками фирмы English Electric. а — схема течения теплоносителей в каналах поверхности теплообмена, б — элемент поверхности теплообмена
Для пластинчатых регенераторов характерен ряд недостатков. Достаточно сложна технология изготовления: необходимо формовать крупные металлические листы с большим количеством профильных канавок и гофров, а затем при сборке пакетов обеспечивать высокое качество (герметичность) большого числа сварных швов. Такие требования можно реализовать только при использовании высокопластичного и не склонного к трещинообразованию при сварке материала (в отечественной практике это весьма дорогостоящая нержавеющая сталь — 1Х18Н9Т). Профильные листы подвергаются воздействию перепада давления между сжатым воздухом и газами, а также термических напряжений (особенно при теплосме-нах), что ведет к их короблениям и образованию трещин, т. е. потере герметичности воздушного тракта регенератора. Простые и надежные методы ремонта пластинчатых регенераторов так и не были выработаны, при этом отключение неисправных элементов, как это делается в трубчатых теплообменниках — с помощью отглушения поврежденных труб, невозможно. Качественная чистка каналов между пластинами также практически невозможна.
Тем не менее на основе профильных листов был сконструирован ряд пластинчатых регенераторов. Примеры их конструкций показаны на рис. 6.17, 6.18 .
Регенератор турбины ГТК-700-4 (см. рис. 6.17), разработанный НЗЛ, состоит из шести секций, выполненых по традиционной схеме одноходовыми по газам и четырехходовыми — по воздуху, с воздушными поворотными камерами и корпусом, нагруженным давлением воздуха, причем стенки корпуса соединены болтами и стяжками. Особенность конструкции этого аппарата состоит лишь в характере теплообменной поверхности: она собрана из профильных штампованных листов, соединенных попарно свар-
кой. Секция опирается на ролики для компенсации тепловых расширений воздуховодов. Конструкция не выглядит совершенной — достоинства пластинчатой теплообменной поверхности используются слабо.
А-А
ГТ-700-4, разработанный НЗЛ.
а — газовый канал теплообменной матрицы, б— воздушный канал теплообменной матрицы; 1 —-входной патрубок по воздуху, 2 — пластинчатая теплообменная матрица, 3 — корпус, 4 — стяжка, 5—выходной патрубок по воздуху, 6—перегородка между ходами по воздуху, 7 — разделительный лист, 8 — ось опорных роликов, 9 — опорный ролик
Больший интерес представляет пластинчатый регенератор турбины ГТК-5, разработанный НЗЛ (рис. 6.18). Он выполнен горизонтальным и состоит из трех теплообменных пластинчатых матриц, в которых организовано противоточное движение теплоносителей: газов — снизу вверх, воз-цуха — сверху вниз. Поворот воздуха от горизонтального направления в подающем коробе на вертикальное в матрице происходит в каналах специальных сегментов, сформированных на профильных листах. Аналогично организован и выход из матриц. Воздухоподаюший и воздухосборный короба спрофилированы по принципу равного расхода в поперечных сечениях, что улучшает конструктивные и гидравлические показатели всей
конструкции. На наружной поверхности корпусных деталей выполнены ужесточающие ребра. Этот регенератор явился предшественником регенератора турбины ГТК-10-4.
Рис. 6.18. Пластинчатый регенератор турбины ГТК-5, разработанный НЗЛ
Современное положение с применением регенераторов в ГТУ (по отечественной практике) характеризуют следующие данные: из 16 ГТУ, служащих приводом для нагнетателей природного газа на магистральных газопроводах, и трех энергетических — регенеративными являются только пять ГТУ, входящих в состав газоперекачивающих агрегатов производства НЗЛ, из них лишь ГТК-10-4 можно считать относительно современной ( выпуска 1973 г.), хотя и весьма распространенной (в эксплуатации находятся более 700 агрегатов). Эта ГТУ также оснащена регенератором пластинчатого типа.
Регенератор турбины ГТК-10-4 состоит из двух секций (левой и правой — по ходу газов), симметрично размещенных относительно ГТУ и включенных в схему ГТУ параллельно по газам и воздуху. Общий вид одной из них (левой) представлен на рис. 6.19 [8].
Технические характеристики секции регенератора турбины ГТК-10-4:
Расход воздуха, кг/с — 42,95
Расход газов, кг/с — 43,1
Температура воздуха на входе, °C — 197
Температура воздуха на выходе, °C — 417
Температура газов на входе, °C — 499
Температура газов на выходе, °C — 280
Давление воздуха, кгс/см2 -— 4,6
Давление газов, кгс/см2 — 1,05
Гидравлические потери по воздуху, % — 2,17
Гидравлические потери по газам, % — 3,81 Суммарные гидравлические потери, % — 5,98 Степень регенерации — 0,73
Теплопроизводительность, кВт — 10062 Коэффициент теплопередачи, Вт/(м2-°С) — 120,6 Температурный напор, °C — 81,5
Поверхность теплообмена, м2 — 1024
Размеры подводящего патрубка по газам, мм — 1796x4720
Размеры отводящего патрубка по газам, мм — 1772x4720
Диаметр патрубков по воздуху, мм — 800
Масса, кг— 16045
Удельная масса, кг/ м2 — 15,7
Высота, мм — 6678
Ширина (поперек хода газов), мм — 3080
Длина (по ходу газов), мм — 1932
Высотная отметка оси патрубков по газам, мм — 3405
Высотная отметка оси патрубка подвода воздуха, мм — 6260
Расстояние между патрубками по воздуху, мм — 5722
Высотная отметка площадок опорных лап, мм — 2450
Рис. 6.19. Пластинчатый регенератор ГТК-10-4 НЗЛ.
а — общий вид, б — ход воздуха в регенераторе, в — профильные листы теплообменной матрицы; 1,2 — фланцы патрубков подвода и отвода воздуха, 3, 4 — патрубки подвода и отвода греющих газов, 5 — воздухораспределительная камера, 6 — воздухоподающий короб, 7 — воздухосборная камера, 8 — направляющие пластины (лопатки), 9—ребра жесткости, 10—опорные лапы; на фрагменте б: А-А — переход воздуха из матриц в воздухосборные камеры, Б-Б — распределение воздуха по матрицам; на фрагменте в: С-С — сечение входного и выходного сегментов матрицы, В-В — сечение по противоточным каналам газов и воздуха
Основа конструкции — два блока по три теплообменных матрицы, составленных из профильных листов (рис. 6.19, в) и образующих с корпусом сварную неразборную конструкцию. Блоки матриц разделены воздухораспределительной камерой.
Газы от турбины подводятся к регенератору по круглому газоходу диаметром 1 700 мм, заканчивающемуся перед регенератором патрубком с переходом на прямоугольный входной патрубок регенератора. Далее поток газов раздваивается для входа в блоки теплообменных матриц. На выходе регенератора по газам устанавливается блок водяных утилизаторов, затем по переходному патрубку газы отводятся в выхлопную трубу.
Воздух от компрессора подводится по круглому воздуховоду в верхний патрубок диаметром 800 мм, а далее по профилированному коробу — в вертикальную воздухораспределительную камеру. Внутри камеры имеется система направляющих пластин (лопаток) (см. рис. 6.19, 6), образующих распределительные каналы для подвода воздуха во входные сегменты теплообменных матриц. Направляющие пластины обеспечивают безвихревое движение воздуха и исключают образование застойных зон, что уменьшает гидравлические потери. Нагретый воздух из выходных сегментов блоков матриц поступает через две вертикальные воздухосборные камеры (правую и левую) к круглому выходному (нижнему) патрубку диаметром 800 мм, причем от левой камеры к патрубку идет специальный профилированный короб.
Выштамповки на соседних профильных листах образуют две системы параллельных каналов вдоль большей стороны листов для прохода газов и воздуха. Одновременно выштамповки турбулизируют потоки, что повышает теплопередачу. Газы в матрицы подводятся с меньшей стороны листов и проходят через матрицы без поворота. Воздух входит и выходит через подводящий и отводящий сегменты, образованные на концах листов за счет специальной формы каналов. В этих сегментах воздух поворачивает с поперечного направления движения на продольное — на входе и в обратном направлении — на выходе. Подводящие сегменты размещены в матрицах со стороны выхода газов, что создает практически полный противоток теплоносителей, повышающий температурный напор в регенераторе.
В конструкции секции имеются две симметричные системы опорных лап, что позволяет получить правую секцию из левой путем конструктивного «поворота» вокруг горизонтальной оси. При этом необходима перекомпоновка внутренних направляющих пластин для сохранения положения подводящего и отводящего патрубков воздуха, противотока газов и воздуха внутри регенератора и т.д. Такое конструкторское решение обеспечивает практически полную унификацию деталей правой и левой секций регенератора. На корпусе регенератора, выполненном из листов, имеется система ребер, повышающих его жесткость. Люки-лазы для доступа к теплообменным матрицам выполнены на переходных патрубках газохода. Корпус регенератора покрывается теплоизоляцией, покрытой для защиты от атмосферных воздействий листовой обшивкой.
Материал основного элемента теплообменных матриц — профильных листов — нержавеющая сталь 1Х18Н9Т, толщина листов — 1 мм. Из такого же материала изготовлен и ряд других деталей регенератора.
Пластинчатые регенераторы подвергались обширным расчетным, экспериментальным, проектно-конструкторским и технологическим проработкам. В частности, масса описанного выше регенератора после доработки была снижена с 19 645 кг до 16 045 кг. Однако упомянутые ранее недостатки пластинчатых регенераторов преодолены не были. Кроме того, следует отметить, что пластинчатые регенераторы применялись и применяются в ГТУ с невысокой степенью повышения давления (т. е. с относительно небольшим перепадом давления между сжатым воздухом и газами), тогда как в перспективных ГТУ с ростом температуры газов степень повышения давления будет расти (по условиям оптимальности показателей цикла) [8], и не исключено, что проблема прочности от дей
ствия перепада давления для пакетов из пластин станет трудно разрешимой, тем самым возможность применения пластинчатых регенераторов будет ограничена.
Тем временем развитие трубчатых регенераторов не прекращалось и за
рубежом, и в нашей стране.
На рис. 6.20 представлена схема трубчатого регенератора фирмы GEA (ФРГ), послужившего прототипом для многих аналогичных устройств. Рассмотрим ряд характерных черт этой конструкции, с которыми связаны ее достоинства и недостатки (как известно, наши недостатки — это продолжения наших достоинств).
Рис. 6.20. Схема трубчатого регенератора фирмы GEA.
1, 2 — вход и выход газов, 3, 4 — вход и выход воздуха, 5, 6 — верхняя и нижняя трубные доски, 7 — внутренние трубные перегородки, 8—корпус, 9—линзовый компенсатор, 10 — опорные лапы, 11 — опорная конструкция
Схема течения теплоносителей в аппарате — однократный ход по газам и многократный перекрестный ход по воздуху (при общем противотоке), что при числе ходов более четырех позволяет получить предельно высокий температурный напор для заданной входной разницы температур теплоносителей. Выхлопные газы движутся в трубках, а это при большом объемном расходе газов требует большой площади проходного сечения, т. е. большого числа трубок и большой площади трубной доски, а следовательно, большого диаметра корпуса. Прямой (без каких либо поворотов) ход газов по трубкам снижает гидравлические потери газового тракта.
Поверхность теплообмена образована теплообменными трубками достаточно большого диаметра (25 мм), которые при высокой жесткости и вибростойкости требуют увеличения площади трубной доски. Применение прямых гладких трубок облегчает их очистку от возможных отложений сажи и окалины на внутренней (газовой) стороне, очистка же воздушной стороны затруднительна.
Использование прямых трубок позволяет без особых конструктивных сложностей ввести интенсификаторы теплоотдачи, например, в виде винтовых или кольцевых канавок на поверхности трубок, хотя это может создать ряд проблем — протечку воздуха по зазорам в отверстиях трубных перегородок, снижение вибрационной надежности трубного пучка, затруднение его очистки.
Воздух движется в межтрубном пространстве аппарата, т. е. его высокое давление воздействует на корпус, что требует увеличения толщины стенки корпуса. Для организации ходов по воздуху применена система внутренних перегородок типа «диск-кольцо», что в сочетании с осевым подводом обоих теплоносителей обеспечивает благоприятную симметричность температурных полей в трубном пучке и на корпусе, а также симметричность силовых нагрузок; отметим, что при такой системе перегородок и таком характере подвода воздуха число перегородок может быть только четным, что не всегда оптимально в отношении выбора скорости воздуха в межтрубном пространстве. Наличие в перегородке-кольце отверстия для прохода воздуха дополнительно увеличивает площадь трубных досок и наружный диаметр регенератора. Большой диаметр трубных досок может создать проблему получения крупных цельных заготовок для их изготовления, так как не принято выполнять трубные доски составными из фрагментов из-за возможного попадания сверлений под теплообменные трубки на сварные швы.
Для обеспечения прочности трубных досок большого диаметра, находящихся под действием разницы давлений между воздухом и газами и ослабленных центральным отверстием, необходимо прибегнуть к увеличению их толщины или другим конструктивным способам разгрузки. Для повышения прочности и герметичности соединения концов теплообменных трубок с трубными досками применена (по-видимому, в дополнение к вальцовке) их обварка на наружных сторонах трубных досок, что требует
использования специальной сварочной технологии и ее автоматизации для повышения стабильности качества сварных швов при большом числе трубок. Разбивка отверстий в трубных досках под теплообменные трубки — по равностороннему треугольнику, что обеспечивает размещение наибольшего числа трубок на трубной доске и может скомпенсировать увеличение межцентровых шагов при применении обварки концов трубок.
Соединение подводящего и отводящего воздуховодов с центральными отверстиями трубных досок производится через газоподводящую и газоотводящую камеры, что создает проблему выполнения аэродинамически совершенных крутых поворотов (колен) крупных воздуховодов в весьма ограниченном пространстве (на схеме видно, что в коленах установлены направляющие лопатки). Размещение поворотов воздуховодов в газоподводящей и газоотводящей камерах увеличивает гидравлические потери по газовой стороне за счет наружного обтекания воздуховодов потоком газов, и, кроме того, в газоподводящей камере возникает «затенение» части трубной доски аэродинамическим следом воздуховода.
Применение конических переходов от воздуховодов к центральным отверстиям трубных досок сделало более плавным изменение проходных сечений в этой части воздушного тракта регенератора и уменьшило местную гидравлическую потерю.
Компенсация разницы термических расширений корпуса и трубного пучка осуществляется с помощью многолинзового компенсатора, утопленного внутрь корпуса, что позволяет сохранить наружный габарит регенератора, причем компенсатор размещен в «углу» внутрикорпусного пространства и не мешает течению воздуха.
Компоновка аппарата — вертикальная, что в сочетании с возможностью размещения выхлопной трубы на верхнем фланце конической газоотводящей камеры уменьшает площадь промплощадки для размещения ГТУ. При вертикальной ориентации и выходе газов вверх используется самотя-га, как фактор, способствующий компенсации потерь давления в газовом тракте. В то же время вертикальная компоновка затрудняет размещение за регенератором водяных утилизаторов, так как при размещении утилизатора на регенераторе увеличится нагрузка на фундамент, а при размещении у нулевой отметки потребуется громоздкий поворот газохода сверху вниз.
Подвод газа осуществляется снизу, для чего в связи с обычно значительным размером газохода в нижней части регенератора имеется высокая газоподводящая камера, дополнительно подымающая центр масс аппарата, что требует наличия наряду с фундаментом высокой опорной конструкции.
Подводящие и отводящие воздуховоды идут от регенератора вбок к ГТУ, кроме того, подводящий воздуховод находится на значительной высоте, все это приводит к удлинению воздуховодов, появлению дополнительных поворотов и тем самым к увеличению гидравлических потерь в воздушном тракте.
Опорные лапы размещены вблизи центра масс конструкции регенератора, что повышает ее устойчивость с учетом возможной ветровой нагрузки. Для уменьшения силового воздействия газохода и воздуховодов на регенератор между его опорными лапами и опорной конструкцией размещена система катков.
Люки-лазы для доступа к трубным доскам размещены на газоподводящей и газоотводящей камерах, их наличие позволяет осматривать трубный пучок, опрессовывать каждую трубку в отдельности и отглушать (при необходимости) поврежденные трубки.
На корпус регенератора наносится теплоизоляция, уменьшающая тепловые потери в окружающую среду, выравнивающая температурное поле стенок, ускоряющая прогрев при пуске установки.
Проведенный анализ показывает, что многие примененные конструктивные решения оказывают противоречивое влияние на свойства регенератора и для получения оптимальной по массо-габаритным и надежностным показателям конструкции регенератора данной схемы требуются выполнение тщательных расчетных и экспериментальных исследований тепло-гидравлических характеристик, проработка вопросов механической и термической прочности (в том числе динамической), а приведенная конструктивная схема является всего лишь примером.
По данным фирмы GEA, один из построенных ею регенераторов проработал без повреждений в составе энергетической ГТУ на тепловой электростанции в течение 20 лет при наработке около 85 000 ч и 5 500 пусках, требуя лишь текущего периодического контроля герметичности, что, безусловно, является отличным показателем. Такого рода регенераторы успешно применены фирмой на десятках ГТУ.
Ряд зарубежных фирм и отечественных предприятий создали трубчатые регенераторы по близким к рассмотренной конструктивным схемам.
Подольский машиностроительный завод разработал серию трубчатых регенераторов [44] для модернизации газоперекачивающих агрегатов путем замены пластинчатых на трубчатые: РВП-4600, РВП-3600-02, РВП-2400, РГУ-1800, РГУ-1800-1. Их технические характеристики приведены в табл. 6.5, а схемно-компоновочные виды показаны на рис. 6.21.
Видно, что эти регенераторы в основном сходны по конструктивному типу с регенератором GEA. Отметим ряд особенностей и конструктивных элементов:
•	подвод газов через прямоугольный патрубок — РВП-4600, через круглый — остальные;
•	подвод газов сбоку — РВП-4600, РВП-3600-02, по оси — РВП-2400, РГУ-1800;
•	выход газов вверх по оси — РВП-4600, РВП-3600-02, горизонтально по оси — РВП-2400, РГУ-1800; последнее позволяет легко прикомпо-новать водяные утилизаторы;
•	размещение линзового компенсатора посередине корпуса — РВП-2400, РГУ-1800;
Рис. 6.21. Трубчатые регенераторы разработки Подольского машиностроительного завода.
а — РВП-4600, б — РВП-3600-01, в — РВП-2400, г — РГУ-1800
•	характер фундаментных опор: три опоры (две на горизонтальных катках, одна — вертикальный шарнир) — РВП-4600; круглый фланец с петлевым горизонтальным шарниром для фиксации при подъеме во время монтажа — РВП-3600-02; две седловые опоры — РВП-2400 (с катками под одной из них), РГУ-1800;
•	перегородки-диски, закрепленные на косынках, приваренных к корпусу — РВП-2400;
•	монтажные окна в перегородках, закрытые щитами — РВП-2400;
•	монтажные приспособления в виде рымов на корпусе;
•	патрубки для закачки и слива жидкости при гидроиспытаниях;
•	люки-лазы и площадки с лесенками (на РВП-4600) для обслуживания регенератора;
•	число внутренних трубных перегородок — от 4 (РГУ-1800) до 8 (РВП-3600-02).
Трубчатый регенератор ВПТ-3740 разработки НЗЛ представлен на рис. 6.22, технические характеристики — в табл. 6.5. Аппарат выполнен по схеме GEA. Некоторые его особенности, не отмечавшиеся ранее для других рс генераторов:
•	шарнирные рымы-петли для строповки при монтажных работах;
•	линзовые компенсаторы на участках воздуховодов внутри газоподводящей и газоотводящей камер;
•	выходящий за габарит корпуса главный линзовый компенсатор;
•	приварные кольца на трубных перегородках;
•	подвод газа и отвод воздуха выполнены ниже опорного кольца;
•	меры, принятые для повышения прочности и герметичности соединения теплообменных трубок с трубными досками (см. рис.6.23): канавки на вальцовочной поверхности отверстия под трубку в трубной доске, а также приварка трубки по выступу кольцевой обнизки (канавки), выполненной вокруг отверстия под трубу; первое повышает сцепление поверхности трубки с поверхностью отверстия, а второе согласует сварочные свойства тонкостенной трубки и толстой трубной доски.
Трубчатый регенератор разработки фирмы Nuovo Pignone представлен на рис. 6.24, технические характеристики — в табл. 6.5. Регенератор предназначен для модернизации импортных газоперекачивающих агрегатов ГТК-25И путем перевода их с простого цикла на регенеративный. Из конструктивных особенностей можно отметить: использование тонкостенных труб (толщина 0,8 мм), что дает значительное снижение массы; в то же время несколько рядов труб в глубине пучка вокруг отверстия в перегородке-кольце выполнены толстостенными (2 мм) для повышения жесткости и вибропрочности; трубный пучок разбит по равностороннему треугольнику; внутренние ходы по воздуху (8 ходов) организованы системой перегородок «диск-кольцо»; ряд промежуточных перегородок закреплены на штангах, опирающихся на нижнюю трубную доску, некоторые из этих штанг проходят сквозь весь аппарат до упора в стенку газоотводящей камеры,
Рис. 6.22. Трубчатый регенератор ВПТ-3740 разработки НЗЛ.
1 — газоотводящая камера, 2 — газоподводящая камера, 3 — патрубок входа воздуха, 4 — патрубок отвода воздуха, 5—дисковая перегородка, 6 — приварное кольцо, 7 — кольцевая перегородка, 8 — компенсатор, 9—опорное кольцо, 10—петля-рым
Рис.6.23. Соединение теплообменных трубок регенератора с трубной доской с применением канавок (7) на вальцовочной поверхности отверстия под трубку и приварки (2) трубки по выступу кольцевой об-низки( канавки) (3)
Характеристика	Завод-изготовитель						
	Подольский машиностроительный завод					НЗЛ	Nuovo Pignone1
Типоразмер груб: диаметр х толщина	РВП-4600'	РВП-3600-02'	РВП-24002	РГУ-18002	РГУ-1800-1'	впт-3740'	26x0,8
стенки, мм Интеле иф икация	25x1	25x1	25x1	25x1	25x1	25x1	26x2
теплообмена	—	—	—	—	Накатка	—	—
Материал труб	15ХМ	15ХМ	15ХМ	15ХМ	15ХМ	—	—
Число труб	8244	6690	4224	5508	5508	5600*	6214/180
Длина труб, мм	7400	7000	7000	3500	3500	9000	8507
Шаг труб, мм Диаметр корпуса,	32	30	31	33	33	32	34
ММ Число ходов	3532	3216	2616	3216	3216	3000	3200
по воздуху Поверхность	6	8	6	4	4	6	8
теплообмена, м2 Степень	4600	3604	2230	1447	1447	3740	4389
регенерации Сопротивление по	0,85	0,81	0.80	0,70	0,74	0,836	—
воздуху, % Сопротивление по	—	2,10	—	2,36	2,58	1,96	—
газам, % Суммарное	—	2,53	—	1,81	2,92	3,60	—
сопротивление, % Масса теплообменных	4,0	4,63	4,0	4,17	5,50	5,56	—
труб, т Масса регенератора,	36,1	27,7	17,5	11,2	11,2	29,3’	31,2’
т Удельная масса,	65	53	34	24	24	46,3	58,0
кг/ м2	14,1	14,7	13,0	16,6	16,6	12,4	13,2
Примечание. Значения, помеченные звездочкой, получены оценкой. 1 — вертикальной ориентации, 2 — горизонтальной ориентации.
Табл. 6.5. Технические характеристики современных трубчатых регенераторов
наличие таких штанг облегчает сборку каркаса регенератора при его изготовлении; нижняя трубная доска выполнена толще верхней примерно в полтора раза, так как она омывается входящими газами и поэтому имеет более высокую температуру; регенератор покрыт толстым слоем теплоизоляции.
Внешний вид установленного на газокомпрессорной станции трубчатого регенератора, входящего в состав ГТУ газоперекачивающего агрегата
THM1304R разработки фирмы MAN GHH, показан на рис. 6.25 Видно, что в соответствии со схемой GEA прямоугольный газоход подводит газы в цилиндрическую газоподводящую камеру, нагретый воздух отводится круглым воздуховодом; на верхнем обрезе газоотводящей камеры установлена выхлопная труба со створками для защиты от попадания внутрь осадков при неработающем агрегате (на среднем агрегате они открыты); наружная поверхность регенератора поверх теплоизоляции покрыта плотной обшивкой; имеются лестницы
и площадки для проведения регламентного обслуживания регенератора.
Отметим, что, несмотря на значительную абсолютную массу современных трубчатых регенераторов, по удельной массе (на единицу площади поверхности теплообмена) они сопоставимы с пластинчатыми регенераторами или даже эффективнее их (см. табл.6.5). Это результат роста уровня расчетноконструкторских проработок, опирающихся на новые технологии проектирования. Таким образом, с учетом того, что трубчатые регенераторы имеют меньшую конструктивно-технологическую сложность и большую надежность, они перспективны для использования в новых ГТУ.
Рис. 6.24. Трубчатый регенератор фирмы Nuovo Pignone.
1 — газоприемная камера, 2 — газоотводная камера, 3 — патрубок подвода воздуха, 4 — патрубок выхода воздуха, 5 — верхняя трубная доска, 6 — нижняя трубная доска, 7 — компенсатор, 8 — теплоизоляция, 9 — теплообменные трубки
Рис. 6.25. Трубчатые регенераторы ГТУ газоперекачивающих агрегатов THM1304R разработки фирмы MAN GHH
Наряду с большим числом вариантов регенераторов, выполненных по схеме GEA, имеются примеры разработок по другим схемам. В них реализуются попытки применить конструкции с более простой технологией изготовления или использовать научно-технический задел других отраслей промышленности, в которых разрабатывались аналогичные аппараты, — химического машиностроения и атомного энергомашиностроения.
Трубчатые регенераторы из прямых трубок, составленные из относительно малых модулей (массой до 10 т), разработаны предприятием «Орма». В разных вариантах они имеют массу от 22 до 38 т со степенью регенерации от 0,7 до 0,75. Вид на такой регенератор в стадии монтажа на газоперекачивающей станции показан на рис. 6.26. Видно, что модули имеют коробчатую форму, простую в изготовлении. Такие конструкции известны с самых ранних стадий развития регенераторов (см., например, рис. 6.8). Они чувствительны к перепадам давления и температурным градиентам и не слишком надежны в длительной эксплуатации. В предлагаемом регенераторе площадь по фронту подачи греющих газов весьма велика, что может создать трудности с обеспечением безотрывного течения газов в диффузорном переходном патрубке от газохода ГТУ к приемному патрубку регенератора. Испытания головного образца такого регенератора выявили его хорошие теплогидравлические показатели: степень регенерации — 0,76, суммарные гидравлические потери — 4,8 %. Данные по надежности ввиду
Рис. 6.26. Трубчатый модульный регенератор разработки «Орма» в стадии монтажа на газоперекачивающей станции
краткого срока эксплуатации отсутствуют.
Регенератор РГ-10 оригинальной конструкции разработан предприятием «Анод». Он собирается из теплообменных модулей, составленных из спиральных трубчатых змеевиков, изготовляемых с высокой точностью по специальной технологии, обеспечивающей стабильность формы витков змеевиков, так что они могут вкладываться друг в друга, организуя упорядоченное межтрубное пространство. Интенсивная турбулизация потока внутри трубчатых спиралей и в межзмеевиковом пространстве обеспечивает высокую теплоотдачу со стороны газов и воздуха
Вид на змеевиковый теплообменный модуль показан на рис. 6.27, а. Конструктивная схема регенератора, построенного из таких модулей, представлена на рис. 6.27, б.
Воздух проходит внутри змееевиковых трубок, газы — в межзмеевиковом пространстве. В конструкции регенератора обеспечен принцип общего противотока взаимного движения теплоносителей.
Существенным достоинством рассматриваемого регенератора является отсутствие проблемы термических перемещений свободно расширяющихся змеевиковых трубок. В то же время корпус не нагружен большим давлением. Оба эти обстоятельства должны обеспечить высокую эксплуатационную надежность предлагаемой конструкции. Фактором, снижающим надежность, является наличие большого числа сварных соединений. В таком регенераторе затруднена чистка обеих сторон теплообменной поверхности. Невозможно также выявлять, ремонтировать и отглушать поврежденные змеевиковые трубки, находящиеся внутри теплообменного модуля. То же относится и к самим модулям.
Рис. 6.27. Трубчатый змеевиковый регенератор РГ-10, разработанный предприятием «Анод».
а — теплообменный змеевиковый модуль, б — схема регенератора; А, Б — вход и выход воздуха, В, Г — вход и выход продуктов сгорания
Некоторые технические данные предлагаемого регенератора:
•	диаметр трубок — 12x1 мм;
•	материал — сталь 12Х18Н10Т;
•	длина — 2500 мм;
•	ширина — 2850 мм;
•	высота — 6200 мм;
•	масса — 24 т;
•	степень регенерации — 0,8;
•	суммарное гидравлическое сопротивление — 4,8%.
Удовлетворительные показатели, высокий уровень технологии изготовления змеевиковых теплообменных модулей и относительная общая простота конструкции делают рассматриваемый регенератор перспективным.
6.2.2.	Промежуточные воздухоохладители
Охлаждение циклового воздуха обычно осуществляют водой — циркуляционной природной или теплофикационной сетевой. При конструировании промежуточных воздухоохладителей, выполняемых, как правило, кожухотрубными по схеме «воздух между трубками, вода в трубках», возникает ряд проблем. К ним относятся следующие факторы:
•	малый (не более 150 Вт/(м2 • К)) коэффициент теплоотдачи воздуха (по сравнению с 5000 Вт/(м2  К) у воды), что требует увеличения теплообменной поверхности;
•	многократное (до 120 раз) превышение объемного расхода воздуха по сравнению с расходом воды, затрудняющее компоновку аппарата;
•	в условиях недостаточного качества охлаждающей воды возможность возникновения отложений минерального и органического происхождения на внутренней поверхности трубок, что влечет за собой уменьшение их проходного сечения по воде, увеличение термического сопротивления стенок и соответственно — снижение теплопередачи;
•	возможность коррозионного повреждения теплообменных трубок;
•	необходимость минимизации гидравлических потерь по воздуху для уменьшения негативного влияния на показатели цикла, поскольку воздухоохладитель прямо включен в цикл;
•	возможность конденсации паров атмосферной влаги в сжатом цикловом воздухе в ходе понижения его температуры в охладителе до температуры насыщения водяных паров, которая достаточно высока вследствие высокого парциального давления паров при общем высоком давлении воздуха.
Недостаточная теплоотдача со стороны воздуха может быть скомпенсирована развитием воздушной стороны поверхности теплообмена путем выполнения на ней оребрения различных типов: с поперечными ребрами, круглыми и прямоугольными (рис. 6.28, а, 6), проволочно-петельным оребрением (рис. 6.28, в). Схемы возможного выполнения поперечного оребрения показаны на рис. 6.29. Степень увеличения поверхности теплообмена с оребренной стороны трубки характеризуется коэффициентом оребрения, причем его величина может составлять 10...20. Примерно во столько же раз увеличивается коэффициент теплоотдачи, отнесенный к поверхности гладкой трубки, что влечет за собой и увеличение коэффициента теплопередачи в аппарате с соответствующим уменьшением расчетной поверхности теплообмена, т.е. с уменьшением числа труб. Известны варианты еще большего увеличения теплоотдачи путем улучшения качества оребрения при выполнении надрезов на ребрах и отгибов на концах надрезов (рис. 6.30,а), а также уменьшения термического сопротивления зоны контакта в биметаллической трубе (рис. 6.30, б).
Рис. 6.28. Примеры выполнения оребренных трубок для промежуточных воздухоохладителей.
а — круглая трубка с круглыми ребрами, б — овальная трубка с прямоугольными поперечными ребрами, в—круглая трубка с проволочно-петельным оребрением
Рис. 6.29. Схемы выполнения поперечного оребрения.
а — монометаллическая трубка с накатными ребрами, б — биметаллическая трубка с накатными ребрами, в—монометаллическая трубка с ребрами, навитыми в канавку,
г — монометаллическая трубка с ребрами, навитыми из L-образной ленты
а
б
Рис. 6.30. Оребренные трубки с улучшенными качествами.
а — с увеличенной теплоотдачей за счет надрезов и отгибов на концах ребер, б —с уменьшенным термическим сопротивлением контакта между несущей трубкой и накатными
ребрами за счет канавок на трубке
Применение оребрения имеет и негативные последствия: увеличение сложности производства и стоимости трубок, усложнение сборки теплообменника, усиление загрязняемости оребренной стороны при практической невозможности ее чистки, увеличение объема трубного пучка и гидравлического сопротивления со стороны оребрения. Последнее частично компенсируется выполнением трубок с овальным сечением, вытянутым по ходу обтекающего трубу теплоносителя (см. рис. 6.28, б).
Образование на внутренней поверхности трубок отложений минерального происхождения может быть ограничено уменьшением нагрева воды. Возникшие минеральные и органические отложения удаляются механической и химической чисткой. Проблема коррозии трубок разрешается подбором более стойких материалов с учетом местных особенностей состава минеральных солей, растворенных в охлаждающей воде (например замена латуни Л68 на сплав МНЖ5-1).
Снижение гидравлических потерь по воздушному тракту достигается использованием умеренных (до 10... 15 м/с) скоростей воздуха, улучшением аэродинамики элементов воздушного тракта охладителя — подводящих и отводящих патрубков, укорочением воздуховодов и уменьшением числа их поворотов (последнее относится к компоновке ГТУ в целом).
На рис. 6.31 представлена схема промежуточного воздухоохладителя фирмы Circ Radiators. Он выполнен по системе «диск-кольцо»: четыре хода по воздуху, один ход по воде с общим противотоком. Трубки оребрены с воздушной стороны. Система размещения внутренних перегородок типа «диск-кольцо» с увеличенным объемом трубного пучка за счет наличия центральной камеры соответствует большому объемному расходу воздуха. Центральные отверстия в трубных досках, выполненные для уменьшения их массы, закрыты тонкостенными вставками. Подводящая и отводящая водяные камеры имеют своеобразную форму, обеспечивающую равномерное распределение воды по кольцевому трубному пучку.
В современной отечественной практике эксплуатируются 12 энергетических ГТУ типа ГТ-100 двух модификаций разработки ЛМЗ, содержащих в своем составе воздухоохладитель, представленный на рис. 6.32.
В этом воздухоохладителе массовый расход воздуха составляет 400... 480 кг/с, объемный — 104... 125 м3/с; по воде соответственно — 900... 1 000 кг/с и 0,9...1 м3/с. Видно, что объемные расходы теплоносителей резко различаются.
Система промежуточного охлаждения циклового воздуха этой ГТУ состоит из двух таких аппаратов, симметрично установленных относительно оси ГТУ. Трубная система воздухоохладителя разделена на две секции с последовательным проходом воздуха и с раздельным подводом воды при возможности подключения секций в различных сочетаниях. Такая схема решает несколько задач: большой объемный расход воздуха разделен на два параллельных потока, что уменьшило фронтальную площадь и поперечные габариты воздухоохладителя; поток воды может проходить через секции последовательно или параллельно или даже поступать из разных
воздуха
Рис. 6.31. Промежуточный воздухоохладитель разработки фирмы Circ Radiators
Рис. 6.32. Промежуточный воздухоохладитель турбины ГТ-100 разработки ЛМЗ.
1,2 — пучки трубок воздухо охладительных секций, 3 — опорные верхние трубные доски, 4 — верхние крышки с подводящими и отводящими воду камерами, 5 — нижние крышки с поворотными камерами, 6 — блок сепарации, 7—коллектор отвода конденсата, 8, 9 — подводящие и
отводящие воздух патрубки
источников (из системы теплофикации или циркуляционной системы), что дает возможность в зависимости от потребностей эксплуатации повышать или понижать нагрев воды, обеспечивать теплофикационные потребности или отказываться от них, отключать секции для чистки без ущерба для основной функции — охлаждения воздуха и т.д.
Конструктивно воздухоохладитель состоит из подводящего воздух удлиненного диффузорного патрубка, теплообменного блока из двух секций, блока сепарации и отводящего воздух конфузорного патрубка.
Теплообменная поверхность двухходовых по воде секций набрана из биметаллических трубок с поперечной спиральной накаткой (коэффициент оребрения 12,3). Несущая трубка — томпаковая (диаметром 19/17 мм), оребрение — алюминиевый сплав. Поверхность теплообмена по гладкой трубе — 534 м2 (на секцию). Две поперечные перегородки в трубном пучке дистанционируют трубки и повышают жесткость трубного пучка, свободно подвешенного на верхней трубной доске. Верхняя крышка объединяет подводящую и отводящую воду камеры, нижняя служит поворотной камерой между ходами по воде. Крышки прижаты к трубным доскам анкерными шпильками.
Блок сепарации отделяет от воздуха конденсат атмосферной влаги и охлаждающую воду при возможных протечках. Это улучшает работу циклового компрессора высокого давления ГТУ, в который поступает охлажденный воздух после воздухоохладителя. Сепаратор — инерционный жалюзийный. Для сбора и отвода конденсата служат система конденсатосборников со сборными трубами и отводящий коллектор.
На подводящем и отводящем воздушных патрубках выполнены люки-лазы и ужесточающие ребра.
6.2.3.	Утилизационные подогреватели воды
Применение систем утилизационного теплоснабжения, работающих за счет выхлопной теплоты, — одно из возможных направлений повышения эффективности эксплуатации газотурбинных установок, причем без значительных капитальных затрат и затрат на НИР и ОКР [45]. Утилизированная теплота может быть использована для отопления производственных зданий, горячего водоснабжения промплощадки, близлежащих жилых поселков, развития тепличных хозяйств и т.п.
Данные по теплопотреблению промплощадок газокомпрессорных станций с различными типами газотурбинных газоперекачивающих агрегатов (расчетная температура -30°С, третий климатический район) приведены в табл. 6.6.
Технические характеристики газотурбинных газоперекачивающих агрегатов, по которым можно судить о тепловом потенциале выхлопных газов ГТУ, представлена в табл. 6.7 [45].
Проектные технические характеристики теплоутилизационных устано-
вок ряда приводных ГТУ приведены в табл. 6.8. Параметры утилизационных теплообменников, полученные экспериментально, представлены в табл. 6.9.
Параметр	Тип газоперекачивающего агрегата						
	ГТН-251	ГТН-161	ГПА-Ц-162	ГПУ-101	ГТК-10-4'	ГПА-Ц-6,32	ГТН-61
Общее число агрегатов	3	5	5	8	8	8	б
Число работающих агрегатов	2	3	3	6	6	6	4
Число резервных агрегатов	1	2	2	2	2	2	2
Отопление промплощадки, МВт	2,70	2,75	2,25	4,50	5.12	2.25	3,90
Дежурное отопление (резерв), МВт	1,90	2,05	2,25	2,25	2,52	2.25	1,75
Примечание. Характер размещения агрегатов: 1 — индивидуальные здания;2 —индивидуальный контейнер;3 — общие задания.
Табл. 6.6. Теплопотребление промплощадок газокомпрессорных станций с газотурбинными газоперекачивающими агрегатами
Параметр	Тип газоперекачивающего агрегата							
	ГТН-6	ГПА-Ц-6,3	ГПУ-10	ГТК-10-4	ГПА-Ц-16	ГТН-16	ГТН-25	ГТК10И
Мощность номинальная, кВт КПД, % Расход топливного газа; млн м’/суг Температура выхлопных газов, °C: при = 40°С при t„..o1a= 15°С Расход выхлопных газов, кг/с: при 6,..ви)= 40°С приГи.«,3<,=|5°С Габариты выхлопного г-азохода, м	6300 24 0,066 326 430 55.5 45 1,28x1,81	6300 22,5 0.075 218 321 72,5 63 2,4хЗ,0	10000 26.5 0,1 222 324 101,5 88 3,05x2,03	10000 29 0,087 352 510 87,8 81.1 1,88x4,88	16000 27,5 0.15 270 370 127 103,1 2,4x3 0	16000 29 0,14 338 430 108,8 89 1,50x3,54	25000 28 0,21 251 383 187 172 2,38x3,18	10000 25 0.1 513 513 43,47 43,47 1,84x2,80
Табл. 6.7. Технические характеристики газотурбинных газоперекачивающих агрегатов
Параметр	Тип газоперекачивающего агрегата							
	ГТК-10	ГТН-6	ГТ-6-750	ГТ-750-6	ГПА-Ц-6,3	ГПА-10	ГТН-16	ГТН-25 НЗЛ
Число теплообменников на агрегате	2	1	1	2	1	1	1	1
Число модулей в одном аппарате	4	4	4	2	6	4	8	4
Тепловая мощность одного аппарата, ГДж/ч	8,4	20,0	16.3	3,7	13.6	7,3	39.6	16,75
Температура воды. °C	150...70	150...70	150...70	150...70	150...70	150...70	150...70	95...70
Максимальное аэродинамическое сопротивление, Па	588	940	833	930	540	784	617	490
Диапазон регулирования, %	28	70	100	100	Нет	Нет	100	100
Экономия топлива за отопительный сезон, ту.т	820	2100	2140	342	1580	1027	4290	1710
Габариты, мм: длина	2295	4230	9170	4728	4590	3870	4230	6040
ширина	570	3608	4376	1660	3520	3340	570	4230
высота	6000	2100	4108	1600	1920	1770	7615	1600
Масса, кг	3697	5850	9440	2265	6460	5860	8600	7300
Табл. 6.8. Технические характеристики утилизационных установок газотурбинных газоперекачивающих агрегатов при номинальной мощности и температуре наружного воздуха - 40°С
Параметр	Тип газоперекачивающего агрегата		
	ГТК-10	ГТН-6	ГПА-Ц-6,3
Расход газов через теплообменник, т/ч	146	126	194,4
Средняя температура газов перед теплообменником, °C	262	353	322
Средняя температура газов после теплообменника, °C	141	176	178
Температура воды на входе в теплообменник, °C	62	66	71
Температура воды на выходе из теплообменника, °C	76	95	98
Коэффициент теплопередачи, Вт/(м_ оС)	74.4	68	60
Средиелогарпфмический температурный напор, °C	125	174	158
Теплопроизводителъность теплообменника, ГДж/ч	18,4	23.4	28,1
Аэродинамическое сопротивление, Па	421.4	303,8	441
Табл. 6.9. Экспериментальные характеристики утилизационных теплообменников газотурбинных газоперекачивающих агрегатов
Сопоставление данных табл. 6.6 — 6.9 показывает, что располагаемая теплота выхлопных газов ГТУ весьма значительна и может удовлетворить не только теплофикационные нужды промплощадок, но и практически любые другие. Ограничением здесь становится удаленность газотранспортных объектов от крупных потребителей теплоты.
В системах утилизационного теплоснабжения в качестве основного теплоносителя используется вода. В северных районах для повышения надежности могут применяться антифризы. Питательная вода, используемая для заполнения систем, должна удовлетворять требованиям СН-350-66 и сле
дующим нормам качества [46]: жесткость общая — 0,03 мг-экв/л; растворенный кислород — 0,03...0,1 мг/л; содержание железа — 0,2 мг/л; содержание масла — 3...5 мг/л.
В состав теплоутилизационной установки кроме собственно утилизатора (модуля) — обычно трубчатого теплообменника с гладкими или оребренными трубками — может входить комплекс дополнительного оборудования: шиберы по продуктам сгорания до и после утилизаторов; арматура по воде — отключающая, дренажная, запорная; предохранительносбросной клапан; контрольно-измерительные приборы для определения давления и температуры воды на входе и выходе утилизатора; патрубки отвода и подвода продуктов сгорания; обводный (байпасный) газоход; опорная конструкция. Наружные трубопроводы и арматура должны быть теплоизолированы.
Для повышения надежности эксплуатации (в частности для связи с системой управления ГТУ и согласованного с ней управления) теплоутилизационная установка может оснащаться системой автоматического управления. Пример схемы обвязки утилизатора с органами автоматики показан на рис. 6.33. Такая схема обеспечивает рациональное протекание процессов в утилизаторе при особых режимах работы ГТУ.
Теплообменник
Рис. 6.33. Схема обвязки утилизатора с органами автоматики.
Уходящие газы ГПА
1,2 — электроприводные вентили, 3,4 — электроприводные задвижки, 5,6 — задвижки с ручным приводом, 7,12— газорегулирующие клапаны, 8 — байпас, 9-11 — исполнительные механизмы, 13 — вентили с ручным приводом, 14 — датчики температуры и давления
Варианты компоновок теплоутилизационных установок газоперекачивающих агрегатов с газотурбинным приводом показаны на рис. 6.34 (стрелками показано направление движения греющих продуктов сгорания).
Отметим характерные особенности этих вариантов.
Ряд установок (ГТК-10, ГТ-6-750, ГТН-16, ГТН-25, ГТК-10И) выполнен
а	б	в	г
Рис 6.34. Компоновки теплоутилизационных установок газоперекачивающих аг-
регатов с газотурбинным приводом.
а — ГТК-10, б — ГТН-6, в — ГТ-6-750, г — ГТ-750-6, д — ГПА-4-6,3, е — ГПА-10, ж — ГТН-16, з — ГТН-25, и — ГТК-10И
в виде блоков, опирающихся на собственные опоры (см. рис.6.34, а, в, ж, з, м). Другие опираются на газоходы — продолжения выхлопных патрубков ГТУ (см. рис.6.34, б, г, д, ё). Имеются примеры с явно выраженными обводными (байпасными) газоходами (у ГТ-6-750 и ГТК-10И, см. рис. 6.34, в, и). В остальных байпасы встроенные.
Модули устанавливаются либо вертикально (по фронту набегающего потока продуктов сгорания), как у ГТК-10, ГТ-6-750, ГТН-16, ГТН-25 (см. рис.6.34, а, в, ж, з), либо горизонтально (остальные варианты). Последние используют самотягу, что уменьшает аэродинамическое сопротивление газового тракта. Модули запитаны по потоку продуктов сгорания как последовательно, так и параллельно.
Во всех вариантах модули выполнены в виде блоков, вставленных по направляющим в ячейки теплоутилизационных установок, как это видно в конструкции, разработанной фирмой GEA (см. рис.6.35). Здесь установка имеет три модуля, размещенные последовательно по ходу продуктов сгорания. Отсек над модулями — встроенный байпасный обвод.
Типовая конструкция модуля имеет сварной листовой корпус с фланцем для крепления в ячейке и перегородками для поддержки трубного пучка; входную и выходную водяные камеры с фланцами для присоединения подводящего и отводящего водяных трубопроводов; патрубок дренажа по воде; патрубок для выпуска воздуха при заполнении водой; систему роликов для облегчения вставки модуля в ячейку и вынимания из нее. Трубные пучки, как правило, многоходовые по воде, выполняются в виде змеевиков (в частности, с U-образными трубками) или имеют плавающие поворотные камеры; такие решения снимают проблему термических перемеще-
Рис. 6.35. Теплоутилизационная установка фирмы GEA с тремя модулями
Рис. 6.36. Секция теплоутилизационного модуля для ГПА-Ц-16.
1 — входная водяная камера, 2 — выходная водяная камера, 3 — корпус, 4 — трубный пучок из змеевиковых труб
ний трубного пучка относительно корпуса. Трубки в большинстве случаев оребрены с наружной стороны для компенсации различия в коэффициентах теплоотдачи продуктов сгорания и воды. Трубки крепятся к трубным доскам сваркой. Все эти конструктивные элементы видны в примерах конструкций теплоутилизирующих модулей, представленных на рис.6.36 — 6.40.
Рис. 6.37. Конструктивные схемы теплоутилизационных модулей. а — двухкамерный модуль с прямыми трубками, б — трехкамерный модуль с прямыми трубками, в — двухкамерный модуль с U-образными трубками; 1 — передняя водяная камера, 2 — тепло-оменная трубка, 3 — задняя водяная камера, 4, 5 — подводящий и отводящий патрубки, 6 — опорные ролики
В целях резервирования теплоснабжения при неработающих ГТУ в теплоутилизационную установку может быть включено подтопочное устройство в виде специальной камеры сгорания на природном газе. Тепло-производительность подтопочного устройства должна быть не меньше потребностей дежурного резервного отопления. Подтопочное устройство должно быть малоинерционным, надежно запускаться, устойчиво работать в широком диапазоне изменения параметров, иметь равномерное поле температур продуктов сгорания на выходе, быть не громоздким и хорошо стыковаться с выхлопным газоходом ГТУ, в который уже встроена теплоутилизационная установка. Схема комбинированной утилизационной установки для агрегата ГТК-10-4, удовлетворяющей сформулированным требованиям, представлена на рис. 6.41. Подтопочное устройство размещается в индивидуальном укрытии и полностью автоматизировано.
Рис. 6.38. Конструктивная схема теплоутилизационного модуля разработки ВНИПИтрансгаз.
1 — подводящий и отводящий водяные патрубки, 2 — подводящая и отводящая водяные камеры, 3—поворотные камеры, 4—корпус, 5—фланец корпуса, 6 — трехходовой трубный пучок с U-образными оребренными трубками
1 — корпус, 2 — трубный пучок из U-образных трубок, 3—трубная доска, 4. 6 — водораспределительные камеры, 5 — поворотные камеры, 7 — входной патрубок, 8 — выходной патрубок
Рис. 6.40. Теплоутилизационный модуль экономайзерного типа для ГТК-10-4.
1 — входная водяная камера, 2 — выходная водяная камера, 3 — секция теплообменника, 4 — трубный пучок из змеевиковых трубок, 5 — опорная конструкция
Рис. 6.41. Структурная схема комбинированной утилизационной установки для ГТК-10-4.
1 — вентилятор, 2 — воздуховод, 3 — корпус газогорелочного устройства, 4 — блок струйных горелок, 5 — шибер, 6 — взрывной клапан, 7 — выхлопная труба, 8—выхлопной газоход ГТУ, 9—утилизационный теплообменник
6.3. Тепловой и гидравлический расчеты регенераторов ГТУ
Тепловой и гидравлический проектные расчеты — начальные этапы проектирования регенератора ГТУ, как и любого другого теплообменника. Их целью является определение значений основных конструктивных параметров: площади поверхности теплообмена и ее компоновочных характеристик (для трубчатых теплообменников — числа трубок, их длины и т.п.), по которым на следующих стадиях проектирования будет проведе-
на конструкторско-технологическая разработка и выполнены прочностные расчеты, после чего можно перейти к подготовке производства и затем к работам по реализации аппарата.
Прежде чем начать расчет конструктивных характеристик регенератора, необходимо иметь в качестве исходных данных результаты ранее выполненного расчета схемы и цикла ГТУ, т.е. основные параметры воздуха и продуктов сгорания: расходы, входные температуры, давления. Из общих оценок производства и требований к ГТУ должен быть выбран тип регенератора (пластинчатый или трубчатый), а также определены типоразмер формообразующего элемента теплообменной поверхности (профильного листа или трубки) и их материалы. Следует сформулировать ограничения на теплогидравлические параметры регенератора — требуемая степень регенерации и допустимые потери давления.
Наряду с проектными выполняются и поверочные расчеты регенератора, когда аппарат полностью скомпонован, т. е. известна площадь поверхности теплообмена и проходные сечения трактов. В результате поверочного расчета определяются конечные температуры теплоносителей и фактическая теплопроизводительность регенератора. Такой же характер носят расчеты при анализе переменного режима теплообменников.
6.3.1. Расчет пластинчатого регенератора
Конструкции пластинчатых регенераторов очень специфичны и полностью определяются разработанными, исследованными и освоенными в производстве профильными листами конкретных формы и типоразмера. В отечественной практике это исключительно разработки НЗЛ (см. рис. 6.19). Поверхность теплообмена аппарата, показанного на рис. 6.19, скомпонована из профильных листов прямоугольной формы, собранных попарно в теплообменные элементы. Соотношение длинной и короткой сторон листов — L\b = 2:1. Выштамповки на поверхностях соседних профильных листов образуют две системы так называемых двуугольных каналов (рис. 6.42) для прохода воздуха и продуктов сгорания, причем продукты сгорания проходят вдоль листа напрямую без поворота, а воздух во входном и выходном сегментах делает поворот с поперечного направления и обратно. В основной части каналов воздух и продукты сгорания протекают параллельно противоточно. Длины входного и выходного сегментов составляют примерно половину ширины листа. Соотношение длины путей воздуха и продуктов сгорания — Leejj) : Ьг = 1,25:1. Материал листа — нержавеющая сталь Х18Н9Т, толщина листа 5л = 1 мм.
Закономерности теплообменных и гидравлических процессов в каналах теплообменных элементов, составленных из профильных листов, узко индивидуализированы в отличие от таких же закономерностей для труб. Вероятно, возможен перенос выработанных методов расчета на элементы других типоразмеров при точном соблюдении принципов геометрического и гидродинамического подобия.
Рис. 6.42. Двуугольные каналы между профильными листами на основной части теплообменного элемента.
1 — каналы для прохода воздуха, 2 — каналы для прохода продуктов сгорания
Расчет пластинчатых теплообменников основывается на базовых уравнениях теории теплообмена — теплового баланса, теплопередачи, неразрывности, а также эмпирических зависимостях для расчета коэффициентов теплоотдачи и гидравлических потерь при обтекании профильных листов воздухом и продуктами сгорания. При этом используется особенность, характерная для регенератора ГТУ, — близость величин некоторых параметров его теплоносителей (воздуха и продуктов сгорания), а именно: расходов, теплофизических свойств, изменений температур.
Для представленных на рис. 6.19 профильных листов имеются эмпирические закономерности [47] для расчета теплообмена на их поверхностях:
ПО ВОЗДУХУ	Nueo3d = °»018 ‘	,	(6.5)
по газу	Киг =0,018- Re^'s;	(6.6)
В этих формулах за определяющие скорости приняты средние расходные скорости воздуха и продуктов сгорания в соответствующих каналах, за определяющие температуры — средние по длине каналов температуры воздуха и продуктов сгорания, определяющими размерами являются эквивалентные (гидравлические) диаметры каналов воздуха и продуктов сгорания, которые рассчитываются по зависимости (1.20).
Авторами методики [47] применен своеобразный прием выбора скоростей течения теплоносителей, позволяющий сократить объем вариантных расчетов, заключающийся в использовании взаимосвязи скоростей с наперед заданной величиной суммарной потери давления по воздушному и газовому трактам регенератора 5РГ
Скорость газа в каналах теплообменной поверхности определяется по зависимости
w
X
^возд 0,416 L
впзй
13
** еозд d3,
\ 0,8' Рвозд
Нг .
5РХ
0,28 • с у вО1^ • р г • р г 8 0,018 -1г -А.
1-г
0,5
Рг
dl
0,28 Р возд Рвозй
х- 0,2 Мг
М возд ,
(6.7)
х
1
1 э аеозд j
Скорость течения воздуха рассчитывается из условия равенства в элементе числа каналов для воздуха и продуктов сгорания и вычисляется по соотношению
W возд
(6.8)
где s дзЛ, вг — проходные сечения для воздуха и продуктов сгорания соответственно.
Рассмотрим последовательность проектного расчета пластинчатого регенератора из профильных листов.
Исходные данные
Степень регенерации (г)
Сумма относительных потерь давления по трактам (б/у
Расход воздуха (G,o3d)
Расход продуктов сгорания (G)
Входная температура (#1ипЛ) и давление воздуха (PI<ej4)
Входная температура (/)г) и давление продуктов сгорания (Р, J
Поверхность теплообмена регенератора образована профильными листами. Их размеры:
Длина (£г) и ширина листа (А)
Соотношение длины пути воздуха и продуктов сгорания: £<ojd /£_,
Материал листа — нержавеющая сталь Х18Н9Т
Толщина листа (5л)
Проходное сечение каналов воздуха (s,OJd)
Проходное сечение каналов продуктов сгорания (sj
Периметр каналов воздуха (П<<яй)
Периметр каналов продуктов сгорания (Пг)
Шаг каналов по ширине листа (5,)
Шаг теплообменных элементов в регенераторе (Г)
Проектный тепловой расчет пластинчатого регенератора
1.	Рассчитываем температуру воздуха на выходе из регенератора по заданной степени регенерации:
2.	Определяем среднюю температуру воздуха в регенераторе возд (^|возд + *2возд )
3.	По средней температуре воздуха с помощью графика, изображенного на рис. 6.43, находим теплоемкость воздуха срмад и теплопроизводитель-ность регенератора по уравнению теплового баланса (без учета потерь в окружающую среду):
Рис. 6.43. Зависимость теплоемкости теплоносителей регенератора от температуры.
1 — для воздуха, 2 — для продуктов сгорания
4.	Принимаем в первом приближении температуру продуктов сгорания на выходе аппарата /2г и вычисляем величину средней температуры продуктов сгорания: t^p = (z|; + t^) I 2.
5.	По уравнению теплового баланса вычисляем новое значение темпе
ратуры продуктов сгорания на выходе из регенератора, причем теплоемкость продуктов сгорания (с) определяется по средней температуре продуктов сгорания ( t^p) с помощью графика, построенного на рис. 6.43:
4г =tu-QI(G, • с^).
6.	Проверим точность вычисления температуры /2г по формуле
(2г ~^2г
*2г
<£,
где Е — принятая точность расчета. Если условие не выполняется, повторяем расчет с п.4 с новым значением температуры
7.	Примем распределение относительных суммарных потерь давления в регенераторе между трактами воздуха и продуктов сгорания:	и 8Р..
Тогда на выходе из регенератора теплоносители будут иметь давления
Рг л = Р, л- (1 - J; Р, = Р, • (1 - 8Р);
а средние давления воздуха и продуктов сгорания составят р1ео,д=(Р, л + Л л)/2; Р^ = (Р, + Р, )/2.
8.	По средним температурам и давлениям определим с помощью таблиц [39] теплофизические параметры теплоносителей, необходимые для дальнейших расчетов, — коэффициенты теплопроводности и динамической вязкости.
Плотности воздуха и продуктов сгорания рассчитаем по уравнению состояния
Р.^ = РТо30 !	); Рг = рг” /	• Т? ),
где Рг = 287 дж/(кг - К) — термодинамическая постоянная для воздуха.
Коэффициенты кинематической вязкости находим по соотношению V — р. / р.
9.	Скорость течения продуктов сгорания по каналам теплообменной
6.3. Тепловой и гидравлическим расчеты регенераторов ГТУ поверхности рассчитывается по формуле (6.7), скорость течения воздуха — по формуле (6.8).
10.	Коэффициенты теплоотдачи воздуха и продуктов сгорания определяем по соотношениям (6.5) и (6.6).
11.	Коэффициент теплопередачи регенератора К вычисляется по формуле (1.25).
12.	Средний температурный напор в регенераторе рассчитываем как среднелогарифмический противоточный, поскольку на основном участке каналов теплообменного элемента теплоносители движутся противоточно:
дц _ ^1г	^2«оз<>)	^2г
In-1^ ^2вочд) ^2г	^1воз<))
13.	Площадь поверхности теплообмена регенератора вычисляем по уравнению теплопередачи:
F=Q/(KAt)
14.	Находим необходимые проходные сечения всех каналов по воздуху и продуктам сгорания в соответствии с вычисленными ранее скоростями:
S л — G . / (р .•и’ S = G / (р • и> ). возд возд возд возд '7 г г г г '
15.	Определяем количество каналов по воздуху и продуктам сгорания в регенераторе:
=	5юзд’ Zt~ St-
Количества каналов по воздуху и продуктам сгорания следует округлить до целых чисел и принять равными друг другу: zmji = zt.
16.	Рассчитываем длину пути продуктов сгорания в теплообменном элементе, необходимую по величине площади поверхности теплообмена регенератора с учетом периметра канала для продуктов сгорания:
£г = Г/(г/П ).
Газовая сторона принимается в качестве расчетной, так как коэффициент теплоотдачи продуктов сгорания меньше коэффициента теплоотдачи воздуха.
Сопоставляем рассчитанную длину пути продуктов сгорания и конструктивный размер — длину профильного листа, принятого для формирования регенератора (см. рис. 6.19), и окончательно принимаем величину Ьг равной или кратной длине листа.
17.	Вычисляем ширину листа: b = 0,5- Ьг и рассчитываем количество каналов по ширине листа: пк = b / S’r Округляем рассчитанную величину до целого числа.
18.	Определяем количество теплообменных элементов в регенераторе по фронту набегающего потока продуктов сгорания (со стороны входа каналов): пэ = zj пк и округляем рассчитанную величину до целого числа.
Попутно определим общее число профильных листов в регенераторе (по два на каждый теплообменный элемент): п=2- п.
19.	Высота фронта пакета из теплообменных элементов (при их горизонтальном расположении в регенераторе): Иф = п-1.
Ширина и глубина пакета определяются размерами профильного листа и соответственно равны 682 и 1 364 мм.
Поверочный тепловой расчет пластинчатого регенератора
В процессе поверочного расчета уточняются фактические теплотехнические характеристики регенератора при принятых размерах и компоновке секции аппарата.
Исходные данные
Расход воздуха J
Расход продуктов сгорания (<7)
Входная температура J и давление воздуха (Р„О>Л)
Входная температура (/,_.) и давление продуктов сгорания (Р )
Сумма относительных потерь давления по трактам (5PZ)
Количество теплообменных элементов в секции (лас)
Число газовых и воздушных каналов по ширине профильного листа (л)
Длина пути продуктов сгорания в теплообменном элементе (£)
Длина (£) и ширина (Л) листа
Соотношение длины пути воздуха и продуктов сгорания L !Ьг
Материал листа — нержавеющая сталь Х18Н9Т
Толщина листа (б7)
Проходное сечение каналов воздуха (\о(г))
Проходное сечение каналов продуктов сгорания (s )
Периметр каналов воздуха (П<юй)
Периметр каналов продуктов сгорания (П.)
Шаг каналов по ширине листа (S',)
Шаг теплообменных элементов в регенераторе (?)
Расчет производится в следующем порядке.
1.	Аналогично п. 7 проектного расчета, находим выходные и средние давления теплоносителей в аппарате.
2.	Принимаем в первом приближении значения температур теплоносителей на выходе из аппарата и по средним температурам и давлениям находим их теплофизические параметры.
3.	Рассчитываем фактическую площадь поверхности теплообмена секции:
F = п • п • П • L . с з.с к г г
4.	Определяем фактические суммарные проходные сечения каналов теплообменных элементов по воздуху и продуктам сгорания:
S = п • п  s ' S = п  п • s . возд з.с к возд7 г з.с к г
5.	Фактические скорости течения воздуха и продуктов сгорания по каналам теплообменных элементов:
м> = G , / (р -S J; w =G / (р • 5). возд возд возд возд71 г г г г7
6.	Коэффициенты теплоотдачи воздуха и продуктов сгорания, а также и коэффициент теплопередачи в регенераторе определяем по формулам (6.5), (6.6) и (1.25).
7.	Теплопроизводительность секции регенератора вычисляем по выражению, верному для чистого противотока
1 Г K'Fc(
1 - ехр -
1-^

1г ^1возд
возд у
1------— • ехр
W возд
К F.
™г
(6-9)
W возд
8.	Выходные температуры воздуха и продуктов сгорания находим по формулам (1.39) или (1.40). Проверяем точность вычисления конечных
температур по формуле
*2г ~~*2г
*2г
(для t2tojd точность расчета определяется аналогично). Если условия не выполняются, повторяем расчет с п.2 с новыми значениями температур.
9.	Определяем значение степени регенерации:
г = (/	J/(*,
4 2возд ъвозо' v 2возо 1возд'
Гидравлический расчет пластинчатого регенератора
Цель гидравлического расчета — определение потерь давления по трактам регенератора.
Коэффициенты потерь давления при обтекании профильных листов с воздушной и газовой сторон рассчитываются по зависимостям:
по воздуху	£вой) = 0,416 • Re^,	(6.10)
по газу	= 0,28  Re~?’2.	(6.11)
Потери давления при обтекании профильных листов с воздушной и газовой сторон:
; дрг=^.р,.Ь..Г?.	(612)
^возд	2
Относительные потери давления при обтекании профильных листов с воздушной и газовой сторон равны
АР	АР
^Рвозд =	• 100%; 8Рг = —± • 100%.
Гвозд	'г
Суммарная относительная потеря давления по трактам регенератора находится по соотношению
6.3.2. Расчет трубчатого регенератора
Расчет трубчатого регенератора во многом аналогичен расчету любого кожухотрубного аппарата.
Для расчета теплообмена в регенераторах рекомендуются эмпирические зависимости [1,40]:
при внешнем обтекании трубок в пучке	х
( с
Ли = 0 41-/?е°’6 . Рг0,33- — •	/д
и,41 кееозд ггво1д	}	(6.13)
< 2 7
при течении внутри трубки	= 0,021 • Re1}’*  Рг?'4	(6.14)
Для расчета коэффициентов линейных гидравлических сопротивлений используются соотношения [48]:
при внешнем обтекании трубок в пучке	= 5,2-Re~^9  (vy-1)-0’25; (6.15)
при течении внутри трубки	= 0,3164 • ReJ0’25,	(6.16)
где у — относительный шаг (см.гл.1).
В этих формулах при расчете чисел Рейнольдса за определяющие скорости принимаются средние расходные скорости воздуха и продуктов сгорания; за определяющие температуры — средние по регенератору температуры воздуха и продуктов сгорания; за определяющие размеры — внутренний и наружный диаметры трубок.
Формулы пригодны для расчетов при развитом турбулентном режиме течения теплоносителей.
Кроме указанных линейных гидравлических сопротивлений в трактах регенератора имеются и местные сопротивления. Для них известны значения коэффициентов потерь давления:
•	для внезапного сужения потока д = 1,5;
•	для внезапного расширения потока дри .ш = 1,0;
•	для поворота потока на 180° дло< = 1,5.
Проектный тепловой расчет трубчатого регенератора
Для проектного расчета трубчатого регенератора необходимы те же самые режимные параметры, что и для расчета пластинчатого аппарата. Исходные данные должны также содержать диаметры трубок и шаги их разбивки.
Последовательность расчета трубчатого регенератора в нескольких начальных шагах совпадает с ходом расчета пластинчатого регенератора. Расчет производится в следующем порядке.
1.	Аналогично п.7 проектного расчета пластинчатого регенератора, находим выходные и средние давления теплоносителей в аппарате.
2.	Рассчитываем температуру воздуха на выходе из регенератора по заданной степени регенерации:
t. л = t, Л + f  {t, -t. .).
2возд 1 возд	v 1 г I возд'
3.	Определяем среднюю температуру воздуха в регенераторе
tс!’ = (t + f 1/2
возд ' lewd 2возд '
4.	По средней температуре воздуха с помощью графика на рис.6.43 находим теплоемкость воздуха (с, 4юй) и теплопроизводптельность регенера
тора по уравнению теплового баланса (без учета потерь в окружающую среду)
б =	<*,	( t ,.jd —	)•
5.	Принимаем в первом приближении температуру продуктов сгорания на выходе аппарата (/2г) и вычисляем величину средней температуры продуктов сгорания:	t= (11г + Г2г ) / 2.
6.	По уравнению теплового баланса вычисляем новое значение темпе
ратуры продуктов сгорания на выходе из регенератора, причем теплоемкость продуктов сгорания (с^) определяется по средней температуре продуктов сгорания ( t^p) с помощью графика на рис. 6.43:
4г =^г —• SJ.
7.	Проверим точность вычисления температуры t2; по формуле
*2г -*2г
С.’
где е — принятая точность расчета. Если условие не выполняется, повторяем расчет с п.4 с новым значением температуры t2;.
8.	По средней температуре и среднему давлению продуктов сгорания с помощью таблиц [39] определяем теплофизические параметры теплоносителей, необходимые для дальнейших расчетов, — коэффициенты теплопроводности и динамической вязкости, а также число Прандтля.
9.	Принимаем величину скорости течения продуктов сгорания по трубкам м>г = 42 м/с.
10.	Принимаем величину скорости течения воздуха в межтрубном пространстве регенератора w = 7 м/с.
Принятые величины скоростей течения продуктов сгорания и воздуха получены из предварительных оценок по опыту проектирования трубчатых регенераторов. Могут применяться и более формализованные приемы решения этой задачи — наподобие использованной выше оптимизационной формулы (6.7) для пластинчатого регенератора. В действительности же проектировочные расчеты не заканчиваются однократным «оптимальным» расчетом, а продолжаются сериями вариантных расчетов (как правило, на ЭВМ), поскольку для такого сложного объекта, как регенератор ГТУ, должны оптимизироваться не отдельные (хотя и важные) целевые функции (потеря давления или степень регенерации), но целый их комплекс — габариты, масса, стоимость и т.п., а также должны рассматриваться разные варианты компоновки и регенератора и ГТУ в целом.
11.	Коэффициенты теплоотдачи воздуха и продуктов сгорания, а также и коэффициент теплопередачи в регенераторе определяем по формулам (6.13), (6.14) и (1.25).
12.	Средний температурный напор в регенераторе можно рассчитать по формуле (1.35) с введением к нему поправки на отклонение от противотока, определяемой по графикам, изображенным на рис. 1.17. Однако для расчетов на ЭВМ можно пользоваться алгоритмом [48], учитывающим многократную перекрестность течения теплоносителей при общем противотоке.
Согласно данному алгоритму, необходимо задать число ходов воздуха
в регенераторе, которое пока неизвестно. Из практики проектирования и
из анализа уже выполненных конструкций трубчатых регенераторов известно, что этот параметр составляет 4...8, причем по распространенной конструктивной схеме GEA пригодны только четные значения. С учетом размеров проектируемого регенератора принимаем число ходов воздуха в регенераторе z .
В соответствии со схемой течения теплоносителей в регенераторе (многократный перекрестный ток при общем противотоке и отсутствии перемешивания греющего теплоносителя — продуктов сгорания, движущихся по трубкам) по табл. 6.10 принимаем значение индекса противоточности схемы р.
Табл. 6.10. Значения индекса противоточности д
%во;д	2	3	4	5	6	7	>7
р>	0,881	0,949	0,971	0,982	0,987	0,991	1
Далее необходимо вычислить ряд вспомогательных параметров (см.разд. 1.10.1):
•	АГ ; Ar ; Ar = t, -t,  м 7 б 7 расп 1г \возд7
•	А = А/ / Az ; R = 1 / А ; Р = At / А/ ;
•	Zt = tI(a + 1)2-4.Pj-A.
Средний температурный напор в регенераторе определяется по зависи-М0С™
~,Л-.р М-* + 1-г,7.	(6.17)
2-PR-(A + l + zt)
13.	Площадь поверхности теплообмена регенератора находим по уравнению теплопередачи F = Q/(K-Af)-
14.	Поперечные сечения для прохода воздуха и продуктов сгорания, требуемые в соответствии с принятыми ранее скоростями, рассчитываем по уравнению неразрывности
А = G , / (р .и’	); S = G / (р • w).
15.	Число трубок для прохода продуктов сгорания (с округлением до целого):	.
16.	Длину пути продуктов сгорания в регенераторе, соответствующую по величине площади поверхности теплообмена, с учетом того, что газовая сторона принята в качестве расчетной, так как коэффициент теплоотдачи продуктов сгорания меньше коэффициента теплоотдачи воздуха, находим по зависимости
Ьг = F 1 ( ZnV- П ’ d.„ ) •
17.	Оцениваем полную длину трубок, добавляя к их активной длине принятые значения ряда конструктивных параметров: сумму толщин внутренних перегородок (блср), толщину верхней трубной доски (5e Д, толщину ниж-
ней трубной доски (8я а) и величину выступов трубок над трубными досками J:
L — L + (z . — 1)- 8 +8 . + 8 . +2 - 8
__	тр. поли г v возд	7 пер	в. д	и. д	вые
Таким образом, ключевые конструктивные параметры регенератора найдены и можно перейти к выполнению его компоновки.
Компоновка трубчатого регенератора
Цель компоновки трубчатого регенератора с кольцевым трубным пучком состоит в основном в поиске параметров размещения трубок на трубной доске и других размеров, обеспечивающих получение требуемой поверхности теплообмена и принятой скорости теплоносителя в межтрубном пространстве.
Высота ходов по воздуху (расстояние между внутренними перегородками): й,юа = £г /z,OJd.
Суммарная ширина промежутков между трубками на среднем диаметре кольцевого трубного пучка, обеспечивающая рассчитанное проходное сечение по воздуху и соответствующую ему скорость воздуха:
й£ =S, о1Л / htmi .
Количество трубок на среднем диаметре кольцевого трубного пучка с учетом шагов трубок и наружного диаметра трубки:
=й£/((хи-1). J ).	(6.18)
Длина окружности по среднему диаметру кольцевого трубного пучка равна
= Z'"P' ^2‘
Средний диаметр кольцевого трубного пучка определяется из длины
окружности:
Dempp=Lcp/n.
Площадь кольцевой зоны на трубной доске, необходимой для размещения расчетного числа трубок:	/_
с	с2 ,7ср ,	(6.19)
I—	л к.шр _ ‘J 1 Zlnp
УЗ 2	2
где комплекс 2 131 представляет собой площадь шестигранной ячейки вокруг трубки при способе разбивки трубного пучка по равностороннему
треугольнику.
Использованный здесь метод расчета требуемой площади, применяемый также и для решения обратной задачи — определения числа трубок, размещающихся на заданной площади, весьма приближенный, поскольку в это число трубок попадают и трубки, пересекаемые границами кольцевой зоны, чего в действительности быть не может. Эти трубки должны быть
исключены.
Наружный и внутренний диаметры трубной кольцевой зоны определяются, исходя из геометрических соотношений для кольца:
^н.к. = ^тр + § к.тр / (л^тр )> Рвн.к. = D„Pp — SKalp I (л D£p ) 
Диаметр дисковой перегородки доджей быть несколько больше наружного диаметра трубной кольцевой зоны, а диаметр отверстия в кольцевой перегородке соответственно меньше внутреннего, так как по конструктивно-технологическим соображениям между поверхностями отверстий под крайние трубки и контурами перегородок должны оставаться перемычки, величина которых (5^) принимается обычно равной 20 мм. Тогда с учетом размеров шестигранной ячейки вокруг трубки диаметр дисковой перегородки и диаметр отверстия кольцевой перегородки соответственно равны
D =D +2-5 -(v-l)-d;D = D -2-5 +(у-1)-</.	(6.20)
Диаметры наружной и внутренней границ, за которыми не должны находиться центры отверстий под трубки, определяются следующим образом:
D гр = Dd - 2&кр - dn; DMjp = Domt + 2\р + dn.
Знание этих границ позволяет точно определить число трубок на трубной доске при принятых размерах трубной кольцевой зоны.
Внутренний диаметр корпуса рассчитывается при условии, что скорость течения воздуха в кольцевом зазоре между корпусом и контуром дисковой перегородки равна скорости воздуха в межтрубном пространстве. Последнее означает, что площадь этого зазора равна рассчитанной ранее площади прохода воздуха (\озй)- Тогда внутренний диаметр корпуса равен
£>л.=Х2+4^М-
Число рядов трубок в трубной кольцевой зоне по направлению течения воздуха в межтрубном пространстве в пределах одного хода определяется по зависимости
z =(D -D )/(2-5,).
Высоту секции оцениваем, добавляя к длине трубного пучка высоты газоподводящей и газоотводящей камер продуктов сгорания, определенные путем соблюдения пропорций относительно полученных уже диаметральных размеров по известным примерам конструкций трубчатых регенераторов. На этом процесс определения компоновочных параметров, необходимых для выполнения конструктивной схемы секции трубчатого регенератора, завершается.
Поверочный тепловой расчет трубчатого регенератора
Исходные данные
Расход воздуха (С,„зй)
Расход продуктов сгорания (G)
Входная температура (гЬмй) и давление воздуха (Р,,оза)
Входная температура (Г J и давление продуктов сгорания (Рь)
Сумма относительных потерь давления по трактам (5PZ)
Известными считаются также и фактические конструктивно-компоновочные параметры: количество и типоразмер трубок, а также характер и
параметры разбивки трубок на трубной доске, т.е. zmp, dn; d^, 8m ; у ; S,; S2; материал трубок; система внутренних перегородок типа «диск-кольцо» и число ходов по воздуху z,OJd; толщины трубных досок и внутренних перегородок 8яй, 8пер, величины выступов трубок над трубными досками и краевых перемычек 8выс, 8кр; а также размеры внутренних перегородок Dd, Domt и полная длина трубок Lnvvi.
Расчет производится в следующем порядке.
1.	Аналогично п.1 проектного расчета, находим выходные и средние давления теплоносителей в аппарате.
2.	Принимаем в первом приближении значения температур теплоносителей на выходе из аппарата и по средним температурам и давлениям находим теплофизические параметры теплоносителей.
3.	Находим фактические суммарные проходные сечения трактов воздуха и продуктов сгорания по формулам
$возд =zmp (У- 1	~ Zi«P г •
4.	Определяем фактические скорости течения воздуха в межтрубном пространстве и продуктов сгорания по трубкам:
= G.Oii> 1 (Р.,,,/ S.oJ’ Wi = Gt 1 (Рг- S)-
5.	Коэффициенты теплоотдачи воздуха и продуктов сгорания, а также коэффициент теплопередачи регенератора рассчитываем по формулам (6.13),(6.14) и (1.25).
6.	Конечные температуры теплоносителей в регенераторе могут быть определены по алгоритму, приведенному в [48] и построенному на тех же принципах, что и ранее использованный алгоритм расчета температурного напора.
В соответствии со схемой течения теплоносителей в регенераторе по табл. 6.10 для значения zeojd принимаем величину индекса противоточности схемы рз.
Определяем массовые расходные теплоемкости воздуха и продуктов сгорания (водяные эквиваленты):
W =G -с • W = G с , возд возд р возд7 г г р г7 после чего выбираем из полученных значений максимальное и минимальное.
Далее вычисляем ряд вспомогательных параметров:
•	А = W . / W ; min max7
•	A°=W JW; возд г’
•	S = К • Fl W ;
mm’
•	Z, = J (А + 1)2-4р3-А ;
а также коэффициент тепловой эффективности схемы теплообменника, предложенный Г.Е. Каневцом [48]:
=________2[exp(S-zf)-l]______
(z, + A + l)exp(s-zt)+zt - A-l
Вводим параметры Z и Ф, определяемые исходя из следующих условий:
1) если Wmm = РЕ , то Z = Т) и Ф = Z-A°\
2) если W - W ., тoФ = тlиZ = Ф/ Л0.
Конечные (выходные) температуры воздуха и продуктов сгорания вычисляются по формулам
^2возд — «1возй "	\«1г ~^1возд / ,	(6.21)
«2г	)•	(6.22)
7.	Проверим точность вычисления температур tu и t2 по соответствующим формулам, например
«2г ~«2г
«2г
где Е — принятая точность расчета. Если условие не выполняется, то повторяем расчет с п.2 с новыми значениями температур до достижения требуемой точности.
8.	По уравнению теплового баланса находим фактическую теплопроиз-водительность регенератора по воздуху:
Q = G -с • (t. .-1. ' ,);
*— возд рвозд v 2возд Хвозд7*
и по продуктам сгорания:
Близость значений этих величин показывает внутреннюю согласованность алгоритма поверочного расчета.
9.	Фактическое значение степени регенерации:
г = (г, , -t. ,) / (Г, - t. ,).
v 2возд Хвозд7 v 1г Хвозд7
Гидравлический расчет трубчатого регенератора
Цель гидравлического расчета — определение потерь давления по трактам регенератора.
Потери давления по тракту воздуха складываются из линейных потерь давления при внешнем обтекании воздухом трубного пучка (АЕ"^), местных потерь давления воздуха при поворотах из хода в ход (	) и мест-
ных потерь давления воздуха при внезапном расширении на входе внутрь трубного пучка и при внезапном сужении на выходе из него (АЕ^)- Таким образом:
возд .
2 ’ w2 " возд 
возд .
2
&ртр возд	%возд ‘% р ^>возд ’ Р возд
Крпов Р^возд	( % возд	нов ’ Р возд
ЬРрс\ возд	— (*? рас "I" ? суэк ) Р возд
(6.23)
(6.24)
(6.25)
Сумма потерь давления по тракту воздуха:
др — др'"Р ц_ дрп,,в J. дрРс ^вОзд - ^возд + ^возд + ^возд 
Относительная потеря давления по тракту воздуха: др
—'100%.
*возд
6.3. Тепловой и гидравлический расчеты регенераторов ГТУ , - — -1 — - ----------------------------------------------------—------------
Потери давления по тракту продуктов сгорания складываются из линейных потерь давления при течении продуктов сгорания в трубках и местных потерь давления продуктов сгорания при внезапном сужении на входе внутрь трубок и при внезапном расширении на выходе из них, т.е.
. 2
;	(6-26)
2	2
^РгРС = <ЛсуЖ +^Рас>-Рг~ ’	<6’27>
Сумма потерь давления по тракту продуктов сгорания:
АЛ =	+ &Pfc •
Относительные потери давления продуктов сгорания: о АР, 5Р, =---------------------------^-100% •
Суммарная относительная потеря давления по трактам регенератора:
Рассчитанная суммарная относительная потеря давления по трактам регенератора должна быть близка к заданной, иначе необходимо несколько изменить размеры трубного кольца и повторить поверочный расчет регенератора.
6.3.3.	О некоторых приемах поиска оптимальных решений при проектировании регенераторов
При проектировании регенераторов, как и любых других теплообменных аппаратов, необходимо принимать решения по следующим проблемам:
•	выбор типа поверхности — трубчатая или пластинчатая;
•	выбор схемы, т.е. типа взаимного движения теплоносителей и числа ходов;
•	выбор стороны поверхности теплообмена для теплоносителей;
•	выбор интенсификаторов теплопередачи (профилирование поверхности теплообмена, оребрение, применение вставок-турбулизаторов);
•	выбор скоростей движения теплоносителей относительно сторон поверхности теплообмена;
•	выбор геометрических параметров теплообменника (типоразмер трубок, шаг трубок, длины трубок, размеры проходных сечений каналов);
•	выбор (в некоторых случаях) вида теплоносителя.
В целом эти вопросы вместе с целевыми функциями оптимизации образуют многопараметрическую оптимизационную задачу.
При этом вопросы выбора материала, видов заготовок для деталей и технологии изготовления, методов обеспечения надежности могут решаться отдельно.
Рациональное решение перечисленных вопросов позволяет оптимизировать взаимосвязанные тепловые и гидродинамические процессы — теп-
лопередачу в регенераторе и возникновения потерь полного давления теплоносителей. Для оценки интенсивности этих процессов выработаны известные методики в виде зависимостей между безразмерными величинами — критериями подобия. Однако сопоставление разнородных процессов для геометрически неподобных поверхностей на их основе весьма затруднительно. Примером служит чрезвычайно громоздкая оптимизационная формула, использованная при расчете пластинчатого регенератора [47].
Одним из приемов, позволяющих разрешить проблему оптимального выбора при проектировании теплообменников, является использование энергетического коэффициента, предложенного В.М. Кирпичевым для сравнительной оценки тепловой эффективности поверхностей [49]. Этот коэффициент представляет собой отношение теплопроизводительности регенератора к мощности, затраченной на перекачивание теплоносителей по его трактам:
E=QIN.	(6.28)
У такого показателя эффективности есть ряд достоинств:
•	он есть отношение однородных величин, т. е. безразмерная величина;
•	он достаточно универсален, так как не зависит от вида поверхности теплообмена, вида теплоносителей, схемы теплообменника;
•	при использовании его в качестве целевой функции нужно искать его максимум;
•	применительно к регенераторам он показывает, что при его минимизации возрастает мощность ГТУ.
Качественное суждение о характере применения энергетического коэффициента для поиска оптимальных значений некоторых параметров применительно к пластинчатым и трубчатым регенераторам можно получить из примеров, приведенных в [47, 49], где применялся модифицированный энергетический коэффициент, в котором использовалась не теплопроиз-водительность, а удельный тепловой поток. В графической форме эти результаты показаны на рис. 6.44. Из представленных графиков видно, что при определенных значениях скоростей теплоносителей и их соотношениях энергетический коэффициент действительно имеет экстремум — максимум. Кроме того, видно, как на эти соотношения влияет и другой параметр регенератора — давление воздуха. Таким образом, ясно, что с помощью энергетического коэффициента можно проводить сопоставление достаточно разнородных конструкций теплообменников и выявлять оптимальные соотношения для их параметров.
В то же время энергетический коэффициент не позволяет напрямую оценивать регенераторы по массово-габаритным показателям. В [47,49] предлагается использовать для этих целей относительные показатели: коэффициент компактности VIF и массу единицы поверхности MIF, где F— поверхность теплообмена, а К и М— объем и масса регенератора соответственно. Эти параметры, не являясь безразмерными величинами, не универсальны, но, безусловно, дают достоверное представление о качестве проработки регенератора. Очевидно, что при их минимизации может быть получена достаточно совершенная конструкция.
Рис. 6.44. Применение энергетического коэффициента Е для поиска оптимальных параметров регенераторов.
а — зависимости для пластинчатого регенератора из противоточных теплообменных элементов с двуугольными каналами, б — зависимости для трубчатого регенератора; и м>г — соответственно скорости воздуха и продуктов сгорания, м/с, Рвтд — давление воздуха, кгс/см2
6.3.4.	Применение метода малых отклонений при расчетах регенераторов
В ходе проектирования регенератора может возникать необходимость в быстрой оценке влияния на его характеристики малых изменений размеров при сохранении параметров теплоносителей. Представляет интерес и обратная задача — оценка влияния малых изменений параметров тепло-
носителей при сохранении размеров. При производстве может возникнуть потребность в оценке воздействия технологических погрешностей и роли вынужденных по условиям производства замен материалов, типоразмеров и сортаментов деталей. Вторая задача — это по существу задача анализа переменного режима. Все три задачи требуют выполнения не проектировочных, а поверочных расчетов, что при их трудоемкости может представлять затруднения даже при использовании ЭВМ. Перечисленные проблемы могут быть разрешены использованием метода малых отклонений.
Применительно к ГТУ и ГТД метод малых отклонейий подробно разработан и широко применяется при проектировочных работах и отработке конструкций, а также при анализе эксплуатационных воздействий на параметры ГТУ [50].
Сущность метода малых отклонений состоит в следующем. Если задана некоторая функция многих переменных (аргументов)
J = /(х,,х2,х3,...),
то, как известно, ее дифференциал записывается в виде
. Эу Эу ду
dy =----dx, +---dx-> +---Jx,...
dxj	1 Эх2	“ Эх3	3
Аргументы сами могут быть функциями других переменных и между ними могут существовать параметрические связи. Тогда это упрощенное выражение должно быть развернуто в соответствии с функциональными зависимостями по правилам составления дифференциалов для сложных функций.
При малых изменениях функции и ее аргументов их дифференциалы можно заменить малыми приращениями (абсолютными изменениями) и записать приближенное равенство:
* ду	ду	ду
Ду«-----Ax( 4-	--Дх2+Ч--Дх3...
ох 1	их 2	ох
Введем малые относительные изменения функции и ее переменных (малые отклонения) в окрестности некоторой точки из области изменения аргументов:
&,=^, &2=^.
Jo	*10	*2О	'	*30
где Jo, *1о, х20 ’ хз0 • — номинальные значения функции и аргументов, и, проделав небольшие преобразования, получим
.. dj Х1о е ду *2 о с Эу е
gy~ ------+	•	-&Гт+—	0 -8хч ... И Т.Д.
ЭХ! у0 Эх2 у0 - Эх3 у0
Множители перед относительными изменениями аргументов называют коэффициентами влияния аргументов на функцию. Введем для них обозначения:
_ Эу Х1о	к =А_ *2° к =^~ ^0
Эх1К ’	Эх2 у0 ’	Эх3 у0 ’ ”
Тогда связь малых отклонений функции с малыми отклонениями ее аргументов запишется в виде
бу =	-8*1	-8*2 +кх3^у -8г3...
Малые относительные отклонения чаще всего выражают в процентах от номинальных значений функции и аргументов, тогда коэффициенты влияния своим численным значением показывают, на сколько процентов изменится функция при изменении аргумента на один процент. В этом заключается сила метода малых отклонений — наглядность и простота выявления не только качественных, но и количественных взаимосвязей между параметрами объекта исследований.
Принципиален вопрос о пределах применимости метода малых отклонений, т. е. вопрос о допустимой величине «малых» отклонений. Общего ответа здесь не может быть, поскольку точность замены функции ее линеаризованным представлением зависит от интенсивности изменения функции при изменении аргумента (крутизны ее графика). В [50] указывается допустимость отклонений аргументов в пределах ±10 % от их номинальных значений, в других источниках ограничиваются ±5 %. В конкретных случаях эта проблема требует специального исследования.
Формулы для коэффициентов влияния обычно получают путем аналитических преобразований известных соотношений, описывающих связи между параметрами, характеризующими процессы в анализируемом оборудовании: балансовые уравнения для расходов и мощностей, геометрические соотношения между размерами, определения критериев качества работы оборудования, свойства рабочих тел и т.п. Как правило, такие преобразования весьма громоздки. При этом имеются некоторые трудности в ситуациях, когда связи выражаются не аналитически, а таблично, графически или алгоритмически. Затруднения в первых двух случаях могут быть преодолены путем построения аппроксимирующих формул. Третий вариант, примерами которого служат использовавшиеся при расчете трубчатого регенератора методы расчета конечных температур и температурного напора, представляет серьезные затруднения, поскольку здесь невозможно напрямую произвести аналитическое вычисление частных производных.
По выведенным формулам, задаваясь номинальными значениями аргументов, вычисляют коэффициенты влияния для любой их совокупности. Коэффициенты влияния сводят в таблицы. При пользовании такими таблицами проявляется одна из слабостей метода малых отклонений: принимаются значительные шаги изменения аргументов из-за стремления ограничить их объем. Для получения значений коэффициентов влияния при нужных значениях аргументов требуется интерполяция, которая иногда невозможна (например при выходе за пределы табличного интервала) и всегда вносит дополнительные погрешности.
Другой, менее общий, метод получения величин коэффициентов влияния — вычисление их по имеющейся алгоритмической и численной модели (САПР-модели) изучаемого объекта — путем проведения серий числен-
ных экспериментов на ЭВМ. Здесь, при задании абсолютного изменения аргумента от номинального значения вычисляется его новая величина, по которой вычисляется новое значение функции и по нему определяется ее абсолютное изменение. Затем вычисляются относительные изменения функции и аргумента. Далее путем деления полученного относительного изменения функции на относительное изменение аргумента вычисляется, наконец, коэффициент влияния. Естественно, что при наличии САПР-модели с подсистемой для теплогидравлических расчетов и доступности ЭВМ в использовании метода малых отклонений нет необходимости, однако накопленная база коэффициентов влияния обеспечивает проявление сильных качеств метода — быстроты, простоты и наглядности. Кроме того, имеющийся опыт разработки моделей по методу малых отклонений показывает, что в некоторых случаях этот метод позволяет особыми приемами исключить трудно формализуемые в функциональной модели связи и факторы, в результате чего модель в малых отклонениях становится точнее и проще.
Коэффициенты влияния для трубчатого регенератора ГТУ, полученные с помощью его функциональной САПР-модели, приведены в табл. 6.11. Их совокупность является моделью регенератора в малых отклонениях. В качестве номинальных были приняты значения параметров, определенные далее в примерах расчетов аппаратов.
Параметры-аргументы модели можно разделить на две группы — конструктивные и режимные. Конструктивные параметры-аргументы:
•	диаметр дисковой перегородки (Dd);
•	диаметр отверстия в кольцевой перегородке (^опм);
•	полная длина трубки (L );
•	наружный диаметр трубки (dt);
•	толщина стенки трубки (6ш);
•	коэффициент теплопроводности материала трубки (ктрУ,
•	относительный шаг трубок (у).
В этот перечень не включен представляющий значительный интерес конструктивный параметр — число ходов по воздуху, поскольку он меняется скачкообразно и его изменения не могут считаться малыми.
Режимные параметры-аргументы:
•	температура воздуха на входе в регенератор
•	расход воздуха (Geojd);
•	давление воздуха (Р1<гаЛ);
•	температура продуктов сгорания на входе в регенератор (71г);
•	расход продуктов сгорания (G);
•	давление продуктов сгорания (Р1г).
Параметры-функции модели регенератора можно разделить на такие же группы — конструктивные и режимные.
К конструктивным параметрам-функциям относятся число трубок (z ), масса трубок (Мтр) и поверхность теплообмена регенератора (F).
Режимные параметры-функции:
•	температура воздуха на выходе из регенератора
•	температура продуктов сгорания на выходе из регенератора (f2,);
•	теплопроизводительность регенератора (Q);
•	коэффициент теплоотдачи воздуха (аетд)',
•	коэффициент теплоотдачи продуктов сгорания (ссг);
•	коэффициент теплопередачи (/Q;
•	средний температурный напор (д,);
•	скорость воздуха (н>ев1дУ,
•	скорость продуктов сгорания (wj;
•	степень регенерации (г);
•	потеря давления воздуха (ДРемд);
•	потеря давления продуктов сгорания (ДРг).
Пара-метр» apiyMeitT	Отклонение параметра-аргумента	Пара мет р-функция														
		Zmp	м„,,,	f 2в<ид	tz	С		а-	К	F	м			Г		А/<
Г)	+1%	2,84	2,84	0.16	-0,22	0.30	-0.49	-2,17	-1,70	2.84	-0,73	-0,78	-2.52	0,29	0.50	-4,87
	-1%	-2,84	-2.84	-0.17	0.23	-0.34	0,35	2,41	1,81	-2.84	0,82	0.57	3,08	-0,33	-0.91	5,73
т\	+1%	-0.58	-0.58	-0,05	0.07	-0,10	-0,27	0.49	0,26	-0.58	0.23	-0.43	0,61	-0.09	-2.62	1,10
‘'time	-1%	1,16	1,16	0.09	-0,12	0.15	0.13	-0.92	-0.62	1.16	-0.37	0,21	-1,15	0,15	0,40	-2,09
1	+1%	0,00	1,00	0.12	-0,18	0,24	-0,60	0.01	-0.17	1.02	-0.59	-1,00	-0,04	0,24	-1,70	0.62
‘-‘no.Ht	-1%	0,00	-1,00	-0,12	0,17	-0,25	0.60	0,01	0,18	-1,02	0.60	1,00	0.05	-0.25	1,80	-0,62
Л	+1%	-1.68	-0,67	-0,17	0,23	-0,35	-0,51	-0.56	-0,54	-0,63	0,83	-0,21	-0,38	-0.34	-2,47	-1,61
	-1%	2,26	1.17	0.21	-0,28	0.40	0.42	0.19	0.26	1.12	-0,97	0.00	-0.07	0,39	0.30	0.83
	+1%	0.00	0,96	0.00	-0.02	0,01	0.00	0,16	о,п	-0,09	-0.02	0,00	0.18	0.01	0,00	0.39
	-1%	0,00	-0,96	0.00	0,00	-0,01	0.00	-0,16	-0,11	0.09	0,02	0,00	-0.17	-0,01	0.00	-0.39
	+1%	0.00	0,00	0,00	0.00	0,00	0,00	0.00	0,00	0,00	-0.01	0,00	0,00	0,00	0,00	0,00
**mp	-1%	0,00	0,00	0.00	0,00	0,00	0.00	0,00	0,00	0.00	0,00	0,00	0.00	0,00	0.00	0.00
	+1%	1.68	-1,68	-0,19	0,27	-0,38	-1,88	1,40	0,43	-1,68	0.91	-3.14	1.81	-0.38	-7.69	3.30
V	-1%	2,26	2,26	0.22	-0.32	0,43	2.04	-1.75	-0,73	2.26	-1.04	3,42	-2,22	0.42	7,23	-3,96
	+1%	0,00	0,00	0.16	0.43	0,62	0.07	0,02	0,04	0.00	0.66	0.21	0.10	0.00	0,26	0.11
	-1%	0,00	0.00	-0.15	-0,43	0.61	-0.09	0.02	-0,04	0.00	0.65	-0,21	-0.10	-0,01	-0,26	-0.11
с	+1%	0,00	0.00	-0.29	-0,28	0.39	0.55	-0,02	0.15	0.00	0,24	0.86	-0.06	-0.58	1.64	-0.07
	-1%	0,00	0.00	0,30	0,28	0,41	-0.58	0,02	-0,15	0.00	-0,26	-0,93	0.07	0,59	-1,61	0.07
р	+1%	0,00	0.00	0.00	0,00	0.00	0.00	0,00	0.00	0.00	0,00	1,00	0.00	0,00	-0,98	0.00
	-1%	0,00	0.00	0,00	0.00	0.00	0,00	0,00	0.00	0.00	0.00	1.00	0.00	0.00	1.02	0.00
	+1%	0.00	0,00	0,86	0.55	1.71	0,11	0.11	0.11	0.00	1.59	0.29	0.50	0.04	0.36	0,55
«1г	-1%	0.00	0,00	-0,86	-0.56	-1,70	-0,11	-0.11	-0.11	0,00	-1.60	-0.36	-0,50	-0.04	-0.36	-0,55
	+1%	0.00	0,00	0,27	0.33	0,51	0,02	0.82	0,59	0,00	-0.07	0,07	1,08	0.50	0,11	1.93
(т_-	-1%	0,00	0,00	-0,27	-0.35	-0,53	-0,04	-0.82	0,59	0.00	0.07	-0,14	1,07	-0.52	-0,11	-I 90
р	+1%	0,00	0,00	0.00	0,00	0,00	0.00	0.00	0,00	0.00	0,00	0,00	-0,97	0,00	0,00	-0,98
* I.-	-1%	0,00	0,00	0.00	0,00	0,00	0.00	0.00	0,00	0.00	0,00	0,00	1.02	0,00	0,00	1.02
Табл. 6.11. Коэффициенты влияния для трубчатого регенератора
Представленные в табл. 6.11 коэффициенты влияния вычислены при отклонениях параметров аргументов в диапазоне ±2 %, а затем пересчитаны на диапазон ±1 %, как и видно из таблицы.
К приведенным данным необходимо сделать следующие комментарии.
•	Знаки коэффициентов влияния меняются при смене знака границы отклонения параметров-аргументов.
•	Положительное значение коэффициента влияния соответствует росту параметра-функции, отрицательное — уменьшению.
•	Совпадение знаков отклонения параметра-аргумента и коэффициента влияния соответствует возрастающей функции, различие — убывающей.
•	Значения коэффициентов влияния, равные нулю, указывают на отсутствие функциональной связи между параметром-аргументом и параметром-функцией или на малую значимость этой связи для принятых значений параметров-аргументов.
•	Величины коэффициентов влияния на уровне ±0,02 можно считать незначимыми, поскольку такие слабые связи находятся на уровне погрешностей тепло-гидравлических расчетов.
•	Различия коэффициентов влияния на уровне ±0,01 также можно считать незначимыми по той же причине.
•	Как правило, значения коэффициентов влияния на границах отклонения параметров-аргументов совпадают по модулю, как и должно быть при непрерывности в точке функции и ее производной, однако имеется значительное число примеров их различия. Это связано с дискретным и скачкообразным (т. е. с нарушением непрерывности) изменением числа трубок в пределах кольцевой перегородки при изменении диаметров перегородок, наружного диаметра и шага трубок. В силу очевидных связей, по этим причинам сходным образом ведут себя скорости теплоносителей и далее (с одновременным влиянием других факторов) — показатели теплопередачи и потери давления.
•	Своеобразно сказываются на показателях регенератора изменения размеров перегородок. При одинаковом относительном изменении диаметра дисковой перегородки и внутреннего диаметра кольцевой абсолютные изменения их различны, поэтому различно изменение числа трубок. Здесь также имеются особенности в поведении скоростей теплоносителей, показателей теплопередачи и потерь давления.
•	Изменения наружного диаметра трубок и относительного шага считались независимыми, тогда как в действительности конструктор меняет их одновременно, поскольку по конструктивно-технологическим соображениям перемычка между трубками в трубной доске не может быть произвольно малой.
•	Малые изменения наружного диаметра трубки и ее толщины технически нецелесообразны (при смене сортамента трубки они меняются значительно), однако с помощью малых отклонений можно проанализировать роль технологических погрешностей, которые невелики.
•	В соответствии с величиной коэффициентов влияния наиболее значимым конструктивным параметром является относительный шаг трубок.
• Изменения расходов и входных температур воздуха и продуктов сгорания считались независимыми, тогда как в действительности они меняются согласованно при изменении режима работы ГТУ.
Рассмотрим применение метода малых отклонений и приведенных в табл. 6.11 коэффициентов влияния к анализу взаимосвязей параметров регенератора ГТУ.
Практикум 1. Пусть диаметр дисковой перегородки увеличился на 1 %.
Тогда, в соответствии с. коэффициентом влияния, число трубок, их масса и поверхность теплообмена увеличились на 2,84 %. Заметим, что это значение не соответствует ожидаемому значению — 2%, которое обусловлено ростом площади перегородки пропорционально квадрату ее диаметра. По-видимому здесь дополнительно «включились в работу» трубки, перерезаемые краем перегородки при ее номинальном диаметре.
Скорость продуктов сгорания изменилась на -2,52 % (т. е. упала), что соответствует увеличению суммарного проходного сечения трубок.
Потери давления продуктов сгорания изменились на - 4,87% (т. е. уменьшились), что примерно соответствует 1,75 • (-2,52), где множитель 1,75 — показатель степени при скорости в формулах для потерь.
Коэффициент теплоотдачи продуктов сгорания уменьшился на 2,17 %, что примерно соответствует 0,8  2,52, где 0,8 — показатель степени при скорости в формулах для коэффициента теплоотдачи.
Теплопроизводительность регенератора увеличилась на 0,3 %. В соответствии с уравнением теплопередачи теплообменника эту величину можно вычислить через изменения коэффициента теплопередачи, поверхности теплообмена и среднего температурного напора: -1,7 + 2,84 - 0,73 = 0,41, что согласуется с вычисленным напрямую изменением теплопроизводительности.
Степень регенерации увеличилась на 0,29 %, что согласуется с ростом тепло-производительности.
Практикум 2. Определить, как нужно изменить длину трубок регенератора, чтобы увеличить степень регенерации на 1,0 %, проанализировать другие последствия этого решения.
В соответствии со знаками отклонения параметра-аргумента — длины трубки и коэффициента влияния для степени регенерации, равного 0,24, — длину трубок необходимо увеличить на 1,0 / 0,24 = 4,17 %.
Если принять во внимание известные номинальные значения параметров регенератора, то новая длина трубки составит 1,0417 • 4,77 = 4,969 м, а новое значение степени регенерации 1,01 • 0,698 = 0,705. Масса трубок при этом возрастет на 1,0 • 4,17 = 4,17 %, а потеря давления по продуктам сгорания — на 0,62 • 4,17= 2,58 %. Кроме того, температура продуктов сгорания на выходе изменится на - 0,18 • 4,17= = - 0,75 % (уменьшится), что затруднит работу водяных утилизаторов теплоты, установленных за регенератором.
Практикум 3. Для увеличения прочности трубной доски потребовалось увеличить перемычку между отверстиями под трубки на 1 мм, прочие размеры регенератора не изменились. Проанализировать последствия этого решения.
Прежнее значение относительного шага трубок составляло 1,32, что при наружном диаметре трубок 25 мм соответствовало перемычке в 8 мм. Новая величина перемычки — 9 мм. Тогда новое значение относительного шага трубок составит 1 +9 / 25 = 1,36. Отклонение от номинального значения составит (1,36 - 1,32) • 100 / 1,32 = 3,03 %. Число трубок и их масса изменится на -1,68 х х 3,03 = -5,09 % (уменьшение). Степень регенерации изменится на -0,38  3,03 = -1,15 % (уменьшение) и составит ( 1- 0,0115 ) • 0,698 = 0,690. Потеря давления по воздуху изменится на -7,69 • 3,03 = -23,3% (уменьшение). Потеря давления по продуктам сгорания увеличится на 3,30 • 3,03 = 10,0 %.
6.4. Примеры расчета
Пример 6.1. Выполнить расчет пластинчатого регенератора для ГТУ мощностью 10 МВт со степенью регенерации г = 0,7 и суммой относительных потерь давления по трактам 6PZ = 4,65 %.
Параметры теплоносителей: расход воздуха (У = 85,3 кг/с; расход продуктов сгорания G? = 86,1 кг/с; входная температура воздуха zleojd = 198 °C; входная температура продуктов сгорания - 507 °C; входное давление воздуха PUtrji) -0,451 МПа; входное давление продуктов сгорания Р = =0,103 МПа.
Двуугольные каналы между профильными листами на основной части теплообменного элемента, показанные на рис. 6.42, имеют следующие геометрические параметры: площадь прохода каналов воздуха s = 69,7-10'6 м2; площадь прохода каналов продуктов сгорания = 105-10-6 м2; периметр каналов воздуха Пвозд = 52,8-103 м; периметр, каналов продуктов сгорания Пг = = 55,5-10’3 м. Шаг каналов по ширине листа 5", = 25-10'3 м. Шаг теплообменных элементов в регенераторе (их толщина) t = 12 -10’3 м. Толщина листов 5л = 1 мм, коэффициент теплопроводности 18,3 Вт/(м  к).
Эквивалентные (гидравлические) диаметры каналов воздуха и продуктов сгорания:
di^ = 4-s л/п =4-69,7-IO3/52,8 = 5,28-10-3м;
d’ = 4 • s; / П = 4 • 105 • 10-3 / 55,5 = 7,57 • 10’3 м.
Рассчитываем температуру воздуха из выходе из регенератора в соответствии с заданной степенью регенерации:
Г2 л =	л+г-(^ J= 198 + 0,7-( 507— 198 ) = 414 °C.
Средняя температура воздуха в регенераторе:
'Ха =	+ '2.OJ / 2 = (198 + 414) / 2 = 306,0°С.
С помощью графиков на рис. 6.43 находим теплоемкость воздуха по его средней температуре: с t = 1 047,5 Дж/(кг • °C ).
Теплопроизводительность регенератора определяем по уравнению теплового баланса (без учета потерь в окружающую среду):
Q = Geo^ сР.О10  ( *2вт1> -	= 85’3 • 1047>5 • ( 414 — 198 ) = 19 300 кВт.
Рассчитываем температуру продуктов сгорания на выходе из регенератора:
t2i =tu-Q! (G, 'cp) = 507 "19 300 • 103/ ( 86,1 • 1 096,6 ) = 302,6°С.
Здесь теплоемкость срг = 1 096,6 Дж/(кг • °C) определена по средней температуре продуктов сгорания:	+ t2) / 2 = ( 507 + 302,6 ) / 2 =
= 404,8°С, вычисленной по заранее не известной выходной температуре продуктов сгорания, которая может быть найдена последовательными приближениями.
Противоточная диаграмма распределения температур теплоносителей в регенераторе, по которой можно проконтролировать правильность их изменения и наглядно показать их характерные разницы, представлена на рис. 6.45.
Примем распределение относительных суммарных потерь давления в регенераторе между трактами воздуха и продуктов сгорания: 8Р .. = 0,90 % и

Рис. 6.45. Противоточная температурная диаграмма регенератора
5Р, = 3,75 %. Тогда на выходе из регенератора теплоносители будут иметь давления:
й (1-8Р й) = 0,451 (1-0,009) = 0,447 МПа;
Ргг =	(1 - 8Р) = 0,103 (1 - 0,0375 ) = 0,0991 МПа,
а средние давления воздуха и продуктов сгорания составят:
pZd = (plt^ + P2„J / 2 = ( 0,451 + 0,447 ) / 2 = 0,449 МПа;
Ргр = (ри + Р2г ) 1 2 = ( °’103 + °’0991 V 2 = 0,101 МПа.
По средним температурам и давлениям определим с помощью таблиц [39] теплофизические параметры теплоносителей, необходимые для дальнейших расчетов.
Плотности теплоносителей рассчитаем по уравнению состояния:
Р«™> = pLp,3j{R«o3o  TZ<> ) = 0,449 106/ ( 287  (273 + 306,0 )) = 2,700 кг/м3;
Рг = p‘P/(R; -Г/ )= 0,101 • 106/ ( 287 ( 273 + 404,8 )) = 0,519 кг/м3.
Коэффициенты теплопроводности воздуха и продуктов сгорания равны соответственно: Xeojd = 0,0465 Вт/(м К) и \ - 0,0527 Вт/(м  К); коэффициенты динамической вязкости: = 29,43 10-6 Па с и = 33,15 10'6 Па с; коэффициенты кинематической вязкости: veaji = /рвотй = 29,43 10’6 / /2,700 = 10,9 106 м2/с и V. = [1 / рг = 33,15 16"/ 0,519 = 63,87 106 м2/с.
Скорость газа в каналах поверхности теплообмена рассчитываем по формуле (6.7)
Spt
х
^возд
& возд d2
0,28 • Срв<)3<)  рг  Р-г
8 -0,018 Хг -Рг
0,5
t0,416 Рг Рг ( d‘
Ьг 0,28 Рвтд Peon) d^md
________________________________0,0465________________________________
{ h 0,0527 5,28 29,43-10~6	0,28 • 1047,5 - 0,519 • 33,15 • 10~6	0,7
0,0465 7,57 ЗЗД5.ю"6	8-0,018-0,0527-0,103-106	1-0,7
4	J	0,5
1+ 1,25-10^
0,451-106	0,28 2,70
0,416 0,519 Г 7,57
5,28
г \-°-2
33,15-10~6
29,43-10-6
=38,1 м/с.
Скорость течения воздуха по каналам теплообменного элемента рассчитывается по уравнению (6.8):
3 возд
Рг
жг
г-возд
G,
•и>г
_ г 0,519^ ( 105 W 85,3
2,70
69,7
86,1
•38,1 = 10,9 м/с.
k Рвозд ) ( $возд у k
Числа Рейнольдса для воздуха и продуктов сгорания равны соответ
ственно
Re =w -d Jv = 10,9 • 5,28 • 1031 (10,9 • IO 6) = 5280;
Re=wi-dt!vi = 38,1 -7,57 • 10 3/( 63,87- IO'6) = 4516.
Числа Нуссельта для воздуха и продуктов сгорания рассчитываем по уравнениям (6.5) и (6.6)
Nuemd =0,018 Re";^ = 0,018 • (5280)0-8 = 17,1;
Nuz =0,018-Re*'* = 0,018 • (4516)08 = 15,1.
Далее находим величины коэффициентов теплоотдачи воздуха и продуктов сгорания:
а тЛ = N“ .а • * J d л = 17,1 • 0,0465 / 5,28 • 10-3 = 150,6 Вт/(м2  К);
а = 7V« - X / J = 15,1 • 0,0527 / 7,57 • 10 3 = 105,1 Вт/(м2 • К).
Коэффициент теплопередачи регенератора вычисляем по формуле (1.25)
V	1	1
К = —i-----Ё------г =--------------=з---------=61,7 Вт/(м2 - К).
1	. 5л . 1	1	1-10 J 1	v
-------1-----1--------------р_______I_____
авозд	аг 150,6	18,3	105,1
Среднелогарифмический температурный напор в регенераторе рассчитываем по формуле (1.35)
Х7 _	- *2возд ) - (Чг - *1^) (507 - 414) - (302,6 -198)
ш---------------------------=-------------------------— ух,6 С.
(t -t \	, (507-414)
Пг 12возд'	In------------
;	(зог.6-198)
^12г lleoid>
Площадь поверхности теплообмена регенератора находим из уравнения теплопередачи:
F = Q /(К  А/) = 19300 • 103 /(61,7 • 98,6) = 3172 м2.
Определяем площади прохода всех каналов по воздуху и продуктам сгорания, соответствующие вычисленным ранее скоростям:
5	= G . / (р .  w л) = 85,3 / ( 2,70 • 10,9 ) = 2,90 м2;
S^GJ (рг и>г ) = 86,1 / ( 0,519  38,1 ) = 4,35 м2.
Количество каналов по воздуху и продуктам сгорания в регенераторе:
z =S Js = 2,90/( 69,7- 10 6) = 41 606,9;
Z, = 5 / = 4,35 / ( 105 • 10-6) = 41 428,6.
Количество каналов следует округлить до целых чисел и принять равными друг другу: zwJd = z, = 41 600.
Длина пути продуктов сгорания в теплообменном элементе:
ьг = Fl (Z; • П) = 3 172 / ( 41 600  55,5  10 3) = 1,3739 м.
Газовая сторона принята в качестве расчетной, так как коэффициент теплоотдачи продуктов сгорания меньше коэффициента теплоотдачи воздуха.
Сопоставляя рассчитанную длину пути продуктов сгорания с длиной профильного листа, принятого для формирования регенератора (см. рис. 6.19), видим, что разница их невелика и поэтому L = 1,364 м. Тогда ширина листа равна b = 0,5 • Ьг = 0,5 - 1,364 = 0,682 м.
Количество каналов по ширине листа находим по соотношению пк = blSt = =0,682 / 0,025 = 27,3. Округляем рассчитанную величину до целого числа: лк = 27.
Количество теплообменных элементов в регенераторе по фронту набегающего потока продуктов сгорания (со стороны входа каналов): пз = =zi / пк = 41 600 / 27 = 1 540,7. Округляем рассчитанную величину до целого числа: пз = 1 540.
Попутно определим общее число профильных листов в регенераторе (по два на каждый теплообменный элемент): лл = 2 • лз = 2 • 1 540 = 3 080. Высота фронта пакета из теплообменных элементов (при их горизонтальном расположении в регенераторе) вычисляется следующим образом:
й = л • t = 1 540  12 = 18 480 мм. Фр j
Ширина и глубина пакета определяются размерами профильного листа и соответственно равны 682 и 1 364 мм.
Конфигурация и размеры сформировавшегося пакета, задаваемые требуемой площадью поверхности теплообмена регенератора, есть по суще-
ству конфигурация и размеры регенератора, а фронтальные размеры этого пакета определяют примерно такие же размеры патрубка для подвода продуктов сгорания. Естественно, что такая конфигурация патрубка технически нецелесообразна, поскольку не может быть разумно согласована с подводящим газоходом, который, в свою очередь, должен согласовываться по размерам и форме с выхлопным патрубком ГТУ.
Кроме того, получившийся пакет слишком громоздок и для производства, и для транспортировки, и для монтажа. Эта проблема должна быть рассмотрена при решении задачи о компоновке регенератора в целом.
Компоновка пластинчатого регенератора
Цель компоновки — приведение конфигурации поверхности теплообмена регенератора (в виде пакета из теплообменных элементов) к технически целесообразной форме и размерам. Делим регенератор на две секции, содержащие по 1540 / 2 = 770 теплообменных элементов. Также пополам делятся и расходы воздуха и продуктов сгорания:	= 85,3 / 2 = 42,65 кг/с;
G™4 = 86,1/2 = 43,05 кг/с.
Новая секция будет компактнее, однако принятое решение влечет ряд негативных последствий для компоновки ГТУ — в ее схеме появляются две параллельные системы из трех крупных трубопроводов: газохода подвода продуктов сгорания, подводящего и отводящего воздуховодов. Кроме того, каждая секция должна быть оснащена собственной выхлопной трубой. Дополнительные элементы потребуют для своего размещения дополнительного пространства и дополнительных площадей. Впрочем, при правильной (симметричной) компоновке тепловые и силовые нагрузки на корпусные детали ГТУ от взаимодействия с трубопроводами будут симметричными, что является положительным фактором.
Каждую секцию делим на два блока, содержащих по 770/2 = 385 теплообменных элементов, расположенных в блоке горизонтально. Таким образом, высота блока определяется числом теплообменных элементов в блоке и их толщиной. Ширина блока задана шириной профильного листа. Блоки размещаем вертикально, параллельно друг другу.
Для подвода воздуха к блокам встраиваем между ними воздухораспределительную камеру. Патрубок подвода продуктов сгорания к обоим блокам общий. Воздухораспределительная камера делит поток продуктов сгорания между блоками. Расходы воздуха и продуктов сгорания распределяются между блоками поровну.
Для удобства сборки при производстве секции регенератора делим по вертикали каждый блок на три теплообменных матрицы, содержащих по 385 / 3 - 128 теплообменных элементов каждая (результат деления округлен). Схема скомпонованной секции показана на рис. 6.46.
Оценим фронтальные по набегающему потоку продуктов сгорания размеры секции.
4603
Рис. 6.46. Схема секции пластинчатого регенератора.
1 — блоки из трех теплообменных матриц с горизонтальными теплообменными элементами из профильных листов, 2—воздухораспределительная камера
Высота секции: 128 • 3 • 12 = 4 608 мм. Ширина секции по горизонтали: 2 • 682 + 400 = 1 764 мм. Здесь к ширине двух блоков добавлена предварительно оцененная ширина воздухораспределительной камеры.
Сопоставив полученные размеры секции с данными по действительно выпускаемому регенератору ГТК-10-4, приведенными в табл. 6.5, видим, что они достаточно близки, следовательно, можно признать результаты компоновки удовлетворительными.
Пример 6.2.По данным примера 6Д произвести поверочный тепловой расчет секции спроектированного пластинчатого регенератора.
Поскольку при проектировочном расчете и компоновке теплообменной поверхности происходило отклонение геометрических и компоновочных параметров от их расчетных значений (в основном за счет округления) и при этом нарушались расчетные значения проходных сечений трактов теплоносителей, а, значит, их скоростей, необходимо уточнить фактические теплотехнические характеристики секции регенератора.
Принимаем следующие фактические конструктивно-компоновочные параметры секции, профильного листа и теплообменного элемента:
•	число теплообменных элементов в секции (лз) — 768;
•	число газовых и воздушных каналов по ширине профильного листа (л ) — 27;
•	длина пути продуктов сгорания в теплообменном элементе (£_,) — 1 ,364 м.
Остальные геометрические параметры профильных листов, теплообменных элементов и их каналов остаются прежними.
В первом приближении принимаем значения теплофизических параметров теплоносителей из проектировочного расчета.
Рассчитаем величину фактической площади поверхности теплообмена секции:
Fc = пз • пк • П • Ьг = 768 • 27 • 55,5 • 10 3 • 1,364 = 1569 м2.
Фактические суммарные проходные сечения каналов теплообменных элементов по воздуху и продуктам сгорания:
S' = п • п -s = 768 • 27 • 69,7 • 10’6 = 1,445 м2;
5г = л • пк - д;  = 768 • 27 • 105 • 10 6 = 2,177 м2.
Фактические скорости течения воздуха и продуктов сгорания по каналам теплообменных элементов:
. = G А1(р -5 л) = 42,65 / ( 2,70 • 1,445 ) = 10,93 м/с;
пг = G< /(p.-S'J = 43,05/(0,519 • 2,177) = 38,10 м/с.
Поскольку величины скоростей теплоносителей практически не изменились и значения теплофизических параметров теплоносителей приняты прежними, нет необходимости уточнять коэффициенты теплоотдачи воздуха и продуктов сгорания, а также и коэффициент теплопередачи в регенераторе. В противном случае было бы необходимо пересчитать их по приведенным выше формулам. Принимаем прежние значения указанных величин: аюЛ = 150,6 Вт/(м2  К); а =105,1 Вт/(м2  К); К = 61,7 Вт/(м2 • К).
Вычислим массовые расходные теплоемкости воздуха и продуктов сгорания (водяные эквиваленты):
W = G . • с = 42,65 • 1047,5 = 44676 Вт/°С; возд возд р возд	’	’	9
W? = G?cp? = 43,05 • 1096,6 = 47209 Вт/°С.
Фактическую теплопроизводительность секции регенератора определя-
ем по уравнению (6.9)
. K-F„
1-ехр -
1— W ” возд
(507-198)-47 209-
1----------ехр
W 'г возд
1-ехр
K-F..
и;
w
1—-г
w,
возд у
61,7-1569/" ( 47 209 "
47209	44676
, 47 209
1--------ехр
44676
61,7-1569
47209
47 209
44676,
= 9629 кВт.
W
Выходные температуры воздуха и продуктов сгорания рассчитаем по уравнению теплового баланса
г , = *. e + Q/W = 198 + 9629-103/44676 = 413,5 °C;
г2г = г)г + Q / W? = 507 — 9629 • 103 / 47 209 = 303,0 °C.
Фактическое значение степени регенерации:
г = (г	Л = (413,5- 198 )/(507- 198) = 0,697.
v 2возд 1возд' v 1г 1возд' v 9	7 v	7	9
Сопоставление результатов поверочного расчета с соответствующими данными проектировочного расчета показывает, что расхождение фактических значений теплотехнических характеристик регенератора с их значениями, заданными перед проектированием, не превосходит 0,5 %. Следовательно, результаты расчетов не требуют дальнейших уточнений, а результаты компоновки регенератора можно считать на данном этапе проектирования удовлетворительными.
Пример 6.3. По данным примера 6.2 произвести гидравлический расчет пластинчатого регенератора.
Воспользуемся значениями чисел Рейнольдса, полученными в предшествующем расчете: Reeo]i) = 5 280 и Re? =4 516. Коэффициенты потерь давления при обтекании профильных листов со стороны воздуха и продуктов сгорания вычислим по формулам (6.10) и (6.11)
» 0,416 • Re^2 =0,416-5 280’0-2 = 7,49 • 1О’2,
t =0,28- Ref’2 =0,28-4 516 °-2= 5,20  10’2.
Потери давления при обтекании профильных листов с воздушной и газовой сторон определяем по соотношениям
ЬРвозд =	 Р<™> ’	= 7’49 ’10-2 • 2’70 -705-3- ’ ^Г~ = 3 879 Па’
d3tmd 1	5,28 -КГ3 2
2	9
= 5,20 • 10-2 • 0,519 1,364	=3 529 Па.
d32 2	7,57-Ю’3	2
Здесь использовано соотношение длины путей воздуха и продуктов сгорания: Ьвтд = 1,25 • Ьг = 1,25 • 1,364 = 1,705 м.
Относительные потери давления при обтекании профильных листов с воздушной и газовой сторон:
др	4R70
ЪРвозд=—^лт% =---------------100% =0,86%,
Рвпзд	0,451-106
5Р =-Р‘--100%=	15-^—-100% =3,43%.
рг	0,103-106
Суммарная относительная потеря давления по трактам регенератора:
8Ре = ЪРвтд + 8Рг = 0,86 + 3,43 = 4,29 %.
Рассчитанная суммарная относительная потеря давления по трактам регенератора меньше заданной, поэтому можно увеличить скорости течения теплоносителей на величину 4,65/4,29 -1 )• 100 % = 4 %  Это, с одной стороны, приведет к увеличению теплопередачи в регенераторе и уменьшению поверхности теплообмена и массы аппарата, с другой — повышение гидравлического сопротивления повлечет за собой рост расхода топлива ГТУ.
Пример 6.4. Выполнить проектный расчет трубчатого регенератора для ГТУ мощностью 10 МВт со степенью регенерации г = 0,7 и суммой относительных потерь давления по трактам 8Р£ = 4,65 %. Регенератор построить из двух одинаковых секций.
Параметры теплоносителей:
•	расход воздуха G™% = 42,65 кг/с;
•	расход продуктов сгорания G™*4 = 43,05 кг/с;
•	входная температура воздуха = 198°С;
•	входная температура продуктов сгорания г = 507°С;
•	входное давление воздуха Р1т1Л = 0,451 МПа;
•	входное давление продуктов сгорания Р = 0,103 МПа.
Теплообменную поверхность выполнить из прямых круглых гладких трубок типоразмера диаметром 25x1 мм, что соответствует наружному и внутреннему диаметрам трубки: du = 25 мм и = 23 мм, а также толщине стенки поверхности теплообмена 8=1 мм. Материал труб — хромистая окалиностойкая сталь 15ХМ с коэффициентом теплопроводности X = = 40 Вт/(м • К).
В качестве конструктивного прототипа принимаем регенератор фирмы
GE А. Ориентация аппарата вертикальная. Продукты сгорания двигаются в трубках, воздух — в межтрубном пространстве. Для организации движения воздуха в межтрубном пространстве применяем систему внутренних перегородок типа «диск-кольцо». Компоновку трубного пучка выполняем на основе шахматной разбивки по равностороннему треугольнику с относительным шагом трубок (у) — 1,32.
Перемычка между трубками в трубной доске, соответствующая принятому значению относительного шага, равна (у - 1) • du - (1,32-1) • 25 = 8 мм, что вполне достаточно и с технологической, и с прочностной точки зрения.
В соответствии с принятой разбивкой определяем шаги трубок в пучке по отношению к направлению потока воздуха:
поперечный 5^ = \|/ • dn = 1,32 • 25 = 33 мм;
продольный S2 = (5/3/2)-у-= (л/з/?)-1,32 >25 = 28,6 мм.
Рассчитываем температуру воздуха из выходе из регенератора, соответствующую заданной степени регенерации:
Л Л = Л л+г-(Л~Л „) = 198 + 0,7 -(507 - 198 ) = 414 °C.
Средняя температура воздуха в регенераторе:
= &, л + л) / 2 = (198 + 414) / 2 = 306,0 °C.
С помощью графиков, изображенных на рис. 6.43, находим теплоемкость воздуха по его средней температуре: срвтА = 1 047,5 Дж/(кг • °C ).
Теплопроизводительность регенератора определяем по уравнению теплового баланса (без учета потерь в окружающую среду):
Q = G^ с	л-Л л) = 42,65-1047,5-(414- 198) = 9650 кВт.
Рассчитываем температуру продуктов сгорания на выходе из регенератора:
- Q 1 ^геКЦ  СР) = 507 - 9650 ' 107 ( 43,05 • 1096’6 ) = 302,6 °с-
Здесь теплоемкость срг = 1 096,6 Дж/(кг • °C) определена по средней температуре продуктов сгорания: t сгр — (гь + t2г) / 2 = ( 507 + 302,6 ) / 2 = =404,8°С, вычисленной по заранее не известной выходной температуре продуктов сгорания, которая может быть найдена последовательными приближениями.
Противоточная диаграмма распределения температур теплоносителей в регенераторе, общая для трубчатого и пластинчатого регенераторов, представлена на рис. 6.45.
Примем распределение относительных суммарных потерь давления в регенераторе между трактами воздуха и продуктов сгорания: 8Ртезй = 0,90 % и 8Р, = 3,75 %. Тогда на выходе из регенератора теплоносители будут иметь давления:
Л л = Л Л	л) = 0,451 -(1 -0,009 ) = 0,447 МПа;
2возд 1возд v	возд' 7x777	7
Р, =Р, •( 1-87*) = 0,103 • (1 - 0,0375 ) = 0,0991 МПа, а средние давления воздуха и продуктов сгорания составят:
Р„р = (р, л + Л л) / 2 = ( 0,451 + 0,447 ) / 2 = 0,449 МПа; вОЗО v 1возд 2возд'	v	’	7	’	’
Ргр =	+ р1) / 2 = ( 0,103 + 0,0991 ) / 2 = 0,101 МПа.
Теплофизические параметры теплоносителей при указанных средних
давлениях и температурах соответственно равны:
•	плотности р,гад = 2,1V) ktIm1; рг = 0ЛЛ9 кт1м\
•	коэффициенты теплопроводности = 0,0465 Вт/(м • К); Л =
= 0,0527 Вт/(м • К);
•	коэффициенты динамической вязкости р, й = 29,43  10'6 Па • с; р, = =33,15  IO 6 Па • с;
•	коэффициенты кинематической вязкости V = 10,9 • 10'6 м2/с; V_, = =63,87 • 10’6м2/с;
•	числа Прандтля Ргвтд = 0,674; Рг? =0,678.
Принимаем величину скорости течения продуктов сгорания по трубкам (и»г) — 42 м/с, а скорость течения воздуха в межтрубном пространстве регенератора (и»вмй) — 7 м/с. Тогда числа Рейнольдса для воздуха и продуктов
сгорания равны:
Re =w A-d Jn = 7-25-IO3/( 10,9-106)= 16 055; возд возд возд возд	\ э	/	’
Re? = w? • dj v?= 42-23- IO31 ( 63,87  IO 6) = 15 124.
Числа Нуссельта для воздуха и продуктов сгорания определяются по
формулам (6.13) и (6.14):
Nil' = 0,41-to®’6 -Pr,®’33 •
Nu? = 0,021- Re0?’8 -Pr®’43
f V
S. 6	(
— = 0,41-160550,6 • 0,674°’33 • —
S2	k 28,6
= 0,021-151240,8 -0,678°’43 = 39,2.
123,0;
Коэффициенты теплоотдачи для воздуха и продуктов сгорания:
а. = Nu -Л Jd = 123,0 • 0,0465 / 25 - 10’3 = 228,8 Вт/(м2 • К);
а = Nu?  "к?! d? = 39,2 • 0,0527 / 23 • 10’3 = 89,8 Вт/(м2 • К).
Коэффициент теплопередачи регенератора рассчитываем по формуле (1-25)
v 1 1
к=~г—6----------I---------—Г=64’4 Вт/(м2 К)-
*	. ”ст . 1	1	1*11)	1
-----+ Т--+	 	+	+- а,-------------------------------228,8-40-89,8
С учетом небольшой размерности проектируемого регенератора принимаем число ходов воздуха в регенераторе zeoiA - 4.
В соответствии со схемой течения теплоносителей в регенераторе (многократный перекрестный ток при общем противотоке и отсутствии перемешивания греющего теплоносителя — продуктов сгорания, движущихся по трубкам) по табл. 6.10 принимаем значение индекса противоточности схемы р? = 0,971.
Для вычисления параметров, необходимых для определения среднего температурного напора, воспользуемся температурной диаграммой регенератора (рис. 6.45): находим разности температур воздуха = tletrjd --tUo]d = 414-198 = 216°С и продуктов сгорания &t? - tu -t2? = 507 - 302,6 = = 204,4°С, а также располагаемый температурный напор регенератора А/ = = г - г = 507 - 198 = 309°С. 1г 1возд
Исходя из величин изменений температур теплоносителей, определяем — 216°С и = Дг, = 204,4°С. Далее вычисляем ряд вспомогательных параметров:
А = /Мм / Мб = 204,4 / 216 = 0,946; Р = At4 / Atpacn = 204,4 / 309 = 0,661;
R = 1 / А = 1,057;zt = д/(Д + 1)2 -4-р, А = д/(0,946 +1) 2 - 4 • 0,971 • 0,946 = 0,336
Наконец, определяем средний температурный напор в регенераторе по формуле (6.17)
— _	^pac-P-R 'Zt _ _	309 • 0,661 • 1,057 • 0,336
2-Р Z? (A + l-zJ= 2 - 0,661-1,057-(0,946+ 1-0,336) = 94’3°С
In------------------с ] п------------)--------------<
2 — Р R-(A + l + zt)	2-0,661-1,057-(0,946+ 1 + 0,336)
Площадь поверхности теплообмена регенератора находим по уравнению теплопередачи:
F=Q/(K-At) = 9 650 • 103 / (64,4 • 94,3) = 1 589 м2.
Площади прохода по воздуху и продуктам сгорания, необходимые в соответствии с принятыми ранее скоростями, равны:
' (Р. ‘	= 42,65 / ( 2,70 • 7 ) = 2,26 м2;
5 =	. w ) = 43 05 /( 0,519  42 )= 1,97 м2.
Количество трубок для прохода продуктов сгорания (с округлением до целого):
45 г 4-1,97
%тр ~	2 ~	— 4 742.
л-яв„ л-(23-10“3)2
Находим длину пути продуктов сгорания в регенераторе, соответствующую величине площади поверхности теплообмена, с учетом того, что газовая сторона принята в качестве расчетной, так как коэффициент теплоотдачи продуктов сгорания меньше коэффициента теплоотдачи воздуха:
L = Fl (z • л  d ) = 1 587 / ( 4 742 • л • 23 • 10 3) = 4,637 м.
Поскольку длина пути продуктов сгорания в регенераторе получилась небольшой, можно принять регенератор одноходовым по продуктам сгорания.
Оцениваем полную длину трубок, добавляя к активной длине принятые значения ряда конструктивных параметров: толщину внутренних перегородок 8лгр =10 мм, толщину верхней трубной доски 8вй = 40 мм, толщину нижней трубной доски 8нй = 60 мм и величину выступов трубок над трубными досками 8вы(. = 2 мм:
L =L +(z T-l)-8 +3.+8. + 2-8 = 4 637 + (4- 1 ) • 10 + 40 + 60+ + 2-2 = 4 771 мм.
Отметим, что выполнение нижней трубной доски с большей толщиной, чем у верхней, учитывает се более высокую температуру, поскольку она размещена в регенераторе со стороны подвода более горячих продуктов сгорания. Принятое решение о толщине трубных досок весьма ответственно и должно быть подтверждено прочностными расчетами с учетом факторов, действующих на трубные доски: разницы давлений по сторонам, градиентов температур по толщине, взаимодействия элементов системы «трубные доски — трубный пучок — корпус — компенсатор на корпусе».
Компоновка трубчатого регенератора
Схема и искомые параметры кольца трубок показаны на рис. 6.47.
Рис. 6.47. Схема и параметры кольца трубок
Находим высоту ходов по воздуху, т.е. расстояние между внутренними перегоро д к ами:
h = L lz = 4 637/4= 1 159 мм.
возд г возд
Суммарная ширина промежутков между трубками на среднем диаметре кольцевого трубного пучка, обеспечивающая принятую скорость воздуха:
1	= 2,26 / 1>159 = 1,950 м.
Количество трубок на среднем диаметре кольцевого трубного пучка с учетом шагов и наружного диаметра трубок определяется по формуле (6.18):
Z^=iz/[(v—1)<] = 1,950/[( 1,32— 1)-25- 103] = 244.
Длина окружности по среднему диаметру кольцевого трубного пучка:
LcP =	 S2 = 244  28,6 • 10-3 = 6,918 м.
Находим средний диаметр кольцевого трубного пучка:
DcPp =Lcpln= 6,978 I п = 2,221 м.
Площадь кольцевой зоны на трубной доске, необходимой для размещения расчетного числа труб, находим по соотношению
SK.mp=~s2-zmp = ^-(зз-io-3)2-4742 = 4,472 м2.
Исходя из геометрических соотношений для кольца, определим наружный и внутренний диаметры трубной кольцевой зоны:
Dh.k. =DcPp + SKmp /(itD*) = 2,221 + 4,472 I (л • 2,221 ) = 2,862 м;
OeiLK. =D*p - SKmp/(nD^) = 2,221 — 4,472 I (л • 2,221 ) = 1,580 м.
Диаметр дисковой перегородки и диаметр отверстия в кольцевой перегородке равны соответственно:
Dd =Diik + 2  8к - (v - 1) • rf = 2,862+ 2 - 20 • IO 3 - ( 1,32-1)  25  IO 3 = =2,894 м;
D = D -2-8 +(y-l)-J = 1,580-2-20- 10 3 + ( 1,32 - 1 ) • 25 • 103 = = 1,548 м.
Диаметры наружной и внутренней границ, за которыми не должны находиться центры отверстий под трубки, определяются по зависимости
DneP = DiT 28ч> - < = 2,894 - 2 • 20 • 10-3 - 25 • 10-3 = 2,829 м;
= Dom. + 25ч> + < = 1,548 + 2 • 20 • 103 + 25 • 10’3 = 1,613 м.
Скорость течения воздуха в отверстии кольцевой перегородки:
P^-n-D2ome 2,70-л-1,5482/4
Полученная величина мало отличается от скорости течения воздуха в межтрубном пространстве. Это означает, что принцип изокинетичности воздушного тракта регенератора, обеспечивающий минимум потерь давления, практически не нарушается.
Определяем внутренний диаметр корпуса:
DK = у/я2+4-Seo3d/n =у/2,8942 +4-2,26/я = 3,354 м.
Количество рядов трубок в трубной кольцевой зоне по направлению течения воздуха в межтрубном пространстве в пределах одного хода (результат округлен до целого):
Z, =	— D.„J ‘ (2 • S]) = (2>829 - 1.613) ‘ (2 • 28>6  10’5) = 21-
Примем диаметры следующих конструктивных элементов секции:
•	подводящего патрубка воздуха = 800 мм;
•	подводящего патрубка продуктов сгорания = 1700 мм;
•	присоединительного фланца выхлопной трубы £>выхл = 2200 мм.
Оценим по принятым размерам скорости рабочих тел в этих элементах:
4GB()ld	4-42,65
Weoxd —	2
Peojd
= 31,4 м/с. 2,70-л-0,8002
4G wn‘""P _
р_. n-D'yn‘" 4G.
W
рг • л • £>вых,,
(Выход продуктов сгорания 02200
4-43,05
; ------------ =36,5 м/с.
0.519- л-l,7002
4-43,05 -------------- =21,8 м/с. 0,519-л-2,2002
Полученные значения скоростей можно считать удовлетворительными.
Рассчитываем высоту секции, добавляя к длине трубного пучка высоты газоподводящей и газоотводящей камер, которые оцениваем по известным примерам конструкций трубчатых регенераторов: 4 766 + 2 600 + +2 600 ~ 10 000 мм. Размер этот достаточно велик, но поскольку секция ориентирована вертикально, размещение ее на пром-площадке не вызовет затруднений и к тому же освобождается место, которое занимала бы выхлопная труба, теперь располагающаяся поверх секции регенератора.
Скомпонованная секция представлена на рис 6.48. Проставленные размеры округлены до десятков миллиметров.
В целом, несмотря на значительные размеры секции, ее габариты можно считать удовлетворительными, так как она может транспортироваться по железной дороге, хотя и несколько превышает по диаметру допустимую ширину железнодорожного габарита (длина —13 330, ширина — 2 770, высота — 4 000 мм).
Рис. 6.48. Компоновочная схема секции трубчатого регенератора
S
Вход воздуха
Вход продуктов сгорания
Выход воздуха
Пример 6.5. Произвести поверочный тепловой расчет спроектированного в примере 6.4 трубчатого регенератора.
Поскольку при проектировочном расчете и компоновке теплообменной поверхности происходили отклонения геометрических и компоновочных параметров от их расчетных значений (в основном за счет округления) и при этом нарушались расчетные значения проходных сечений трактов теплоносителей, т. е. их скоростей, необходимо уточнить фактические теплотехнические характеристики секции регенератора.
Параметры теплоносителей:
•	расход воздуха 6^* - 42,65 кг/с;
•	расход продуктов сгорания = 43,05 кг/с;
•	входная температура воздуха t = 198°С;
•	входная температура продуктов сгорания = 507°С;
•	входное давление воздуха Ри д - 0,451 МПа;
•	входное давление продуктов сгорания Ри = 0,103 МПа.
Поскольку фактические выходные температуры и давления воздуха и продуктов сгорания пока неизвестны, принимаем в первом приближении значения теплофизических параметров теплоносителей из проектного расчета.
Сохраняем фактические конструктивно-компоновочные параметры секции и материал трубок. Принимаем диаметры внутренних перегородок; Dd = 2,890 м; Dome = 1,550 м; полную длину трубок £яолп = 4 770 мм.
Диаметры наружной и внутренней границ, за которыми не должны находиться центры отверстий под трубки, равны соответственно
= Dd - 26 - rf = 2,890 - 2  20  IO 3 - 25 • 10’3 = 2,825 м;
D P -D + +d = 1,550 + 2 • 20 • IO3 + 25  IO3 = 1,615 m.
Здесь целесообразно выполнить чертеж трубного кольца с нанесением сетки центров труб в соответствии с параметрами разбивки, а также с нанесением окружностей диаметрами Dd и D и окружностей диаметрами £>и^ и Daiip.
Ввиду значительных размеров трубного кольца и требуемой высокой точности построений целесообразно пользоваться одной из чертежных систем САПР (AutoCAD, КОМПАС).
Количество трубок, центры которых находятся в пределах рассчитанных наружной и внутренней границ, определяем прямым подсчетом на чертеже трубного кольца. Получаем zmp = 4 488.
Как и следовало ожидать, число трубок, точно вписывающихся в допустимые границы, меньше рассчитанного ранее по методу «шестигранной ячейки».
Средний диаметр кольцевого трубного пучка:
= (Р + D ) / 2 = ( 2,825 + 1,615 ) / 2 = 2,220 м.
Количество трубок на среднем диаметре кольцевого трубного пучка может быть определено прямым подсчетом на чертеже трубного кольца или оценено расчетом
Z%> =n-D%p IS2 = n • 2,220 I 28,6 • IO’3 = 243.
Количество рядов трубок в трубном кольце зоны по направлению течения воздуха в пределах одного хода может быть определено прямым подсчетом на чертеже трубного кольца или оценено расчетом
Zp = (Р, гр - Dm гр) / (2 • 52) = (2,825 - 1,615) / (2 • 28,6  103) = 21.
Длина пути продуктов сгорания в регенераторе (активная длина трубок):
L =L -(г .-1)-8 -8.-8.-2-8 = 4770-(4- 1 ) 10-40-60+ г поли 'возд ' пер в.д н.д	выс	'	'
+ 2 • 2 = 4636 мм.
Определяем высоту хода по воздуху:
А = Ьг / zm3d = 4636 /4= 1158,5 мм.
Фактическая площадь поверхности теплообмена секции:
F = Ьг • zmp • п  rf = 4,636 • 4 488 • п • 23 • 10’3 = 1 503,4 м2.
Фактические суммарные проходные сечения трактов воздуха и продуктов сгорания определяем по зависимостям
S л = zX • (V- 1) • d  h = 243 • (1,32-1) • 25 • IO 3 • 1,1585 = 2,252 м2;
5 = z„,p • л • <Z3,/4 = 4488 • n  ( 23 • IO’3)21 4 = 1,865 m2.
Фактические скорости течения воздуха в межтрубном пространстве и продуктов сгорания по трубкам рассчитываем по уравнению неразрыв-
ности:
и» Л = Gc„e/ (р • S J = 42,65 / ( 2,70  2,252 ) = 7,0 м/с; возд	возд '*в возд7	9	\ 9	9/9	9
и; = всеКц / (рв. 5 ) = 43 05 / ( 0,519 • 1,865 ) = 44,5 м/с.
Числа Рейнольдса для воздуха и продуктов сгорания тогда равны:
Re =w -d /V = 7,0 • 25 • IO3/(10,9 • IO6) = 16 055;
возд возд it возд 7	\ 9	/	9
Re = w d / v = 44,5 • 23 • IO 3 / ( 63,87  IO6) = 16 025. г г вн г ’	v ’	7
Числа Нуссельта для воздуха и продуктов сгорания определяем по уравнениям (6.13), (6.14):
Ли, = 0,41-to®’6 -Рг®’33
6
= 0,41-160550’6 • 0,674°’33
Ли, = 0,021 • Re\fi • Рг®’43
ли
= 0,021-16 0250,8 -0,6780,43 = 41,1.
33 К 123,0;
28,6
5
Коэффициенты теплоотдачи воздуха и продуктов сгорания соответственно равны:
а =Ли -Л Jd = 123,0-0,0465/25- 10’3 = 228,8 Вт/(м2 • К);
а = Лм • Л / = 41,1 • 0,0527 / 23 • 10 3 = 94,2 Вт/(м2 • К).
Коэффициент теплопередачи регенератора определяем по формуле (1.25)
K=-i+L+i=-> i.i'o-з Г= авозд ь-тр аг 228,8	40	94,2
Конечные температуры теплоносителей в регенераторе могут быть определены по алгоритму из [48], построенному на тех же принципах, что и ранее использованный алгоритм расчета температурного напора.
В соответствии со схемой течения теплоносителей в регенераторе (четырехкратный перекрестный ток при общем противотоке и неперемешан-
ном греющем теплоносителе — продуктах сгорания, движущихся по трубкам) по табл. 6.10 для zemd — 4 принимаем значение индекса противоточности схемы р - 0,971.
Определяем массовые расходные теплоемкости воздуха и продуктов сгорания (водяные эквиваленты):
W л	с л = 42,65 • 1047,5 = 44 676 Вт/К;
W =	. с = 43 05 • 1096,6 = 47 209 Вт/К.
г	рг
В соответствии с этими величинами принимаем Wmax - W = 47 209 Вт/К и И/га.п = №'Озд = 44676 Вт/К.
Далее вычисляем ряд вспомогательных параметров:
•	А = W / W = 44 676 / 47 209 = 0,946;
•	А ° = WeJ = 44 676 / 47 209 = 0,946;
•	5 = К ° Fl w\ - 66,7 • 1 503,4 / 44 676 = 2,244;
min ’	’__________’__>________
•	zt = J(A + 1)2-4ру-А = J (0,946 +1 )2 -4 • 0,971 • 0,946 = 0,336.
Коэффициент тепловой эффективности схемы теплообменника вычислим по зависимости
2[exp(S z, )-1_]_________
( zt + А +1 )• ехр ( 5 • zt )+ zt - 4 -1
=2 [ехр(2,244-0,336 )-1] = Q
(0,336 + 0,946 + 1 ) ехр ( 2,244 • 0,336 )+ 0,336 - 0,946 -1
Далее вводим параметры Z и Ф, определяемые исходя из условий:
1) если И'тах = W*, то Z = т] и Ф - Z • А°;
2) если И/тах = W'Oid, то Ф = Т) и Z = Ф / А °.
В нашем случае верно первое из этих двух условий, поэтому Z = 0,695 и Ф = 0,695  0,946 = 0,657.
Конечные (выходные) температуры воздуха и продуктов сгорания определяем по формулам (6.21), (6.22)
tieo3d =	+ Z-(/1?) = 198 + 0,695 • (507- 198) = 412,8 °C;
Ьг = h, -Ф- ('1г “) = 507 - 0,657  (507 - 198) = 304,0 °C.
Средние температуры воздуха и продуктов сгорания в регенераторе:
O=(r +t7 )/2 = ( 198,0 +412,8)/2 = 305,4 °C;
= (е1г + tJ/2 = ( 507,0 + 304,0 ) / 2 = 405,5 °C.
Поскольку эти величины расходятся с принятыми ранее не более чем на 0,2 %, нет необходимости уточнять теплофизические параметры теплоносителей и повторять поверочный расчет регенератора.
Фактическая теплопроизводительность секции регенератора по воздуху:
Q=GceK‘, c .-(t, ,-t, 4 = 42,65-1 047,5- (412,8- 198) = 9 596 кВт;
то же по продуктам сгорания:
Q = всекц .	(^ _ t j = 43 05 . 1096 6 . (507 _ зо4) = 9 58З квт.
Хорошее совпадение этих величин показывает удовлетворительную точность поверочного расчета.
Тогда фактическое значение степени регенерации равно:
r = (f, а-Л J/(Л л) = (412,8- 198 )7(507- 198) = 0,695.
Полученная величина степени регенерации расходится с величиной, заданной в проекте, не более чем на 0,7 %, что можно считать удовлетворительным, и, следовательно, удовлетворительна и проведенная компоновка регенератора. В случае значительного расхождения принятой и полученной величин степени регенерации необходимо провести коррекцию компоновочных параметров регенератора для изменения его поверхности теплообмена и повторить поверочный расчет.
Ввиду большой трудоемкости работы по поиску оптимальной компоновки ее целесообразно вести на ЭВМ, заложив в программу приведенную выше последовательность поверочного расчета.
Пример 6.6. По данным примера 6.5 произвести гидравлический расчет трубчатого регенератора.
Вследствие отмеченной выше близости данных проектного и поверочного расчетов используем из результатов последнего значения чисел Рейнольдса для воздуха и продуктов сгорания: Reeoji) = 16 055; Re? = 16 025.
Коэффициенты потерь давления при внешнем обтекании воздухом трубок в пучке и при течении продуктов сгорания внутри трубки рассчитываем по формулам (6.15), (6.16)
= 5,2 • Яе^29 - ( V -1)-0’25 = 5,2 • 16 O55-0’29 •( 1,32 -1 )"0’25 = 0,417;
^г= 0,3164 Re?’25 =0,3164-16025“°’25 = 0,0281.
Рассчитаем составляющие полной потери давления по тракту воздуха:
•	линейные потери давления при внешнем обтекании воздухом трубного пучка по формуле (6.23) 2	2
W^ZM3d-Zp-^-Pemd-^ =4-21-0,417-2,70-^- = 2 317 Па; 2	2.
•	местные потери давления воздуха при поворотах из хода в ход пучка по формуле (6.24)
=(4-1)-1,5-2,70-^- = 298 Па;
•	местные потери давления воздуха при внезапном расширении в зоне перехода из патрубка внутрь трубного пучка и при внезапном сужении на выходе из него по формуле (6.25)
ip *	7 О2
V1 = (1,0 +1,5)-2,70-^- = 165 Па.
Сумма потерь давления по тракту воздуха:
АЛ™> = +др.З + АР^, = 2317 + 298 + 165 = 2 788 Па.
Относительная потеря давления по тракту воздуха:
ЬреОзд=— в‘,зд -Ю0% =—2788^-Ю0% =0,62%.
Реозд	0,451-Ю6
Потери давления по тракту продуктов сгорания:
•	линейные потери давления при течении продуктов сгорания в трубках составляют по формуле (6.26)
-ш-	2	2
ЛР'"р =^г-рг--!^-~ = 0,0281 • 0,519• 4’770-•	= 2 995 Па;
2	23-10“3	2
• местные потери давления продуктов сгорания при внезапном сужении на входе внутрь труб и при внезапном расширении на выходе из них по формуле (6.27) 2
=(^суж+^рас)-Рг-^г- = (1,5 +1,0) • 0,519 •	=1 285 Па.
Сумма потерь давления по тракту продуктов сгорания:
ДРг = AP/V + ДР/С = 2 995 + 1 285 = 4 280 Па.
Относительные потери давления продуктов сгорания:
ЛР	4 280
8Р, = -—г- • 100 % =-----у • 100 % = 4,15 %.
Рг	0,103-106
Находим суммарную относительную потерю давления по трактам регенератора:
5 Рх = 8Рвозд + 5Рг = 0,62 + 4,15 = 4,77 %.
Рассчитанная суммарная относительная потеря давления по трактам регенератора больше заданной на 2,6 % (относительных), что связано с превышением потерь по продуктам сгорания, которое, в свою очередь, обусловлено ростом их скорости из-за уменьшения числа трубок при компоновке трубного кольца. Если рассчитанные потери давления неприемлемы для работы цикла ГТУ, то необходимо несколько увеличить размеры трубного кольца и повторить поверочный расчет секции.
Пример 6.7. По данным примеров 6.5 и 6.6 произвести повторные поверочный и гидравлический расчеты регенератора.
Корректируем параметры трубного кольца с целью увеличения его площади: Dd = 2,900 м; £>вяж = 1,500 м.
Пересчитываем компоновочные и геометрические параметры трубного кольца: D - 2,835 м; D = 1,565 м; z = 4644; zX = 241; z = 22; F -= 1 555,6 m2; Seo3d = 2,233 m2; 5 = 1,929 m2.
Пересчитываем параметры течения теплоносителей: w = 7,1 м/с; н>г = =43,0 м/с; = 16 284; Яе = 15485.
Пересчитываем параметры процесса теплопередачи: Nueojd = 124,1; =40,0;	= 230,8 Вт/(м2- К); а = 91,6 Вт/(м2 - К); К = 66,1 Вт/(м2  К).
Пересчитываем параметры, характеризующие тепловую эффективность секции регенератора: 5 = 2,284; Z - 0,698; Ф = 0,660.
Пересчитываем конечные температуры и теплопроизводительность секции регенератора: г2воз() = 413,7°С; Г2г = 303,1 °C; Q = 9 637 кВт.
Новое значение степени регенерации г = 0,698.
Пересчитываем коэффициенты потерь давления теплоносителей:	=
=0,415; = 0,0284;
Пересчитываем потери давления по тракту воздуха: &Р'в"рзд = 2 485,3 Па; Д/Д = 306,2 Па; Д^,',,, =170,1 Па.
Пересчитываем сумму потерь давления по тракту воздуха:	= 2 961,6 Па
и относительную потерю давления по тракту воздуха 8РвШ() = 0,66 %.
Пересчитываем потери давления по тракту продуктов сгорания: д р"'Р-=2 826,1 Па; АРгрс = 1 199,5 Па.
Пересчитываем сумму потерь давления по тракту продуктов сгорания ДРг = 4 025,6 Па и относительные потери давления продуктов сгорания ЬРг = 3,91 %.
Пересчитываем суммарную относительную потерю давления по трактам регенератора: 6 Р% = 4,57 %.
Из полученных результатов видно не только существенное приближение параметров регенератора к требованиям задания, но и снижение суммарных потерь давления против заданной величины.
На этом можно считать тепло-гидравлические расчеты трубчатого регенератора законченными.
Пример 6.8. Рассчитать общий вес спроектированного трубчатого регенератора.
Оценим массу самого дорогостоящего элемента конструкции трубчатого регенератора — его теплообменной поверхности, составленной из трубок.
В расчете на секцию масса составит
M™4 =z р L	)/4 = 4 644 • 7 850 - 4,770 • л • [(25 • 10'3)2-
-(23- 10 3)2] / 4 =13 111 кг.
Здесь использовано значение плотности материала трубок р = 7 850 кг/м3.
В расчете на две секции регенератора расход материала равен 13111 • 2= = 26 222 кг.
Конструктивные проработки показывают, что полная масса трубчатых регенераторов превышает массу трубок примерно вдвое. Таким образом, масса рассчитанной секции может составить около 26 000 кг.
Выводы по результатам расчетов пластинчатого и трубчатого регенераторов
Проведенная расчетная проработка пластинчатого и трубчатого регенераторов с одинаковыми параметрами проектного задания показывает следующее:
•	оба вида регенераторов могут удовлетворить достаточно жестким требованиям по соотношению тепловых (степень регенерации) и гидравлических характеристик (суммарная потеря давления по трактам);
•	габариты секции трубчатого регенератора превышают габариты секции пластинчатого, что может создать затруднения при производстве и транспортировке регенератора с большей степенью регенерации;
•	масса поверхности теплообмена (в одном случае из профильных листов, в другом — из труб) сопоставима, но больше у трубчатого регенератора;
•	полная масса заметно больше у трубчатого регенератора.
В то же время трубчатый регенератор, близкий к традиционным кожухотрубным теплообменникам, конструктивно и технологически существенно проще, имеет значительные резервы по совершенствованию конструкции в части использования трубок меньших диаметров и с меньшей толщиной стенки и возможности применения интенсификаторов теплообмена, а при тщательном профилировании трактов и при экономной проработке конструкции может конкурировать с пластинчатым регенератором, как это показывает опыт фирмы GEA.
6.5.	Контрольные вопросы
1.	Какие теплообменные аппараты входят в состав ГТУ?
2.	Каков состав рабочего тела ГТУ?
6
3.	Каким образом регенерация выхлопной теплоты ГТУ влияет на ее КПД?______________________________________
4.	Каковы типы теплообменных поверхностей, применяемых в регенераторах ГТУ?
5.	Какую функцию выполняет промежуточный воздухоохладитель ГТУ?______________________________
6.	Что является основным теплоносителем в системах утилизационного теплоснабжения ГТУ?--------------------
7.	Из каких составляющих складываются потери давления по тракту продуктов сгорания в трубчатом регенераторе?
8.	Что такое энергетический коэффициент?
9.	Для каких целей применяется метод малых отклонений?
10.	Что характеризуют коэффициенты влияния?----------
Глава
7
РАСЧЕТЫ НА ПРОЧНОСТЬ
ЭЛЕМЕНТОВ КОНСТРУКЦИИ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ
7.1. Корпуса и обечайки аппаратов
Номинальная толщина jS) стенки цилиндрической обечайки корпуса, работающего под внутренним давлением (Р), определяется по зависимости [17]
рп
5 =----—-----+ С,	(7.1)
2ФДо]-Р
где Р — расчетное давление, МПа;
D — внутренний диаметр корпуса аппарата, м;
ф₽— расчетный коэффициент прочности сварного шва;
[о] — допускаемое напряжение, МПа;
С— прибавка к толщине стенки, м.
5 - С
Приведенная формула справедлива при условии ----< 0,1 и D > 200 мм.
Коэффициент прочности ф учитывает ослабление конструкции при наличии сварных швов. В соответствии с [17] при расчетах принимают значение ф в пределах от 0,65 до 1,00.
Прибавка к расчетной толщине стенки в общем случае равна С = С, + С2 + + С3, где С, — прибавка, компенсирующая потери металла от коррозии и эрозии; С2 — прибавка, компенсирующая минусовое отклонение толщины стенки корпуса при штамповке или гибке обечаек; С — технологическая прибавка, учитывающая искажение правильной геометрической формы при гибке (для прямолинейных участков труб и круговых цилиндров эта составляющая не учитывается). Величина прибавки С принимается равной не менее 4...5 мм.
Фактическая толщина стенки (S$) определяется по полученной расчетной толщине стенки корпуса (5) с учетом сортамента листового материала, из которого будет изготовлен корпус подогревателя. Затем определяется максимально допустимое избыточное рабочее давление среды в подогревателе:
= 2<Pp[g]- (Зф - О 5	(7 2)
max D + 8ф - С
где 8ф — фактическая толщина стенки корпуса, м.
При поверочном расчете определяется действующее напряжение
Р(Р + Эф) 2(рр(8ф-С)
(7-3)
В конструкциях современных конденсаторов широко применяются корпуса, близкие по форме к призматическим, с большой площадью плоских сте
нок, находящихся под действием градиента давлений снаружи и внутри конденсатора. Ввиду малой величины давления внутри конденсатора (3...6 кПа) в качестве расчетного давления можно принимать барометрическое давление, действующее на корпус снаружи.
Плоская боковая стенка корпуса конденсатора имеет следующую систему опор [10]: внутренняя поверхность стенки опирается на ряд поперечных
промежуточных перегородок, приваренных к стенке корпуса, а наружная поверхность корпуса имеет приварные продольные ребра жесткости. Общий вид элемента боковой стенки корпуса конденсатора представлен на рис.7.1.
Таким образом, для расчета плоская боковая стенка корпуса представляется как защемленная по контуру пластина длиной а (расстояние между соседними промежуточными перегородками), шириной b (расстояние между соседними ребрами жесткости) и толщиной Л, нагруженная сплошной равномерно распределенной нагрузкой с интенсивностью Рб. При таких условиях опирания и нагружения максимальные напряжения изгиба возникают на контуре прямоугольной пластины в середине большей стороны, а их величина может быть вычислена по формуле [10]
0,5Рб* 2
*^тах
(7.4)
Условием необходимой прочности является сттах < [О]. В случае невыполнения этого условия необходимо уменьшить расстояние между ребрами жесткости b или рассмотреть возможность увеличения толщины стенки корпуса Л.
7.2.	Днища и крышки
Для теплообменных аппаратов турбоустановок применяются выпуклые полусферические, торосферические или эллиптические днища. Тип и основные размеры днищ выбираются в соответствии с ГОСТом 6533-78. Расчетные схемы таких днищ приводятся на рис. 7.2.
Рис. 7.2. Форма и основные размеры выпуклых днищ. а — эллиптическое, б — полусферическое, в — торосферическое днище
Высота цилиндрической части днища Л, обычно принимается равной 0,251).
Для торосферических днищ в зависимости от соотношения параметров R, г и D приняты следующие типы:
•	тип А при R ~ D, г > 0,095 Z);
•	тип В при R ~ 0,9 D, г > 0,170 D;
•	тип С при R ~ 0,8 D, г > 0,150 D. Толщина стенки выпуклого днища, нагруженного внутренним давлением, определяется по зависимости [17]
с PR
S =---гп------+ С,	(1 5)
2фДо]-0,5Р	’	U }
где R = D2I(4H)— радиус кривизны в вершине днища, м (рис. 7.2);
Р — расчетное давление среды, МПа.
фр — расчетный коэффициент прочности сварного шва (для днищ, изготовленных из одной заготовки, фр = 1).
Приведенная зависимость справедлива при H/D > 0,2, (5 — C)ID < 0,1 и d/D < 0,6.
Величина прибавки С принимается из условия С — 0,055, но не менее 1 мм. Если длина цилиндрической части торосферических и эллиптических днищ удовлетворяет условию /ц >	- С) или для полусферических
днищ hi > 0,3yJl)(S - С) , то толщина стенки днища должна быть не меньше толщины обечайки, рассчитанной по формуле (7.1).
Допустимое рабочее давление определяется по соотношению
2{8ф-С)(рДо]
Р =--- -/	<	(7-6)
Л + О,5(^-С)
Величина рабочего давления для днищ не должна превосходить соответствующих значений, определенных для цилиндрического корпуса.
При поверочном расчете определяется действующее напряжение _Р[/? + 0,5(5^-с)]
Плоские крышки и днища присутствуют в конструкциях маслоохладителей, где они используются в качестве крышек водяных камер, и в теплообменных аппаратах различного назначения в качестве крышек люков. Наиболее распространенные конструкции плоских круглых днищ, работающих под избыточным внутренним давлением, представлены на рис. 7.3.
Рис. 7.3. Типы конструкций плоских круглых днищ аппаратов, работающих под внутренним давлением (усл. обознач. см. текст)
Толщина стенки плоского днища рассчитывается по формуле [17]
Sj=K-Ko-dK  Р-+С,	(7.8)
V Ы
где dK — расчетный диаметр (м) в зависимости от конструкции днищ и крышек (см. рис. 7.3) для типов от а до д принимается равным dK = d*, для типа е — dK = de- гв, причем величина радиуса г, выбирается в пределах между максимальной из двух значений (5; 0,25Sf) и минимальной из двух значений (S,; O,1D); для типа ж — dK = d3 и для типа з — dK = dcpn ;
К — расчетный коэффициент, в зависимости от конструкции днищ и крышек (см. рис. 7.3) принимает значения, приведенные в табл. 7.1;
Кв — коэффициент ослабления, для днищ и крышек без отверстий при-
нимается Ко = 1, при одном отверстии определяется по формуле
а при i отверстиях — по формуле
Тип конструкции крышки (см. рис.7.3)							
а	б	в	г	д	е	Ж	3
0,53	0,50	0,41...0,45	0,38...0,41	0,41...0,45	0,38. .0,41	0,40	0,11
Табл. 7.1. Величина расчетного коэффициента К
7.3.	Укрепление отверстий
Для восстановления прочности стенки, ослабленной отверстием, производят укрепление отверстий с помощью накладок и штуцеров, а также наплавкой металла (рис. 7.4).
Укреплению подлежат отверстия, диаметр которых превышает предельное значение, определяемое по формуле [51]
d пред
^Ф~С < $
X
-0,8 JD(S^-C), >
(7.9)
где d д — предельный диаметр неукрепленного отверстия, м.
Рис. 7.4. Способы укрепления отверстий в стенках сосудов.
а — с помощью утолщенного штуцера, б — с помощью накладки
Если диаметр отверстия больше предельного диаметра, то отверстие должно быть укреплено. Расчет укрепления производится по принципу компенсации изъятого отверстием металла. Сумма компенсирующих площадей укрепляющих элементов должна удовлетворять условию
Zf=f + f {d-d й)5 ,
J J н J ш 4	пред' о ’
(7.Ю)
где /и, fw — компенсирующие площади накладки и штуцера соответственно;
5 = PDI (2<рДа] - Р) .
Если ось сварного шва обечайки или днища толщиной 5 удалена от наружной поверхности укрепляющего штуцера на расстояние большее, чем 35, то коэффициент прочности ф₽ при ослаблении цилиндрической стенки одиночным неукрепленным отверстием следует принимать равным единице. В исключительных случаях, когда сварной шов удален на меньшее расстояние или пересекает отверстие, принимают ф^ < 1 в зависимости от вида и качества сварного шва.
Одиночным считается отверстие, кромка которого удалена от кромки ближайшего другого отверстия на расстояние не менее 2д/£>(5-С) [51].
В случае, если стенки сосуда ослаблены одним или несколькими рядами отверстий одинакового диаметра, коэффициент прочности рассчитывается как в продольном по отношению к оси сосуда направлении, так и в поперечном. Коэффициент прочности цилиндрического сосуда в продольном направлении ф^ при ослаблении его одним или несколькими рядами коридорно-расположенных отверстий одинакового диаметра с постоянным шагом между их центрами (рис. 7.5, а) принимается равным [51]
<Pd =
t-d t
(7.П)
где t — шаг между центрами отверстий в продольном направлении, м;
d — диаметр отверстий, м.
Коэффициент прочности в поперечном направлении <р" при коридорном расположении отверстий одинакового диаметра с постоянным шагом (рис. 7.5, а) определяется по соотношению
(р"=2^—(7.12)
где — шаг между центрами отверстий в поперечном направлении, м.
Рис. 7.5. Расположение отверстий в барабане или камере.
а — коридорное, б — шахматное
Если отверстия имеют разный диаметр, то при расчете коэффициента прочности в формулах (7.11) — (7.12) принимается среднеарифметический диаметр.
При шахматном равномерном расположении отверстий прочность про-
веряется по продольному направлению при t = 2«, по поперечному направлению при t — 2b (см. рис. 7.5, б), а также по косому мостику между отверстиями по формуле	j
а 71 + т2
<Pd =
(7.13)
1-0,75
где т = Ыа.
т
1 + т2
При расчете используется наименьший из коэффициентов прочности, определенных по различным направлениям. При наличии ряда из трех отверстий с неравномерным шагом допускается принимать коэффициент прочности равным среднеарифметической величине <pd = 0,5((pmjn + Фтах).
Расчетная длина внешней части укрепляющего штуцера I и наименьшая толщина стенки штуцера Su вычисляются по формулам
I = 1,25 a/(J + 2C)(S„<-C) ;	(7.14)
S„,= ^.+12C) ’	(715)
2<pJa]-P
где d — диаметр укрепляемого отверстия, м;
Su — наименьшая толщина стенки штуцера, м;
I — длина штуцера, м;
Р — расчетное давление, МПа;
[ст] — допускаемое напряжение, МПа.
Расчетная ширина укрепляющей накладки /и определяется следующим образом [51]:
1„=Jd(S„ + S-C),	(7.16)
где Su — толщина укрепляющей накладки, м;
5 — толщина стенки укрепляемого элемента, м.
7.4. Выбор болтов и шпилек
Рабочую температуру болта или шпильки принимают равной температуре рабочей среды. При расчете болтов или шпилек определяется их диаметр и количество. Допускаемые напряжения для шпилек следует принимать по табл. 7.2 [19].
Темпе-ратура, °C	Марка стали						
	ВСтЗсп	ВСт4сп	20	40	35Х	35ХМ	25Х1МФ
20	105,0	110,0	110,0	148.0	205,0	266,0	300,0
100	97,0	102,0	106.0	140,0	190.0	250,0	290.0
200	88,0	95,0	100.0	130,0	175,0	230,0	275,0
250	83,0	90,0	95,0	120,0	165,0	220,0	270.0
300	78,0	85,0	90.0	110,0	155,0	210,0	260,0
350	—	—	80,0	100.0	145.0	200,0	245,0
400	—	—	—	80.0	130.0	165,0	220,0
450	—	—	—	—	—	115,0	180.0
Табл. 7.2. Допускаемое напряжение для шпилек из углеродистых и низколегированных сталей, МПа
Если диаметр шпилек менее 24 мм, то величину допускаемого напряжения, принятую по табл. 7.2, необходимо умножить на поправочный коэф-
2,1</ <1 <5d; ’ о и/	о’
2,Id <1 <3d. ’ о ш о
фициент к = d°u‘ - 0,2 (здесь d — номинальный диаметр шпилек, 0	20
равный наружному диаметру резьбы, мм).
Рекомендуемые значения диаметров шпилек в зависимости от рабочего давления Р и условного диаметра корпуса аппарата Dy приводятся в табл. 7.3 [19].
Значение шага шпилек 1ш выбирается, исходя из опыта эксплуатации и с учетом значения диаметра отверстия под шпильки do, и должно находиться при величине расчетного давления в следующих пределах:
при Р< 2,5МПа
при Р> 2,5МПа
Рекомендуемое значение шага шпилек из условия местного раскрытия фланцевого соединения принимается равным 1ш = 45</ош • (PD)0-43 при PD< 1,2 и I = =2,1</ош — при PD >1,2 (здесь D — внутренний диаметр корпуса аппарата, м).
Расчетное количество болтов или шпилек определяется соотношением
Z	(7.17)
Р L
где D6 — диаметр болтовой окружности, м (обычно величина диаметра болтовой окружности принимается не менее, чем значение, рассчитанное по соотношению D6 = D„n + do + 0,01);
Dnn — наружный диаметр прокладки, м.
Расчетное давление (Р), МПа	Условный диаметр (£>,.), м							
	0,80	1,00	1,20	1,60	2,00	2,40	2,80	3,20
До 1 МПа	М20	М20				М24-М30		
1,6	М20	М20				М24-М30		
2.5	М20		М24-М30				М42-М64	
4.0	М24	М30-М42			М42-М56		М56-М64	
6,4	МЗО	М30-М42		М42-М56			М56-М68	
8.0	М30-М36	М36-М48		М48-М56			М56-М68	
10.0	М36-М42	М42-М52		М52-М60			М60-М68	
12.0	М42-М52	М42-М56		М56-М60			М60-М68	
16,0	М52-М56		М56-М64				—	
20,0	М56-М64		М64-М68				—	
Табл. 7.3. Рекомендуемые диаметры шпилек
Принимается значение числа шпилек, округленное в большую сторону, причем желательно, чтобы полученное значение было кратным четырем. Допускается при Zf > 8 принимать значение числа шпилек, округленное до ближайшего большего целого числа, при Zp < 8 число шпилек должно быть кратным двум, но не менее четырех.
Нагрузка на шпильки в рабочих условиях должна компенсировать внутреннее давление и создавать удельное давление на прокладку, обеспечивающее герметичность в рабочих условиях. В составе фланцевых соединений теплообменных аппаратов ПТУ применяются прокладки мягкие (из фторопласта, резины или паронита) и металлические (из алюминия, меди или стали).
Ширина прокладки Ьо при величине внутреннего диаметра корпуса аппарата D > 1 м не должна быть меньше 10. ..20 мм [19]. Наружный диаметр прокладки определяется по формуле
D я = Р + 2Ло + 2и,	(7.18)
где и — расстояние от внутренней кромки фланца до внутренней кромки прокладки, принимается равным для резиновых прокладок и = 35, для паронитовых прокладок и = 25 и для металлических прокладок и = 5; 5 — толщина прокладки.
Для плоских приварных фланцевых соединений наружный диаметр прокладки равен
£>,„ = D + 2S + 2Ьи + 2н,	(7.19)
где 5 — толщина стенки корпуса аппарата.
Минимальное усилие на прокладку R, необходимое для сохранения плотности при рабочих условиях, вычисляется с помощью соотношения
Л = ^.л	(7.20)
где Dpn — Dun - Ьо — расчетный диаметр прокладки, м;
Ь — эффективная ширина прокладки (м), определяется согласно табл. 7.4; q = тхР— удельное давление на прокладку в рабочих условиях, МПа; т — коэффициент, определяется согласно табл. 7.4;
х — для металлических прокладок х = 1, для остальных прокладок определяется по табл. 7.5.
Тип прокладки	Материал	Эффективная ширина мм	Рабочая среда			
			Вода		Пар	
			т	qu, МПа	т	</„, МПа
Мягкая	Фторопласт	Ъо	1,25	25	1,25	
	Паронит	710 ь„	1,50	100 0,8	 710 ь0	2,50	100 710 ь0
	Резина мягкая	0,5 Ьа	1,00	10	1,00	10
	Резина твердая	ъо	1,00	20	1,00	21
Металлическая	Алюминий	bo	2,00	f ' 1 + 0,32	 -0,8иш 1	8 >	3,50	fl+ 0,32— -ат 1	8
	Медь		2,50		4,50	
	Перлитная сталь		3,00		5,00	
	Аустенитная сталь		3,50	100	6,00	Зо„
Табл. 7.4. Эффективная ширина прокладок, удельное давление и коэффициент т в формуле (7.20)
Температура, "С	20	200	300	400	Габл. 7.5. Коэффициент х в
	1,0	1,5	2,0	2,5 \	
формуле (/.20)					
Растягивающее усилие в шпильках от рабочего давления, согласно [19], определяется по формуле
Q = ^D2pn.P.	(7.21)
Расчетное усилие, воспринимаемое шпильками в рабочих условиях, при расчетной температуре ниже 400 °C определяется по формуле
Fp = R+Q,	(7.22)
а при расчетной температуре равной и выше 400 °C — как максимальное из двух значений:
Fp = R + (1,0 + л) Q и F = mxqo - 0,5Q • (и - 0,2), (7.23) где qo — удельное давление на прокладку, определяется по табл. 7.4, МПа;
л — коэффициент, учитывающий влияние ползучести, определяется по табл. 7.6.
Напряжение в шпильках в рабочих условиях вычисляется по соотношению	4F
П = —-^<[а],	(7.24)
где [а] — допускаемое напряжение при рабочей температуре, МПа; определяется по табл. 7.2.
Сталь	Температура среды							
	375	400	425	450	475	500	525	550
Углеродистая	0	0,5	1,0	1,5	2,5	4,0	—	—
Хромистая	0	0	0.5	1.0	1,5	2,5	4,0	6,0
Хромомолибдснованадиевая	0	0	0	0.5	1.0	1,5	2,5	4,0
Аустенитная	0	0	0	0	0	0	0,5	1,0
Табл. 7.6. Коэффициент влияния ползучести (л) материала
При невыполнении условия прочности (7.24) следует увеличить количество шпилек Z на четыре штуки. Окончательное число шпилек Z не должно превышать значения (1,07... 1,12)  Z. Если и при этом количестве шпилек условие прочности не выполняется, следует увеличить диаметр шпилек.
7.5. Расчет фланцев
Расчет фланцевых соединений включает в себя расчет шпилек и расчет фланцев. Болты во фланцевых соединениях обычно не применяют, так как при затяжке болта в стержне возникает большое скручивающее напряжение со стороны головки.
Конструкция фланцев и основные размеры, необходимые для их расчета, приводятся на рис. 7.6.
Рис. 7.6. Типы фланцев.
а, б — фланцы с ко-ническим переходом, в, г — плоские фланцы
Толщина стенки 5 и внутренний диаметр фланца D принимаются равными соответствующим размерам корпуса аппарата. Толщина стенки цилиндрического участка фланца с коническим переходом, а также цилиндрической части плоского фланца равна = S + С, где величина прибавки С должна быть не менее 5 мм. Высота цилиндрического участка фланца с коническим переходом может приниматься равной S,, но не менее 10 мм.
Допускается [19] при St > 20 мм принимать Л, > 0,8 3,. Относительная толщина конического перехода у основания фланцевого соединения К = S2/ Sv согласно [19], принимается из табл. 7.7.
р, МПа	0,10... 0,25	0,60	1,00	1,60	2,50	4,00	6,40	10,00	16,00	20,00
К	1,3	1,4	1,5	1,6	1,8	2,0	2,2	2,4	2,6	2,8
Табл. 7.7. Относительная толщина конического перехода
Высота конического перехода (/^предварительно принимается равной 33,. Наружный диаметр фланца равен
D , = D. + е +2а,	(7.25)
здесь размеры е и 2а, (см. рис. 7.6) находятся по табл. 7.8 в зависимости от размера шпилек [19].
	Наружный	Размеры фланцевого			
	диаметр		соединения, мм		
	резьбы шпилек	f/0	е	а	2at
	ММ				
	12	14	25	9	6
	14	16	27	9	6
	16	18	28	9	6
	18	20	32	9	6
	20	23	35	10	6
	22	25	39	10	8
	24	27	42	11	10
	27	30	47	12	10
	30	33	53	12	10
	36	40	64	14	14
	42	46	75	15	15
	45	48	75	15	15
	48	52	87	16	15
	52	58	93	17	15
	56	62	98	18	15
	60	66	104	19	15
	64	70	110	20	15
Табл. 7.8. Размеры фланцевого	68	75	116	21	15
					
соединения
Радиус перехода г рекомендуется принимать в пределах (0,6...0,8)3,, но не менее 6мм при D < 600 мм; 10 мм — при 600 < D < 1000 мм; 12 мм — при D > 1000 мм.
Для оценки толщины тарелки фланца с коническим переходом используются следующие формулы [19]:
если Р  D < 1,1, то h. = fp	л -
если Р  D > 1,1, то Ьф=82
здесь S2 = KSV
При расчете плоских приварных фланцев толщина тарелки определяет
ся V
1,1
(7-26)
ся по соотношению
(7.27)
=0,25 —+ 1	'7)5,
110
Изгибающий момент от усилий, действующих в рабочем состоянии, определяется по формуле
М =nD 'P ll+R l2 + р 4 д 2
L-7>2) /3 .
(7.28)
Расчетные схемы фланцев приводятся на рис. 7.7. Соответствующие плечи действующих сил равны:
•	для силы F] (усилия от давления в корпусе) — Z1=0,5-[Dfi-(D + 51)] ;
•	для силы, действующей на прокладку, F2 — l2 = 0,5-(яй ~Dpn) ;
•	для силы, действующей на внутренний участок тарелки фланца —
Рис. 7.7. Расчетные схемы фланцев. а — фланец с коническим переходом, б — плоский фланец
Моменты сопротивления фланца с коническим переходом рассчитыва-
ются по формулам: для сечения А-А
WA=-
4
„^-D-2Jo«)a2+(p + S2) S
Р2 D2
2
2
2 ~
1б[ст]
для сечения В-В при у
u^-D-2doR)-y2 + 0,25(D + Sj) S
2 Р2Р2
1 "16[a]2
приу >й#
S2------	,
—— ‘ (Лф + h2 - у J2 + Sj	+ h2 - у )+ 0,125 (D + S^ S?
3ft2
WB=2n-
(7.29)
(7.30)
p2d2
16[oF J

D
L	(7.31)J
($1 +52)M2 +0,33*22(s2 +251)+0,5А^(р„.ф -D-2doR) где у =-----------------------------------—--------— ;
(Sx+S2)A2+(D-D-2doB)A0
для сечения C-C
Wc=-^-2doR)h2.
4
(7.32)
Момент сопротивления плоского фланца рассчитывается по формуле
2	2
W =- (D„.0-P-2do/f)A2+(P + Sx)
4|_	I
(7.33)
Для всех типов фланцевых соединений значение редуцированного диаметра отверстия doR определяется следующим образом:
doR = 0,5Jo при D > 0,5 м;
</()R = d0(l- D) при D < 0,5 м.
Напряжение во всех фланцах во всех сечениях определяется по известному соотношению
М
где М — изгибающий момент, Н • м;
W —- момент сопротивления, м3.
Проверка напряжений производится во всех расчетных сечениях при всех видах нагружения. Допускается превышение расчетного напряжения над допускаемым на 5 %.
При невыполнении условия прочности фланца с коническим переходом в сечениях А-А и В-В следует изменить значение S2 в	Раз и повто-
рить расчет с новым значением $2. При невыполнении условия прочности в сечении С-С следует изменить значение Л2 в (о/[о])2/3 раз и повторить
расчет с новым значением й2. По окончании проверки выполнения условия прочности необходимо проверить условие
Л-,
(734)
Л2
Если —------— >5, то расчет фланца следует повторить при значении
h2~S1	Л2
5 _ с + Z1 , если же ———— <2, то расчет фланца следует повторить 2	1	5	02 ~
при значении й2 = 2(s2 - 5j) •
При невыполнении условия прочности для плоского фланца следует изменить значение кф в д/ст/jo] раз и повторить расчет с новым значением hr При этом 2Лф не должно превышать значение величины (Dh ф- D-2 S,). Если обеспечить это условие не удается, то рекомендуется перейти на фла
нец с коническим переходом.
7.6. Расчет трубных досок
В качестве расчетного давления на трубную доску принимается наибольшее из давлений двух сред, находящихся по разные стороны трубной доски. Если по одну сторону трубной доски имеется вакуум, а по другую — избыточное давление, то расчет трубной доски следует производить на разность абсолютных давлений сред. Расчетная температура принимается равной наибольшей температуре протекающих по обе стороны трубной доски теплоносителей. В настоящее время различные заводы — изготовители теплообменного оборудования — пользуются различными методиками расчета трубных досок, поскольку не существует единого стандарта. Приведенные ниже зависимости используются в инженерной практике и рекомендуются для оценочных расчетов толщины трубных досок.
Толщина трубной доски подогревателя с U- и П-образными трубками без анкерных связей, а также толщина верхней трубной доски подогревателя с плавающей нижней водяной камерой определяются по формуле [52]
.S = 0,393/) |	,	(7.35)
У[о]-<р
где [о] — допускаемое напряжение материала трубной доски, МПа;
Ф — коэффициент прочности трубной доски, причем при треугольной разбивке трубного пучка Ф = 0,935 - 0,65	, при квадратной разбивке
трубного пучка ф= 0,975-0,68 I;
t — шаг между центрами трубок, м;
d — диаметр отверстий в трубной доске, м ;
D — внутренний диаметр корпуса аппарата, м.
Толщина трубной доски, подкрепленной анкерными связями, находится по
формуле
5 = 0,3930-
(7.36)
где [ос] — допускаемое напряжение материала анкерных связей, МПа;
D = (0,45...0,55)-Р —диаметр окружности, на которой располагаются
анкерные связи, м;
Nc — количество анкерных связей;
/с — поперечное сечение одной анкерной связи, м2; Р — расчетное давление среды, МПа.
Толщина трубной доски в конструкции аппарата с плавающей нижней
водяной камерой определяется следующим образом [52]:
S = 0,3930,,
1	D (	Nf \	Р	Р
—— Р— 1-1,27^ -38,98 ^(/>>й-/)„)- с [^]ф D{	D2 J	D*	2
(7.37)
где Dn — средний диаметр прокладки между трубной доской и крышкой
водяной камеры, м;
D6 — диаметр окружности, на которой располагаются центры отверстий под болты (болтовой окружности), м;
Рб = \o6]Fe-Z — суммарное допускаемое усилие в болтах, МН;
|о6] — допускаемое напряжение материала болтов, МПа;
F6 — площадь наименьшего поперечного сечения болта, м2;
Z — количество болтов (шпилек);
/V — число трубок в подогревателе;
fe — проходное сечение одной трубки, м2;
Р — расчетное давление среды, МПа ;
dn2E IN
Рс =0,77---— — допускаемое распределенное по площади труб-
ной доски противодавление от сжатых трубок, МПа ;
Ет — модуль упругости материала трубок, МПа;
I— момент инерции поперечного сечения трубки, м4;
L — длина трубок, м.
Расчет фиксированных трубных досок горизонтальных сетевых подогревателей производится в следующем порядке [52].
Распределенное давление на трубные доски от разности температурных удлинений трубок и корпуса равно
pt _	«Л )^шРщP'kPr	pi
лР2(£„,Гга+£АЛ)
где ат, а, — коэффициенты линейного расширения трубок и корпуса аппарата соответственно, 1/°С;
tm, tK — расчетные температуры трубок и корпуса аппарата соответственно, °C;
Ет, Ек — модули упругости материала трубок и корпуса соответственно, МПа;
Fm — суммарная площадь поперечного сечения всех трубок по наружному диаметру, м2;
Fk = 0,5715^^ + £>) — площадь поперечного сечения корпуса аппарата, м2; DH, D — наружный и внутренний диаметры корпуса аппарата соответственно, м;
— толщина стенки корпуса, м.
Распределенное давление на доски от действия рабочего давления среды Рр определяется по соотношению
(7.39)
Толщина трубной доски затем находится по соотношению
S=0,393kD
(7.40)
где Рс — допускаемое распределенное по площади трубной доски противодавление от сжатых трубок (см.(7.37)), МПа;
к—коэффициент, определяемый по рис. 7.8 в зависимости от отношения SJS.
Рис. 7.8. Зависимость коэффициента к от относительной толщины S' IS
Для определения коэффициента к необходимо вычислить вспомогательный комплекс
NP* / (2л М),
здесь Р' выбирается наименьшим из двух значений:
Р* = с f и Р* = 9,8-103Лг/;
MS = 0,27фСТт52,
— предел текучести материала трубок, МПа;
А—эмпирический коэффициент, равный 125 для трубок, развальцованных в отверстиях, и 230 — для трубок, приваренных к трубным доскам;
ош — предел текучести материала трубной доски, МПа.
Расчет анкерных связей. Анкерные связи обычно применяются, когда давление в трубках больше давления в межтрубном пространстве. Способы соединения анкерных связей с трубной доской и с крышкой показаны на рис. 7.9.
Рис. 7.9. Способы соединения анкерных связей с трубной доской и крышкой. а — на резьбе с распорной трубкой, б— приваркой к трубной доске; 1 — гайка колпачковая, 2 — уплотнение, 3 — крышка, 4 — анкерная связь, 5 — распорная трубка, 6 — трубная доска
Наименьший диаметр анкерных болтов d определяется из расчета усилия на растяжение
d =	,	(7.41)
V z|pj
где ср — коэффициент, учитывающий долю нагрузки, приходящуюся на анкерные болты, ф = 0,5...0,7;
г — число анкерных болтов;
Р — расчетное давление среды, МПа.
7.7.	Расчет термических напряжений
В теплообменниках с жесткими соединениями между корпусом и трубными досками, каковыми являются, например, горизонтальные сетевые подогреватели, возникают дополнительные термические напряжения в трубках и корпусе аппарата вследствие различной степени их удлинения при нагреве и охлаждении. Эти напряжения могут привести к нарушению плотности соединения трубок с трубной доской, деформации трубок и, как следствие, к истиранию их в промежуточных перегородках и т.д.
Сила взаимодействия между корпусом и трубками за счет температурных расширений определяется по формуле
|оскД/к — осшД/Н|[
Р‘ = —---------,	(7.42)
где Ек, Ет — модули упругости материала корпуса и трубок, МПа;
Fk, Fm — площадь поперечного сечения корпуса аппарата и его трубок, м2;
FK = 0,785 [(D + 2Sф)2 -D2]; F„, = 0,785n(j2
D — внутренний диаметр корпуса аппарата, м;
7V — количество трубок в аппарате;
rfi(, deii — наружный и внутренний диаметры трубок, м;
S(/) — фактическая толщина стенки корпуса аппарата, м;
ак, ат — коэффициенты линейного расширения трубок и корпуса аппарата соответственно, 1/°С;
Д<к — разность между рабочей температурой корпуса и температурой окружающей среды, °C;
Д/т — разность между рабочей температурой трубок и температурой окружающей среды в момент изготовления аппарата, °C.
Осевая сила, растягивающая корпус и трубки и возникающая под действием давления среды, вычисляется по зависимости
Q = 0,785(d2 - Nd2 )• Р„ + 0,7852Vrf2„ • Рв,	(7.43)'
где Рп, Ре — давления пара и воды соответственно, МПа.
Напряжения, возникающие от совместного действия давления сред и разности их температур, определяются по формулам
для корпуса	а =Л +		 ,	(7.44) F F Е +F Е *к *к^к1т^т
для трубок	Р.	ЕО	,п о	L- +	а*	 (7.45) FKEK + FmEm
Если рассчитанные напряжения ск и ит превышают допустимые, необходимо устанавливать компенсирующие устройства.
7.8.	Расчет корпуса и днищ аппарата на устойчивость
Целью расчета на устойчивость корпуса подогревателя является определение критического давления, при котором он может утратить свою цилиндрическую форму и стать эллиптическим или волнообразным. Изменение формы может происходить при напряжениях в стенке корпуса, не превосходящих допускаемые, поэтому проверка на устойчивость формы обязательна для аппаратов, работающих в условиях вакуума. При расчете на устойчивость определяются критическая длина оболочки, теоретическое и действительное критическое давление, а также критическое напряжение и коэффициент запаса устойчивости.
Критическая длина тонкостенной оболочки вычисляется по формуле [18]
Ч = l,2Dt.^
D
S-C
где Dc — средний диаметр оболочки (корпуса или днища), м ; 5 — толщина стенки оболочки, м.
Критическое напряжение вычисляется следующим образом:
при L > L
*	кр
при 0,5Z>f < L < j
(7-47)
(7.48)
Критическое давление равно
(7-49)
Допустимое с точки зрения устойчивости наружное давление: Л =	(7-50)
Коэффициент т] принимается меньшим из двух значений: т] = 0,7 или т] = = Л/(Л+1) , где Л = от/окр, а от — предел текучести материала при расчетной температуре, МПа.
В качестве расчетной длины L для гладкой цилиндрической оболочки принимается расстояние, равное сумме длины оболочки, длины отбортованных частей и одной трети высоты каждого днища, а при наличии фланцев — расстояние между фланцами.
Коэффициент запаса устойчивости равен
N=-^-
(7.51)
Величина коэффициента запаса устойчивости N для стали составляет 1,8...3,0.
Устойчивость днищ определяется аналогичным образом, но с учетом того, что критическое наружное давление для сферических и эллиптических днищ вычисляется по формуле
( S А2
Р =0,ЗЕ - ,	(7.52)
I r >
где г — средний радиус сферического днища или наибольший радиус кривизны днища по срединной поверхности, м.
7.9.	Вибрационный расчет трубных систем аппаратов
Расчет вибрационных характеристик трубных систем теплообменных аппаратов является необходимым компонентом полного прочностного расчета аппарата, поскольку именно трубный пучок представляет собой наиболее уязвимый элемент конструкции аппарата. Целью вибрационно-
го расчета является определение вибрационных характеристик трубок поверхности теплообмена (частот и амплитуд собственных колебаний), а также напряжений, возникающих в опорах (промежуточных перегородках) и посредине пролетов трубок. По величине амплитуд и напряжений можно судить о надежности конструкции аппарата с точки зрения вибрации, а при необходимости замены материала трубок, изменения системы расстановки или характеристик опирания в промежуточных перегородках — обоснованно произвести указанные изменения.
Вибрация трубок теплообменных аппаратов возникает под влиянием периодической возбуждающей силы (например периодических колебаний, передающихся корпусу теплообменного аппарата от работающей турбины), а также от возникновения самовозбуждающихся поперечных колебаний трубок вследствие динамического воздействия потока теплоносителя. Трубки поверхности аппарата колеблются в режиме автоколебаний с частотой, равной собственной частоте трубки, которая, в свою очередь, зависит от материала, типа трубок (прямые, U- или П-образные) и от системы расстановки промежуточных перегородок, скрепляющих трубный пучок. Амплитуда колебаний зависит также и от скорости потока теплоносителя в межтрубном пространстве.
Вибрация трубных систем приводит к нарушению плотности соединений трубок с трубными досками, истиранию трубок в промежуточных перегородках, разрушению трубок вследствие их соударений в пролетах с большими длинами и обрыву трубок вблизи трубных досок аппаратов.
Одним из путей устранения опасной вибрации трубок теплообменных аппаратов является применение различных технических средств, позволяющих повысить конструкционное демпфирование трубных пучков, изменить частоту собственных колебаний трубок, снизить динамическое воздействие потока теплоносителя на пучок и т.д. Это возможно в том случае, когда методика вибрационных расчетов позволяет еще на стадии проектирования аппаратов учесть максимальное количество эксплуатационных факторов, способных повлиять на уровень вибрации пучков трубок теплообменников. Согласно [53], конструирование теплообменных аппаратов должно производиться таким образом, чтобы собственная частота колебаний трубок поверхности теплообмена отличалась от частоты возмущающей силы на ±25%.
При определении вибрационных характеристик трубки рассматриваются как стержень или рама с равномерно распределенной массой, защемленные по концам и шарнирно опертые в промежуточных перегородках. Конструктивные схемы для расчета представлены на рис. 7.10.
Вибрация однородных трубок теплообменников под действием возбуждающей силы описывается дифференциальным уравнением вида
(753) Эх at ot
где (£7) — изгибная жесткость;
Рис. 710. Схемы для расчета вибрации трубок теплообменного аппарата.
а — прямые трубки, б — трубки с U- образным гибом, в — трубки с П- образным гибом
т — расчетная масса трубки на единицу длины, состоящая из массы трубки, массы жидкости, находящейся в трубке, и присоединенной массы жидкости (пара, конденсата), кг/м;
С — коэффициент, учитывающий демпфирование трубки;
F(x,t) — возбуждающая гидродинамическая сила;
х, у — декартовы координаты;
t — время.
Приведенное выше уравнение описывает также и свободные колебания при условии, что F(x,t) = 0. Уравнение следует проинтегрировать с учетом краевых и начальных условий, вид которых зависит от способа крепления трубок в теплообменниках. Решение уравнения свободных колебаний находится численным методом. Частота, соответствующая нулевому значению функции, при котором удовлетворяются условия совместности на стыках пролетов и граничные условия на концах системы, и является частотой собственных колебаний трубки.
Решением уравнения свободных колебаний прямой трубки является функция
у(*)=С1 sin(asx)+ С2 cos(asx)+ С3 sh(asx)+ С4 ch(asx) ,
На концах трубки, т.е. в местах заделки в трубные доски, известны rfy
значения угла, поворота ф оси трубки ( ф0 = ф„ = — = 0)и кривизны d~y	dx
х (х0 - хп = —— = 1 ). Кроме того, значения угла поворота и кривизны dx2
в конце каждого пролета равны этим же величинам в начале следующего пролета.
Для наиболее тривиального случая — прямой трубки без промежуточных перегородок или отдельного пролета прямой многопролетной трубки — частота собственных колебаний рассчитывается по формуле [10,53]
2л if V т
(7-54)
где Е — модуль упругости материала трубки, Па;
I — момент инерции поперечного сечения трубки, м4;
a.s — частотный коэффициент, зависящий от числа пролетов, формы колебаний и соотношения длин пролетов;
I. — длина пролета, м;
5 — номер формы колебаний (s = 1, 2, 3 ...).
Для равнопролетных трубных систем значения частотного коэффициента ctv приводятся в табл. 7.9.
Для неравнопролетных трубных систем значения частотного коэффициента могут быть рассчитаны только с использованием численных методов решения на ЭВМ. В качестве примера на рис. 7.11 приведена расчетная зависимость частотного коэффициента от отношения длин соседних пролетов для двухпролетного стержня [53].
			Число пролетов	Номер формы колебаний				
				1	2	3	4	5
			1	4,730	7,853	10,995	14,137	17,279
			2	3,927	4,744	7,069	7,855	10,210
			3	3,550	4,304	4,744	6,692	7,446
			4	3,393	3,927	4,461	4,744	6,535
			5	3 299	3 707	4 147	4 555	4 744
/	О о	о		6	3,267	3,550	3,927	4,304	4,587
	L L	L		7	3,236	3,456	3,770	4,084	4,398
	nL		8	3,205	3,393	3,644	3,927	4,210
			9	3,205	3,330	3,550	3,801	4,053
			10	3,205	3,299	3,487	3,707	3,927
			11	3,173	3,267	3,424	3,613	3,832
			12	3,173	3,267	3,393	3,550	3,739
Табл. 7.9. Значения частотного коэффициента для равнопролетных трубных систем
Рис. 7.11. Расчетная схема и зависимость частотного коэффициента от соотношения длин соседних пролетов Т] = —
При аэродинамическом возбуждении наиболее опасные колебания трубок, вызываемые воздействием потока теплоносителя в межтрубном пространстве, происходят при поперечном и косом обтекании трубного пучка. При этом колебания трубок возникают в результате действия трех механизмов возбуждения: срыва вихрей, турбулентных пульсаций, аэрогид-роупругой неустойчивости трубок в пучке (гидроупругое возбуждение).
Возбуждение трубок в результате срыва вихрей обусловлено действием периодических аэродинамических сил, возникающих при формировании и срыве вихрей с образующей трубки. При поперечном отрыве вихрей то с одной, то с другой стороны возникает периодическая аэродинамическая сила, способная раскачать упруго установленную трубку поперек потока.
Максимальная амплитуда вихревых колебаний трубок в середине пролета выражается зависимостью [53]
в«лр Л max
су^иРпи
•
1 -
(7-55)
где су — коэффициент аэродинамической силы (су = 0,6 для первого ряда трубок пучка, су = 0,4 — для последующих рядов);
ря — плотность пара, кг/м3;
и _	— скорость пара в узком сечении пучка, м/с;
wn — скорость пара на входе в трубный пучок, м/с;
_ Sh-u — частота срыва вихрей, Гц;
р d
н
Sh — число Струхаля, характеризующее вихреобразование при различных режимах течения теплоносителя; при 103< Ren < 105 для пучка с треугольной разбивкой с характеристикой (£,/</ )> 1,15 число Струхаля равно
Si
0,2 + ехр - 0,44
I d„
ft — частота собственных колебаний трубки по первой форме, Гц;
т = mt + т2 +т3 — полная масса единицы длины трубки, кг/м;
т, — масса металла в единице длины трубки, кг/м;
т2 — масса воды внутри единицы длины трубки, кг/м;
nPnWd2	_	.
т^=	—— — присоединенная масса теплоносителя снаружи трубки, кг/м;
4
V — коэффициент присоединенной массы; для пучков с характеристи-
кой (Sjd') >1,15 можно принимать
1,05-Sj+d,, ;
1,05 -S^d,,
Sp S2 — поперечный и продольный шаги трубок в пучке, м;
8 — декремент колебаний.
Демпфирование колебаний вызвано потерями энергии колебаний в элементах конструкции трубного пучка (конструкционное демпфирование 8J и в окружающую среду (аэрогидродинамическое демпфирование 8г). Декремент колебаний 8 тогда рассчитывается по формуле
8=8 £+8г. V т
(7-56)
Конструкционное демпфирование зависит прежде всего от характера закрепления трубок в трубных досках и характера опирания в промежуточных перегородках, конструктивных особенностей узла «труба — перегородка» (толщины перегородки и величины зазора, а также уровня смещения перегородки относительно оси пучка), числа пролетов и системы расстановки промежуточных перегородок, ориентации трубного пучка в пространстве (горизонтальные и вертикальные теплообменники), наличия разного рода демпфирующих и дистанционирующих связей в пучке [53].
Рис. 7.12. Зависимость для оценки конструкционного демпфирования.
1 — трубки из латуни, медно-никелевых сплавов и мельхиора, 2 — трубки из нержавеющей стали
На рис. 7.12 показано изменение 8к в зависимости от количества пролетов для трубок из различных материалов (при количестве пролетов, большем 8, 8к определяется экстраполированием).
Расчет декремента колебаний 8, производится по формуле [53]
s, = “S,
(7-57)
где £ — коэффициент аэрогидродинамического демпфирования, для пучков с характеристикой (SJ dj >1,2 рассчитывается по соотношению
(1,055’1) 2
(7.58)
£о — коэффициент аэрогидродинамического демпфирования при колебаниях одиночной трубки в неограниченном объеме теплоносителя
1 + ехр -28,4
(7.59)
ц — коэффициент динамической вязкости межтрубного теплоносителя, кг/(м-с);
v — коэффициент кинематической вязкости межтрубного теплоносителя, м2/с;
£ — коэффициент гидравлического сопротивления пучка трубок, приводится на рис. 7.13 [10], причем сначала определяется величина %, а затем ^ = (^/x).z;
w — скорость межтрубного теплоносителя, м/с.
Рис. 7.13. Коэффициент гидравлического сопротивления пучка трубок
Возбуждение трубок турбулентными пульсациями потока происходит за счет возникновения пульсирующего давления на поверхности трубок. Такое давление на поверхности трубок носит случайный характер и его спектр распределен в широкой полосе частот. Трубки получают энергию от потока теплоносителя для поддержания колебаний с частотами, близкими к собственным частотам трубного пучка. При этом амплитуда колебаний трубок плавно увеличивается с ростом скорости потока, поскольку энергия турбулентных пульсаций возрастает с увеличением скорости.
Максимальная амплитуда вибрации середины пролета трубки при возбуждении турбулентными пульсациями потока рассчитывается по формуле [53]
у™6 = 0,06	Jf—1  —— • G(<p) ,
т	Ь-l-Sh
(7.60)
где cD — коэффициент лобового сопротивления, определяемый геометрией пучка и величиной числа Рейнольдса Re = nd „/v (в диапазоне 1,34 < (5,/ <)<2,00:
при 103 < Re < 104 cD = 0,7;
при 104 < Re < 5104 cD = 0,296 Re *°’6S;
при Re > 5-104 cD = 0,26);
G(<p) — безразмерный нормированный энергетический спектр пульсации скорости, определяется по рис. 7.14 [53];
<р = —— ----безразмерная частота;
и  Sh
I — длина пролета трубки, м.
Рис. 7.14. Нормированный энергетический спектр пульсации скорости
Полная максимальная амплитуда вибрации пролета равна
v =J(ve"xp)2+(vmyp6)2
У max	v \ У max /	\ шах / •
(7-61)
Гидроупругое возбуждение вибрации проявляется в резком возрастании амплитуды колебаний при незначительном увеличении скорости потока. Гидроупругое возбуждение имеет место, если скорость потока в узком сечении между трубками и превышает критическую скорость потока и, вы
числяемую по зависимости
и =Го,8 +1,7—1 l^f. d,. hi Р„
(7-62)
После определения амплитуд и частот колебаний трубок необходимо
рассчитать возникающие в материале трубок напряжения при известных перемещениях jmax. При этом если амплитуда колебаний определялась в крайнем пролете, то максимальные напряжения возникнут в месте защем-
ления трубки:
G = 24Лпах/,;/ l2W
а если амплитуда колебаний определялась в одном из средних пролетов, то максимальные напряжения возникнут в середине пролета трубки:
о =	(7.64)
l2W
где W — осевой момент сопротивления поперечного сечения трубки, м3.
Конструкция теплообменника считается достаточно надежной, если результаты расчета показывают несовпадение частоты собственных колебаний с частотой возмущающей силы (50 Гц или 25 Гц — частота вращения ротора турбины; 10 Гц — частота колебаний конструкций здания), отсутствие соударений между трубками: Атях <(St -da )/2 ; выполнение условий и < и* и а < [о]. В случае невыполнения одного из этих условий необходимо изменение конструкции теплообменного аппарата.
Расчет вибрационных характеристик неравнопролетных прямых трубок и трубок с VJ- или П-образнътм гибом представляет собой сложную и трудоемкую процедуру. Эта задача поддается решению только численными методами при расчете на ЭВМ.
Расчет (оценка) вибрационных характеристик трубных систем производится как поверочный. Расчетная схема определяется системой расстановки промежуточных перегородок, которая задается на основе и данных теплового и гидравлического расчетов, и предварительной конструкторской проработки аппаратов.
Исходными данными для проведения расчета являются;
•	предварительная конструктивная схема трубного пучка;
•	геометрические характеристики трубок и трубного пучка;
•	физические и механические свойства материала трубок;
•	частота вынужденных колебаний (частота возмущающей силы);
•	параметры теплоносителя, обтекающего трубный пучок (скорость, давление, температура, агрегатное состояние).
Оценка вибрационных характеристик трубок аппарата производится в следующем порядке:
1.	Определение частоты собственных колебаний.
2.	Определение линии прогиба и изгибающих моментов в условных единицах.
3.	Определение декрементов колебаний.
4.	Определение условий обтекания потоком теплоносителя различных участков теплообменных трубок.
5.	Определение возможных механизмов возбуждения вибраций.
6.	Расчет параметров вибрации для пролета, в котором имеются полные данные по параметрам теплоносителя, обтекающего пучок трубок.
7.	Уточнение линии прогиба, изгибающих моментов и определение напряжений.
Расчет частот собственных колебаний производится для прямотрубных U- и П-образных систем. Частоты собственных колебаний упругой системы определяются методом линейных приближений. Для этого систему представляют набором прямых балок и полукольца (рамы). Частота собственных колебаний U- и П-образных систем должна рассчитываться для колебаний как в плоскости, так и из плоскости кривизны.
Расчеты различных трубных систем показали, что с точки зрения вибрационной надежности наибольший интерес представляют колебания из плоскости кривизны, поскольку частоты собственных колебаний в плоскости кривизны значительно отличаются от частоты возмущающих сил. Расчет частоты собственных колебаний в теплообменниках с прямыми трубками, опирающимися на различное число промежуточных перегородок, проводится для всех систем опирания. При расчете U- и П-образных систем обязательному расчету подвергаются трубки с минимальным и максимальным радиусами гиба (размером горизонтального участка), а также три-четыре типоразмера трубок с промежуточными значениями размеров.
Для всех типов трубных систем расчет частот производится в двух вариантах — без воды в трубках и с водой. Расчет амплитуд и напряжений в пролетах производится только при наличии воды в трубках. Частота собственных колебаний может определяться для нескольких форм колебаний.
7.10. Расчет опор аппаратов
Опоры вертикальных аппаратов выполняются обычно сварными из стальных листов и фасонного проката (рис. 7.15). Количество опор, как правило, равняется двум, трем или четырем. Расчет опор [54] производится по максимальному весу аппарата G'n)iix при заполнении его водой для проведения гидроиспытаний.
Общая площадь всех опор составляет [54]
/ 0 >	2 ,	(7.65)
®фунд
где Fo — суммарная площадь всех опор аппарата, Fo = А-Сп, м (см.рис.7.15);
Gmax — вес аппарата, заполненного водой, т;
аФУид — допускаемое напряжение в фундаментах, МПа. Для фундаментов из бетона допускаемое напряжение принимается равным 2 МПа, а для фундаментов из кирпичной кладки — (0,7...0,8) МПа;
л — количество опор.
Нагрузка, приходящаяся на одну опору, равняется
^_Gniax ,	(7.66)
Л
где Q — нагрузка на опору, т.
Рис. 7.15. Приварные опоры вер-
тикального аппарата (а) и эскиз к расчету опор (б)
Толщина ребра опоры рассчитывается по зависимости
где Sp — толщина ребра, м;
т — число ребер в опоре;
а — вылет опоры (см. рис. 7.15), м;
|о] — допускаемое напряжение материала опоры на изгиб, МПа;
к — коэффициент, зависящий от гибкости ребра по его гипотенузе.
Для определения коэффициента к необходимо вычислить радиус инерции ребра:
г = 0,2895р.
(7.68)
Затем вычисляется гибкость ребра по гипотенузе I =
(7.69)
Коэффициент к находится из следующих соотношений:
АО	25	50	75	100	125	150	175	200
к 1,00	0,95	0,89	0,77	0,61	0,45	0,33	0,25	0,20
После того как произведен расчет размеров опоры, необходимо проверить напряжения, возникающие в стенке корпуса аппарата в опорном сечении.
Горизонтальные аппараты устанавливаются на две седловые опоры, показанные на рис. 7.16 [54].
В общем случае, как показано на рис. 7.17, на опору действуют вертикальная сила Q (реакция опоры), горизонтальная сила Р( (перпендикулярная к оси аппарата) и горизонтальная сила трения Рг (параллельная оси аппарата) [54].
Рис. 7.16. Конструктивные элементы седловой опоры.
I — с поперечными ребрами 2, расположенными по одну сторону продольного ребра 1, II— с поперечными ребрами 2, расположенными симметрично по обе стороны продольного ребра 1
Рис. 7.17. Схема распределения нагрузок для расчета седловой опоры
Реакция опоры зависит от максимального веса аппарата с водой в паровом пространстве Стах и определяется по следующей зависимости:
e = 0,5Graax.	(7.70)
Горизонтальная сила Pt равна
Px=k.Q,	(7.71)
где — коэффициент, определяемый по аппроксимирующей зависимости = 0,0018461  5 — 0,0123077;
8 — угол охвата корпуса аппарата опорой, град.
Горизонтальная сила трения Рг равна
Рг = 0,156 ;	(7.72)
здесь 0,15 — коэффициент трения между аппаратом и опорой или между опорой и опорной плитой.
Площадь опорной плиты принимается конструктивно и должна удовлетворять условию
F = Q ,	(7-73)
ОН ^фунд
где ифуид — допускаемое напряжение сжатия бетона фундамента, принимаемое в зависимости от марки бетона из следующего ряда:
Марка бетона	500 300 200
сг ., МПа	10	8	6
фу но5 * 7 * 9
Расчетная толщина опорной плиты определяется по соотношению
5 = 2,45b	(7-74)
где Snp — расчетная толщина опорной плиты, м;
b — ширина поперечных ребер опоры (см. рис. 7.16), м;
— допускаемое напряжение материала опорной плиты, МПа;
кг — коэффициент, определяемый по рис. 7.18 в зависимости от отношения Ь/а\
а — расстояние между поперечными ребрами опоры (см. рис. 7.16), м.
Рис. 7.18. График для определения коэффициента к2 в формуле (7.74)
Фактическая толщина опорной плиты с учетом добавки: 8пф - Snp + С, причем во всех случаях 8пф >10 мм.
Расчетная толщина ребра 1 (см. рис. 7.16) из условия прочности на изгиб и растяжение определяется по формуле
5 > 42Р1	,	(7.75)
РР - г 1	V
1,10 [а]
где S — расчетная толщина ребра 1, м;
D — наружный диаметр корпуса аппарата, м;
|о] — допускаемое напряжение материала ребра, МПа.
Толщины ребер 1 и 2 (см. рис. 7.16) проверяют на устойчивость от действия сжимающей нагрузки q, приходящейся на единицу длины ребра:
9 = 1,2—’	<7-76)
где 1об — общая длина всех ребер на опоре. Для опоры с расположением ребер по схеме I (см. рис. 7.16) 1об = а(т — 1) + Ьт\ для опоры с расположением ребер по схеме II 1об = а(т — 1) + 2Ьт;
т — число ребер на опоре.
Расчетная толщина ребер из условия устойчивости:
(7-77)
где о — допускаемое напряжение на устойчивость, принимаемое из условия- икр = min(om /3; су /5); om — предел текучести материала, МПа; о, — критическое напряжение, МПа.
Критическое напряжение Oj находится по формуле
су, = 3,6Е
h2
(7.78)
где Е — модуль упругости материала ребер, МПа;
й2 — высота крайнего наружного ребра (см. рис. 7.16), м;
5 — большее из значений 5 и 5 . Р	РР рг
Условие прочности опор при действии изгибающей силы Р2:
cru = Р1— < 0,8о,
и в случае приварной опоры:
ст 0,5^&^J<0,8o, "	W
(7.79)
(7.80)
где W — момент сопротивления горизонтального сечения по ребрам у основания опоры (на рис. 7.16 — заштрихованное сечение ребер), м3;
Л, — высота среднего ребра опоры, м;
й2 — высота крайнего ребра опоры, м.
После расчета опор горизонтального аппарата производится расчет корпуса аппарата на прочность в опорных сечениях от напряжений изгиба, а также от действия перерезывающей силы и кольцевых напряжений.
Конденсаторы современных турбин с целью компенсации вертикальных смещений и температурных удлинений выхлопного патрубка ЦНД устанавливаются на пружинные опоры (рис. 7.19), которые, в свою очередь, устанавливаются на бетонные подушки фундамента турбины. Пружинные опоры расположены по торцам конденсатора со стороны водяных камер каждого потока. Пружинам придается такая жесткость, чтобы они целиком воспринимали вес конденсатора без воды в водяном пространсз ве; вес воды воспринимается выхлопным патрубком турбины.
Рис. 7.19. Пружинная опора конденсатора.
1 — подкладка, 2 — опорная планка, 3 — стакан, 4 — пружина, 5 — установочный болт, 6 — рама
Необходимая жесткость пружин обеспечивается установкой специальных опорных планок 2 (см. рис. 7.19) или шайб, толщина которых определяется по данным заводских испытаний каждой пружины опор в отдельности. Для возможности установки опорных планок (шайб) используются специальные установочные болты 5.
При расчете пружинных опор необходимо учитывать, что при максимально возможном опускании конденсатора из-за тепловых расширений нагрузка на выхлопной патрубок турбины, сохраняя свой знак, не должна быть ниже определенного значения, устанавливаемого заводом — изготовителем турбины [10].
Поскольку пружинные опоры рассчитываются на собственный вес конденсатора, то коэффициент жесткости отдельной пружины, т.е. сила, под действием которой пружина сжимается на 1 м, равен
d-lp)-n
(7-81)
где GK — вес конденсатора без воды, Н;
I — длина пружины в свободном состоянии, м;
1р — длина пружины в сжатом состоянии, м;
п — количество пружин.
Предельно допустимое по условиям прочности сварного шва выхлопного патрубка изменение температуры его металла равно
* = *max - tM ,	(7-82)
где Сах — предельно допустимая по условиям прочности сварного шва выхлопного патрубка температура его металла, °C;
tM = 20 °C — температура монтажа.
При разогреве выхлопной части турбины температурное удлинение составляет
Д/, =Р-Д/Я,	(7.83)
где Р — коэффициент линейного расширения металла, 1/°С;
Н — расстояние от оси турбины до опор, м.
Дополнительная реакция пружинных опор, возникающая при температурном удлинении Д/(, рассчитывается по формуле
P=kbltn-	(7.84)
Для надежного опирания конденсатора вектор дополнительной реакции пружинных опор, направленный снизу вверх, должен компенсироваться таким образом, чтобы на выхлопной патрубок всегда действовала сверху вниз результирующая сила Ро, равная
Ро = Ge - Р > 10000.. .20000 Н,	(7.85)
где G' — вес воды в конденсаторе, Н.
7.11. Расчет линзовых компенсаторов
Как указывается в разд. 7.8, если суммарные термические напряжения в аппаратах жесткой конструкции выше допустимых, для их компенсации должны устанавливаться гибкие элементы — компенсаторы. В конструкциях теплообменных аппаратов ПТУ применяются гибкие линзовые компенсаторы, устанавливаемые на корпусе аппарата. На рис. 7.20 приводятся основные типовые конструкции круглых металлических линзовых компенсаторов, применяемых в теплообменных аппаратах ПТУ.
а
Рис. 7.20. Основные типовые конструкции линзовых компенсаторов.
а — сварной из двух штампованных полулинз, б — сварной из нескольких секторных частей, соединяемых по радиальным плоскостям
I I
Рекомендуемые основные размеры стальных линзовых компенсаторов для сварных кожухотрубных теплообменников, работающих под давлением не более 0,6 МПа, приведены в табл. 7.10 [54].
Наружный диаметр корпуса (Д«), И	Внутренний диаметр корпуса (D), м	Внешний диаметр компенсатора (Л),м	Ширина секции (/), М	Ширина линзы (W, М	Толщина стенки линзы (5),м	
					Давление 0,25 МПа	Давление 0,60 МПа
0,325	0.400 0.600 0,800 1,000 1,200 1,400	0,500 0,650 0.850 1.100 1,300 1,500 1.700	0,140 0,140 0,140 0.180 0.180 0,180 0,180	0,070 0,070 0.070 0.090 0,090 0.090 0.090	0,0025 (0,0025) 0.0030 (0.0030) 0.0030 (0.0030) 0,0035 (0,0035) 0,0040 (0,0035) 0.0040 (0.0035) 0,0040 (0,0035)	0,0035 (0,0030) 0.0040 (0.0035) 0,0040 (0,0035) 0,0040 (0.0040) 0.0050 (0.0040) 0,0050 (0,0040) 0,0050 (0.0040)
Табл. 7.10. Основные размеры стальных линзовых компенсаторов
Примечание. В скобках приводятся значения толщины стенки для линз из высоколегированной стали.
Для стальных аппаратов, работающих под давлением в межтрубном пространстве Р > 0,6 МПа, расчетный диаметр линзового компенсатора определяется по формуле [54,55]
d-^d-
0,5-
(7.86)
с округлением этого размера до ближайшего большего размера D. Расчетная толщина стенки линзы определяется по формуле (7.1). Осевая реакция компенсатора при принятой толщине стенки линзы S определяется по формуле
, =	Ф А - а
к L
L f О,159А(1 -р)л>;
EKFK EmFm EKS3
где L — длина трубок и корпуса аппарата, м;
ак, сст — коэффициенты линейного расширения материала корпуса и трубок,1/ °C;
Дгк, ДГт — расчетные разности температур для корпуса и трубок (см. разд. 7.8), °C;
Ек, Ет — тлолупъ упругости материала корпуса и трубок, МПа;
(7.87)
Р = —
D
А: =6,9
1-Р2 4(1пр)2
Р2 1-Р2
1
1-Р
Деформация одной линзы компенсатора Дд вычисляется по соотношению [55]
Д	.	„88)
Компенсирующая способность компенсатора примерно пропорциональна количеству линз в нем. Расчетное число линз в компенсаторе определяется из выражения [55]
1 1
1акд/к-а1Д/„,|-Р, Д„
EKFK EmF„, J
(7.89)
Принятое число линз гл должно быть не менее расчетного, но и не более четырех линз.
Напряжение в компенсаторе при его деформации под действием силы Рк равно [55]
о . =	.	(7.90)
л(5-С)2
7.12. Примеры расчетов теплообменных аппаратов
Пример 7.1. Определить толщину стенки корпуса сетевого подогревателя ПСГ-1300-3-1 (рис. 7.21). Давление пара в корпусе аппарата Р = 0,249 МПа, температура tn = 250 °C. Внутренний диаметр обечайки корпуса D = 2,5 м. В корпусе аппарата имеется два расположенных в продольном ряду отверстия под патрубки подвода пара диаметром d = 1,026 м, расстояние между центрами которых t = 2,5 м. Патрубки имеют наружный диаметр d - 1,024 м и внутренний диаметр deii = 1,000 м. Номинальное допускаемое напряжение для материала корпуса [о] =105 МПа. Номинальное значение толщины стенки корпуса 5ф = 0,010 м.
Рис. 7.21. Горизонтальный сетевой подогреватель ПСГ-13OO-3-8-I
Толщина стенки обечайки корпуса, не ослабленной отверстиями, определяется по формуле (7.1) при <рр = 1 и С = 0:
PD , _ 0,249 • 2,5
2<рД<т]-Р
Наибольший допускаемый диаметр неукрепленного отверстия dnped определяется по формуле (7.9) при С = 0,001 м:
= 2,965 -10~3м.
2-105 - 0,249
5 =
пред 2
Ф
S
0,010 0,001_0,8 .^2,5(0,010- 0.001) = 0,671
= 2
м.
= 1,190-10"3 м. 2-1-105-0.249
2,965-10-3
Поскольку диаметр отверстий в обечайке больше, чем d отверстия нуждаются в укреплении патрубками — штуцерами. Наименьшая толщина стенки штуцера, необходимая для восприятия внутреннего давления, рассчитывается по формуле (7.15) и равна
_ P(de„ + 2С) _ 0,249 • (1,000 + 0,002)
2<рДи]-Р
Фактическая толщина стенки патрубка Sw = [d- dei)l2 = (1,024 — 1,000)/2 = =0,012 м.
Высота укрепляющего патрубка — штуцера определяется по зависимости (7.14)	,
I = lt25yl(d + 2С) (8Ш - С) = 1,25-^(1,024+0,002) (0,012 - 0,001) = 0,133 м.
Коэффициент прочности обечайки корпуса, ослабленной продольным рядом отверстий, определяется по формуле (7.11)
t-d 2,500-1,024	_
(р,, =---= —------------= 0,5904.
t 2,500
Расчетная толщина обечайки корпуса равна (7.1)
с PD „	0,249  2,5
S =------г-1--+ С =--------------—
+ 0,001= 6,0110’3м.
2<Рр IgJ - Р	2 • 0,5904 • 105 - 0,249
Расчетная толщина стенки обечайки корпуса, необходимая по условиям прочности, получилась меньше, чем принятая номинальная толщина стенки, равная Sp = 0,010 м.
Пример 7.2. Определить толщину стенки глухого эллиптического днища водяной камеры подогревателя ПН-250-16-7-11. Давление в водяной камере Рв = = 1,568 МПа, расчетная температура tt = 200 °C. Внутренний диаметр обечайки водяной камеры и корпуса D = 1,2 м, высота выпуклой части днища Н = 0,3 м. Номинальное допускаемое напряжение для материала днища (сталь СтЗ) при расчетных условиях составляет [и] = 125 МПа.
D2 1 22
Радиус кривизны в вершине днища равен R =	= q 3 = 1’2 м.
Наименьшая толщина стенки днища определяется по формуле (7.5) при <рр = 1, так как днище глухое, т.е.
PR =	1,568 • 1,2	_ з
2<рр [о]- 0,5Р “ 2 • 1 • 125 - 0,5 • 1,568 " 7’55’10 м’
5 =
Величина прибавки принимается из условия С = 0,055 = 0,05-7,55-10"3 = =0,38-10'3 м, но не менее 1 мм. Принимаем поправку С равной 4-10‘3 м. Тогда расчетная толщина стенки днища водяной камеры составит 5 = =(7,55+4)-10-3 = 11,55-10-3м.	"
Пример 7.3. Определить диаметр и количество шпилек фланцевого соединения корпуса и водяной камеры подогревателя ПН-250-16-7-11. Давление в водяной камере Рв = 1,568 МПа, расчетная температура te = 200 °C. Материал шпилек — сталь 35Х, предел текучести при расчетных условиях ит = = 450 МПа, номинальное допускаемое напряжение материала [о] = 300 МПа. Внутренний диаметр обечайки водяной камеры и корпуса D = 1,2 м. Толщина стенки обечайки корпуса S = 0,010 м. Прокладка паронитовая.
Диаметр шпилек для рабочих условий определяем по табл. 7.3. При величине внутреннего диаметра корпуса аппарата 1,2 м рекомендуются шпильки М20 с диаметром dow = 20 мм.
Допускаемое напряжение материала шпилек при температуре 200 °C, согласно табл. 7.2, составляет 175 МПа. Поправочный множитель к величине допускаемого напряжения равен Ко = —^--0,2 =--0,2 = 0,8 и оконча-
20	20
тельная величина допускаемого напряжения определится следующим образом: |ст] = 175-0,8 = 140 МПа.
Примем величину диаметра отверстия под шпильки do = 23 мм, толщину прокладки 5 = 5 мм и ширину прокладки Ьо = 12, тогда наружный диаметр прокладки по формуле (7.19) будет равен: Dnn = D + 2S + 2Ьв + 2(2 • 5),= =1,2 + 2-0,010 + 2-0,012 + 4-0,005 = 1,264 м. Диаметр болтовой окружности: D = D +d + 0,010 = 1,264 + 0,023 + 0,010 = 1,297 м.
Значение шага шпилек 1ш выбирается, исходя из условия, что при величине расчетного давления Р< 2,5 МПа величина шага находится в пределах 2,1</о < 1ш < 5 do, т.е. 1ш = 5-0,023 = 0,115 м.
Расчетное количество шпилек по формуле (7.17) составляет
7	-
I
л-1,297 0,115
35,4 = 36 шт.
Проверка выполнения условия прочности для шпилек
Расчетный диаметр прокладки: Dpn = DHn — bo= 1,264 — 0,012= 1,252 м. Коэффициент т, согласно табл. 7.5, равен 1,5; коэффициент х определяем по табл. 7.6 для температуры 200 °C: х = 1,5. Тогда удельное давление на прокладку в рабочих условиях составляет: q = тх Р= 1,5-1,5-1,568 = 3,528 МПа. Эффективная ширина прокладки, согласно табл. 7.4: b = -J10bo = 0,038 м.
Минимальное усилие на прокладку R, необходимое для сохранения плотности при рабочих условиях, вычисляется по соотношению (7.20)
R = nDpn bq = 3,14 1,252-0,038 = 0,1495 МН.
Растягивающее усилие в шпильках от рабочего давления определяется по формуле (7.21)
71 •»
Q = -D2 Р = 0,785-1,2522-1,568 = 1,9294 МН.
4 р'
Расчетное усилие, воспринимаемое шпильками в рабочих условиях, при расчетной температуре ниже 400 °C определяется по формуле (7.22)
Fp=R + Q = 0,1495 + 1,9294 = 2,0789 МН.
Напряжение в шпильках в рабочих условиях вычисляется по соотношению (7.24)
4Рр 4-2,0789	т
о =-----=---------------- = 183,8 МПа,
7rZrf2„, л - 36 - 0,020-
что превышает величину допускаемого напряжения [о]= 140 МПа. Увеличиваем количество шпилек Z' = l,12z = 1,12-36 = 40 и проверяем условие прочности:
WP 4-2,1859
о = — ' =---------------- = 165,4 МПа.
TiZrf 2Ш л - 40 - 0,020“
Поскольку условие прочности не выполняется, необходимо увеличить диаметр шпилек до М24.
Примем величину диаметра отверстия под шпильки do = 27 мм; диаметр болтовой окружности составит: D6 = Dun + do + 0,010 = 1,264 + 0,027 + +0,0Ю = 1,301 м.
Расчетное количество шпилек по формуле (7.17) составляет я 1,301
Напряжение в шпильках в рабочих условиях вычисляется по соотношению (7-24):
4-2,0789
----z— =----------—г = 127,6 МПа, itZd^ л • 36 • 0,0242
о =
что меньше допускаемого напряжения [сг]= 140 МПа.
Пример 7.4. Определить толщину плоского приварного фланца водяной камеры подогревателя ПН-250-16-7-11. Конструкция фланца соответствует приведенной на рис. 7.6, г, расчетная схема приведена на рис. 7.7, б. Давление в водяной камере Рв = 1,568 МПа, расчетная температура te = 200 °C. Фактическая толщина стенки обечайки водяной камеры 5ф = 20,00-10'3 м. Внутренний диаметр обечайки водяной камеры составляет D = 1,2 м, диаметр болтовой окружности по данным примера 7.3 D6 =1,301 м, а расчетный диаметр прокладки — ^рп~ 1 >252 м. Количество шпилек Z = 36, принятый диаметр шпильки doui = 0,024 м. Допускаемое напряжение материала фланца (сталь 20К) при расчетных условиях равно [о] = 220 МПа.
Необходимые для расчета наружного диаметра фланца размеры е и at (см. рис. 7.6) найдем по табл. 7.9 в зависимости от размера шпилек: е = = 0,042 м и 2л, = 0,010 м. Наружный диаметр фланца определим по формуле (7.25): П/1ф = D6 + e +2ах = 1,301 +0,042 + 0,010 = 1,353 м.
Толщину тарелки плоского приварного фланца определим по соотношению (7.27):
+ 11 • Jl,2-0,020 = 0,045 м.
10 v
Рассчитаем плечи моментов сил, действующих на фланец:
Ц =О,5-[Л6-(D + Sj)] = 0,5-(1,301 — 1,2 —0,020) = 0,081 м;
) = 0,5-(1,301 — 1,252) = 0,0245 м;
I 1 200 + 1 252 = 0,5- 1,301---	-
2
= 0,0375 м.
/2 = 0,5-(Z)fi-DpM
D + D h = 0,5 • D6-------
Изгибающий момент от усилий, действующих в рабочем состоянии, определяется по формуле (7.28):
МР =--------
4
Я.1.2М.568 008| +
4
2
4
+ 0,1495 • 0,0245 + — • 1,568(1,2522 -1,2002 )• 0,0375 = 0,1532 МН • м. 4
Значение редуцированного диаметра отверстия под шпильки определяется по зависимости doR = 0,5Jo = 0,5-0,027 = 0,0135.
Момент сопротивления плоского фланца рассчитывается по формуле (7.33):
W =-
4
н.ф ~D~2d0R
Р2Р2
1б[о]2 JJ
= - (1,353-1,200-2-0,0135)-0,0452+(1,200 + 0,020) 0,0202-4
1,5682 -1,22
16-146,7
= 7,81-10’4м3.
Напряжение в теле фланца определяется по известному соотношению:
М 0,1532 1О4о.т
а = — = —---------= 196,2 МПа,
W 7,81 -ИГ4
что меньше величины допускаемого напряжения [ст]= 220 МПа.
Пример 7.5. Определить толщину трубной доски подогревателя ПН-250-16-7-11 (рис. 7.22). Давление в водяной камере Рв = 1,568 МПа, давление пара в аппарате Рп = 0,029 МПа. Внутренний диаметр обечайки водяной камеры и корпуса D = 1,2 м, диаметр отверстий в трубной доске d = 0,0162 м, шаг между центрами трубок t = 0,022 м. Аппарат имеет 4 анкерных связи диаметром dc = 0,042 м. Номинальное допускаемое напряжение для материала трубной доски [ст] = ПО МПа, а для материала анкерных связей [стс] = 115 МПа. Разбивка трубного пучка треугольная.
Рис. 7.22. Трубная доска подогревателя ПН-250-16-11
Расчетное давление на трубную доску: Р = Рв =1,568 МПа. Суммарная площадь сечения анкерных связей:
F = N •
71  d?
4
л • 0,0422
4
= 5,542  10“3 м2.
Для расчета толщины трубной доски по формуле (7.35) сначала определяется коэффициент прочности:
ф = 0,935 - 0,65 - = 0,935 - 0,65 °’01-62 = 0,456.
t	0,022
Диаметр, на котором расположены отверстия под анкерные связи: D = =0,5 О = 0,5-1,2 = 0,6 м.
Расчетную толщину трубной доски U-образного подогревателя находим по формуле (7.36)
5 = 0,3930- М— Р-3,744 [ос]— 1-^£- =
Цо] ф|	О2( D )
0,393-1,2- --------- 1,568-3,744-115-5,54-10— 1-—
V 0,456-110	1,22	1,2
1	L	\	/.
= 57,3-10"3м.
Фактическая толщина трубной доски с учетом прибавки будет равна 5 =5+С= 57,3-10'3 + 0,003= 0,060 м.
Пример 7.6. Рассчитать компенсирующую способность сетевого подогревателя ПСГ-1300-3-1 (см. рис. 7.21). Давление пара в корпусе аппарата Рп = = 0,249 МПа, температура tn - 250 °C. Внутренний диаметр обечайки корпуса D — 2,5 м. Номинальное значение толщины стенки корпуса 5ф = 0,010 м. Материал корпуса — сталь, имеющая модуль упругости Ек = 20,2104МПаи коэффициент линейного расширения ак = 11,6-10^ 1/°С. Номинальное допускаемое напряжение для материала корпуса [oj = 105 МПа. Трубки аппарата с наружным d„ и внутренним deii диаметром 0,024 м и 0,022 м соответственно изготовлены из латуни, имеющей модуль упругости Ет = 11,5-104 МПа и коэффициент линейного расширения ат = 19,0-10'6 1/°С. Номинальное допускаемое напряжение для материала трубок [ат] =100 МПа. Давление воды в трубной системе равно Pt =0,78 МПа, температура воды f = 125 °C. Температура аппарата во время монтажа t = 20 °C, температура окружающего воздуха to = 30 °C. Количество трубок в аппарате N = 3096 шт.
Расчетная температура корпуса принимается равной температуре пара tn, а расчетная температура трубок — температуре воды te. Тогда разность между рабочей температурой корпуса и температурой окружающей среды равняется ДГк = tn - to = 250 - 30 = 220 °C, а разность между рабочей температурой трубок и температурой окружающей среды в момент изготовления аппарата — ДГт = t* - tM = 125 - 20 = 105 °C.
Площади поперечного сечения корпуса аппарата и его трубок равны соответственно
FK =0,785 [(d + 2S^)2 -П2]=0,785[(2,5 + 2-0,010)2-2,52]= 0,079 м2;
F„, = ^785Л^2 -</2„)= 0,785 • 3096 - (о,О242 - 0,0222)= 0,224 м2.
Осевая сила, возникающая под действием давления среды:
Q = 0,785(d2 - AW2)- Pn + 0,785AW2, • Рв = 0,785(2,52 - 3096 • 0,0242)- 0,249 + + 0,785 • 3096  0,0222  0,78 = 1,79 МН.
Сила взаимодействия между корпусом и трубками за счет температурных расширений определяется по формуле (7.42):
|а Д1 -« Ы I 1220-11,6-10^-105-19,0-10^1
= 1	И1 ml = -1-----J--------------------L = 5,49 МН.
------1-------------------------1--------------
EKFK Е F	20,2-104-0,079 11,5-IO4-0,224
Напряжения, возникающие от совместного действия давления сред и разности их температур, находим по формулам (7.44) и (7.45) :
для корпуса
о - Pt । EkQ _ 5,49	1,79 • 20,2 • 104_____
Л FKEK + FmEm 0,079 + 20,2 • 104  0,079 + 11,5 • 104 • 0,224
= 106,2 МПа;
для трубок
о = 2L + E'»Q = M9 +	1,79-11,5-IO4
Frn FKEK + FmEm 0.224	20,2 - 104 • 0,079 + 11,5 • 104 • 0,224
= 45,4 МПа.
Как видно из расчета, полученная величина напряжения для корпуса аппарата превышает номинальное допускаемое напряжение для материала корпуса [aj = 105 МПа < 106,2 МПа, следовательно, температурные удлинения нуждаются в компенсации.
Пример 7. 7. Рассчитать характеристики устойчивости корпуса сетевого подогревателя ПСГ-1300-3-1 (см. рис. 7.21). Давление пара в корпусе аппарата Рп = 0,249 МПа, температура tn = 250 °C. Внутренний диаметр обечайки корпуса D = 2,5 м. Номинальное значение толщины стенки корпуса S = 0,010 м. Материал корпуса — сталь, имеющая модуль упругости Ек
=20,2-104 МПа. Предел текучести для материала корпуса Gm = 220 МПа. Длина оболочки L = 6,1 м.
II II
Средний диаметр оболочки: Dc - D — 8ф12 = 2,5 — 2-0,010 = 2,48 м.
Критическая длина тонкостенной оболочки вычисляется по формуле (7.46) при С = 0,001 м:
= 1,2Ос
= 1,2-2,48-
2,5 0,010-0.001
= 49,6 м.
При 0,5.0. < L < Ек критическое напряжение определим по формуле (7.48): КРI	I
S 3-20.2. |(Х‘>.<>'0-°.0'>И=
скр —
2,48
57,41 МПа.

Критическое давление найдем по формуле (7.49):
„ s-с
Ч' - кр .. и f*
= 2 • 57,41 •
0,010 - 0,001
2,48
0,417 МПа.
Определим величину X :
X =	= 220
иА.„ 57,41
3,832 и значение коэффици-
ента Т| = Х/(Х+1) =3,832/4,832 = 0,793. Как указано в разд.7.8, принимаем
меньшее из двух значений Т| = 0,7. Тогда допустимое с точки зрения устойчивости наружное давление можно рассчитать по формуле (7.50): Рд = =О,5Т]Р = 0,5-0,7-0,417 = 0,146 МПа.
’ 1 кр	’	’	’
Поскольку допустимое давление больше, чем действующее на корпус снаружи атмосферное давление (0,1 МПа), а длина оболочки меньше критической, можно считать корпус устойчивым и не требующим дополнительного ужесточения.
Пример 7.8. Рассчитать параметры вибрации трубок горизонтального сетевого подогревателя. Давление пара в корпусе аппарата Рп = 0,249 МПа, температура tn - 250 °C, скорость пара на периферии трубного пучка н>я = =3,5 м/с. Трубки прямые равнопролетные, с наружным и внутренним диаметрами 0,024 м и 0,022 м соответственно, изготовлены из латуни, имеющей модуль упругости Ет = 11,5-104 МПа и плотность рт = 8600 кг/м3. Длина пролета составляет I = 1,25 м, количество пролетов — 4, поперечный S( и продольный S2 шаги трубок в пучке равны соответственно 0,030 м и 0,026 м. Номинальное допускаемое напряжение для материала трубок [oj = 100 МПа. Давление воды в трубной системе равно Р* =0,78 МПа, температура воды te = 125 °C, скорость воды и», = 1,95 м/с.
я mt = —
•8600= 0,621 кг/м.
Расчет частоты собственных колебаний трубок пучка
Масса погонного метра длины трубки равна
- d I,)	_ л (о,0242-0,0222)
' Р т
4	4
Масса воды в погонном метре длины трубки равна (плотность воды при температуре 125 °C определяется по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара и составляет 938,95 кг/м3)
kJ2 л • 0,0222 _
т2 = —— • рв =----------938,95 = 0,357 кг/м.
4	4
Для определения присоединенной массы теплоносителя с наружной стороны трубки необходимо рассчитать характеристику пучка:
^1 =	=1,25 >1,15.
d„ 0,024
Тогда коэффициент присоединенной массы ц/ можно принимать равным
1,05  Si+d„	1,05 • 0,03 + 0,024	„ .
V =-----------------— = —--------=7,4.
1,05 • Sj - d„ 1,05 • 0,03 - 0,024
Присоединенная масса пара определяется по соотношению (см. разд. 7.10)
л • 1,044 • 7,4 • 0,0242	„
т3 = _Т"Х. » =-----z----д---1----= 0,0035 кг/м,
4
4
с учетом того, что плотность пара (рп) при расчетных условиях определяется по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара и составляет 1,044 кг/м3.
Полная масса погонного метра длины трубки равна сумме трех составляющих: т = т{ + т2 + т3 = 0,621 + 0,357 + 0,0035 = 1,13 кг/м.
Момент инерции поперечного сечения трубки вычисляем по зависимости , =	) = я(о,0244 - 0.0224) = д
64	64
Частотный коэффициент oct при первой форме колебаний определяем по табл. 7.9 для четырехпролетной трубки: а, = 3,393. Теперь по формуле (7.54) можно рассчитать частоту собственных колебаний;
,	1 aj ГЁТ 1 3,3932 /11,5 • 104 -106  4,787-10-9	„
Л = S • Fit = Тп 	' V----------мз-----------’ 25'9 Гц-
Частота собственных колебаний трубок аппарата отличается от частоты возбуждающей силы 50 Гц на 48 %, т.е. требование по отстройке частоты выполняется.
Расчет амплитуды колебаний
Вычислим по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара величины теплофизических параметров пара при расчетных условиях (Рп= 0,249 МПа, tn = 250 °C): динамическая вязкость пара равна р = = 181,5-10'7 Н-с/м2; кинематическая вязкость пара v = 1,3-10'6 м2/с;
число Рейнольдса: Re = wп^" =	= 6,46-104.
v„ 1,3-10-6
_ 30 _
При характеристике пучка ~ - — - 1,154 по рис. 7.13 определяем о 2
сначала величину % = 1,02, а затем величину £/% = 0,45, откуда находим коэффициент гидравлического сопротивления пучка: £ = 0,45-1,02 = 0,46.
Далее по формуле (7.59) находим коэффициент аэрогидродинамического демпфирования при колебаниях одиночной трубки в неограниченном
объеме теплоносителя:
_ n>W„
О
1+ехр -28,42LJL
1-ехр -28,4
11,4-181,5-Ю"7 -0,024
1,77- 10~б
25,9
1+ехр -28,4
1-ехр -28,4
^1,3 -10"6 -25,9
0,46-3,5
2 = 0,318.
•25,9
0,46-3,5

Вычисляем коэффициент аэрогидродинамического демпфирования по
формуле (7.58):
Г - г	fl- 1	2 — Л 'IIR .	,	0,0242	2 — Л
				
	(1,055! )2J		(1,05 • 0,030)2	
Теперь по формуле (7.57) можно рассчитать аэрогидродинамическую составляющую демпфирования:
ОХ _ 0,5 • 0,056 mf1 ~ 1,13-25,9
= 0,957- 10Л
Конструкционное демпфирование 8к определяем по графику на рис. 7.12 для четырехпролетных трубок из латуни, откуда 8к = 0,045. Декремент колебаний 5 тогда рассчитывается по формуле (7.56)
5 =	+ 8 = 0,045 •	+ 0,957 • 10~3 =0,0343.
V т	VI,130
Скорость пара в узком сечении пучка:
3,5-0,03	.
и = — - 1 =----------------= 17,5м/с,
Sl—d„ 0,030-0,024
а соответствующее число Рейнольдса
und„ _ 17,5-0,024 v„ 1,3-10"6
3,23-1О5.
Для пучка с треугольной разбивкой с характеристикой (SJd^ >1,15 число
Струхаля:
°’95
Sh = —— S2
• 0,2 + ехр
-0,44 d„
0,9 - 0,030 0,026
 0,2 + ехр
с
-0,44
0,030? 8 0,024 ?
= 0,746;

частота срыва вихрей:
р
Sh • и d„
0,746 • 17,5 0,024
543,96 Гц.
Максимальная амплитуда вихревых колебаний трубок в середине пролета определяется по зависимости (7.55) при величине коэффициента аэродинамической силы су = 0,6:
./max
САР-"2
0,6-0,024-1,044-17,52
8л2-25.92-1.13-
( \2 0,0343-543,96
л:-25,9
= 3,8-10“6м.
Безразмерная частота определятся по соотношению:
fid,, 25,9 • 0,024
Ф =	= —-----------= 0,
• Sh 17,5 • 0,746
Величина С(ф), или безразмерный нормированный энергетический спектр пульсации скорости, определяется по рис. 7.14 и составляет 2,9.
Максимальная амплитуда вибрации середины пролета трубки при возбуждении турбулентными пульсациями потока рассчитывается по формуле (7.60) при значении коэффициента лобового сопротивления cD = 0,26:
и
т
3	2
I . С[>
I 8-1-Sh
G(<p) =
^о.об-1’44'0’0242
1,13
г 17,5 Y --------0^---------_	6
0,0343-1,25-0,746
25,9
Полная максимальная амплитуда вибрации пролета:
Jmax = JUn'^)2 +(уп^6)2 = 7(з,8 -10"6)2 + (о,606 • 10-6 У = 3,85-10-6м.
Условие отсутствия соударений выполняется, так как jmax < 3-10J м. Осевой момент сопротивления вычисляем по соотношению
W =~^. -rf«„)=||(o,O243 -0,0223)= 0,312-10'6 м3.
Максимальные напряжения в металле трубки определяем по формуле (7.63)
g _ 24ymax£Z _ 24 • 3,85 - 10~6 - 11,5 -104 • 4,787 • 1(Г9	0 04 МПа,
l2W	1,252-0,312-10“6
что значительно меньше величины допускаемого напряжения |от] = 100 МПа.
Проверка на возможность гидроупругого возбуждения
Критическая скорость для гидроупругого возбуждения и* вычисляется по зависимости (7.62)
„• JO,8+1,A)&=(o.8+l,7^'|. /СТ343.25,9= ! 2,43 м/с.
Л„ М ₽,, I 0.024 J V 1.44
Поскольку скорость пара в узком сечении между трубками больше критической (и = 17,50 > 12,43), гидроупругое возбуждение возможно.
Пример 7.9. Произвести поверочный расчет пружинных опор конденсатора 300-КЦС-З при следующих исходных данных: вес конденсатора без воды GK -335 т; Ge =210 т; расстояние от оси турбины до опор Н - 10 м; длина пружины в свободном состоянии I - 0,52 м; длина пружины в сжатом состоянии 1р =0,40 м; количество пружин п = 48; температура монтажа t„ = 20 °C; предельно допустимая по условиям прочности сварного шва выхлопного патрубка температура его металла /тах = 85 °C; коэффициент линейного расширения металла Р = 1,25-10’5 1/ °C.
Коэффициент жесткости пружин определяем по формуле (7.81)
, GK 335-103-9,8
Л = ---=-----------------— = 569 965,3 Н/м.
\1-1р)п (0,52 - 0,40)-48
Предельно допустимое по условиям прочности сварного шва выхлопного патрубка изменение температуры его металла по формуле (7.82)
= 85-20 = 65 °C.
При разогреве выхлопной части турбины температурное удлинение рассчитывается по формуле (7.83)
= $ЫН = 1,25 • 10~5 • 65 • 10 = 0,008125 м.
Дополнительную реакцию пружинных опор, возникающую при температурном удлинении Д/(, рассчитываем по формуле (7.84)
Р = k  Mt • п = 569 965,3 • 0,008125 • 48 = 222 286,5 Н.
Результирующую силу Ро определяем по зависимости (7.85)
Ро = G„ -Р = 210000-9,8-222286,5= 1 835 713,5 Н.
Так как компенсирующая сила Рв >10 000...20 000 Н, можно считать, что пружинные опоры обеспечивают надежное опирание конденсатора.
Пример 7.10. По данным примера 7.6 определить основные размеры линзового компенсатора. Допускаемое напряжение для материала компенсатора [oj = 105 МПа; длина трубок L = 5 м.
Внутренний диаметр компенсатора (DJ примем равным внутреннему диаметру обечайки корпуса: D = D = 2,5 м. Расчетный диаметр линзового компенсатора находим по формуле (7.86)
0,5/)
О =-----—-
0,5-
0,5-
0,5-2,5
0,249
=2,770 м.
V [nJ V 105
Округляем полученное значение D до 2,8 м.
Толщину стенки линзы рассчитываем по зависимости (7.1) при <р = 1 и С = 1,5 мм:
PD „	0,249  2,800
2фДо]-Р 2-105-0,249
0,0048 м.
Принимаем толщину стенки (5) равную 0,005 м.
Определяем величину коэффициента 0:
D	° 5
= 0,893.
D	2,8
Затем рассчитываем величину коэффициента к:
(1-02 4(Ш0)^
о2 1 п2
1
1^0
'1- 0,8932	4(1п0,893)2 '
0,8932	1 - 0,8932
Осевую реакцию компенсатора при принятой толщине стенки линзы 5 определяем по формуле (7.87)
р =__________
L L О,159А:(1-0)Р2
EKFK + EmF,„ + EKS3
5,0  |11,6 • 10"6  220 -19,0 • 10“6 • 105|
5,0	!	5,0	! 0,159 • 0,07-(1-0,893)-2,82
20,2-104-0,079 11,5-104-0,224	20.2 • 104 • 0,005 3
= 0,0075 МН.
Деформацию одной линзы компенсатора (Дл) вычисляем по соотношению (7.88):
0,159 *-(l-0)PKD2	0,159• 0,07- (1-0,893)-0,0075-2,82	о с 1П-з
Л 7 =--------------------—--------------------------------= Z ,о-1U ' М.
EKS3	20,2-104 -0,0053
Далее из выражения (7.89) определяем расчетное число линз в компенсаторе:
Z, = — |акД<к-а,„ М1П\-РК Л,
1
1
EF Е F
К л	т Ш
5.0 ---------х 2,8-10“3
1
1
X |11,6-10-6 -220-19,0-10“6
• 105|-0,0075-
20,2-104-0,079 11,5-104-0,224
= 0.993.
Принимаем число линз равное единице.
Напряжение в компенсаторе при его деформации под действием силы Рк находим по формуле (7.90)
„к = AOzPl = . 0.007(1 - 0,893) = 19>5 МПа>
л(.$ - С)“	л(0,0050 - 0,0015)2
что меньше допускаемого [oj = 105 МПа.
7.13.	Контрольные вопросы
1.	Какое давление принимается в качестве расчетного при определении толщины стенки корпуса конденсатора?
2.	Какие типы выпуклых днищ применяются в конструкциях теплообменных аппаратов ПТУ? 
3.	В каких случаях и каким образом производится укрепление отверстий? _____________________________________
4.	Какие величины определяются при расчете болтов или шпилек? ____________________________________________
5.	По каким причинам во фланцевых соединениях не применяются болты?__________________________________________
6. Какие давление и температура принимаются в качестве расчетного при определении толщины трубной доски?
7.	Вследствие влияния каких факторов возникают термические напряжения в трубках и корпусе аппарата? _
8.	В каких случаях при наличии термических напряжений возникает необходимость в компенсирующих устройствах? __________________________________________
9.	Какие конструктивные решения позволяют скомпенсировать термические напряжения? 
10.	С какой целью производится расчет корпуса аппарата на устойчивость? ___________________________________
11.	Какие величины подлежат определению в процессе вибрационного расчета трубок аппарата? 
12.	Какова величина отстройки частоты собственных колебаний трубок аппарата от частоты возбуждающей силы? -------------------------------------------
13.	По какой силе производится расчет опор теплообменных аппаратов? __________________________________
Глава
8
ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ
Проектирование — это процесс разработки технической документации, по которой возможно изготовление нового теплообменного аппарата, отвечающего заданным требованиям. Проектирование теплообменного аппарата (изделия) — это творческий процесс определения (выбора) общей конструкции (схемы) аппарата в целом. Проектирование предшествует конструированию и представляет собой поиск научно-обоснованных, технически осуществимых и экономически целесообразных инженерных решений. На этом этапе часто рассматриваются несколько вариантов конструкций. Окончательный вариант конструкции аппарата выбирается на основе проведенных теплогидравлических, прочностных и оптимизационных расчетов.
Следующим этапом работы является конструирование, когда, опираясь на результаты проектирования, проводят более детальную проработку элементов конструкции с учетом технологии изготовления и уточняют все принятые при проектировании инженерные решения.
В процессе конструирования создаются чертежи теплообменного аппарата, формулируются технические требования к изготовлению аппарата и его элементов, разрабатывается техническая документация.
Для лучшего понимания сложного комплекса вопросов рационального проектирования теплообменных аппаратов энергоустановок с использованием современных средств и методов информационного обеспечения и автоматизации процесса проектирования в настоящей главе в качестве примера рассматривается горизонтальный сетевой подогреватель (ПСГ) теплофикационной турбины. Проектирование других теплообменников энергоустановок осуществляется, как правило, по аналогичному алгоритму.
Необходимо также иметь в виду, что турбинные заводы проектируют и изготавливают не все теплообменные аппараты, входящие в схему турбоустановки. Часть теплообменников выбираются заводом-изготовителем турбин (или другой проектной организацией) из рядов серийной продукции других специализированных заводов, проектирующих и изготавливающих эти аппараты.
8.1.	Стадии проектирования
Процесс проектирования таких сложных изделий, как теплообменный аппарат проводится поэтапно в следующей последовательности (согласно ГОСТ 2.103-68):
1.	Разработка технического задания на проектирование.
2.	Разработка технического предложения.
3.	Эскизное проектирование.
4.	Технический проект.
5.	Разработка рабочей документации.
Этап 1. Разработка технического задания
Техническое задание устанавливает основное назначение, технические характеристики, показатели качества и технико-экономические требования, предъявляемые к разрабатываемому изделию, порядок выполнения необходимых стадий разработки конструкторской документации и ее состав, а также специальные требования к изделию (ГОСТ 15.001-73).
Техническое задание на проектирование является первичным, основополагающим документом, которым руководствуются проектировщики, приступая к разработке нового аппарата. Техническое задание разрабатывает либо заказчик, либо конструкторский отдел завода-изготовителя. Техническое задание формируется с участием специалистов различных подразделений конструкторского бюро. Основная нагрузка на этом этапе сосредоточена на специализированных отделах — отделе теплообменного оборудования и отделе расчетов. Поскольку отдел расчетов занимается расчетом всей турбоустановки в целом, данные по характеристикам отборов пара и всей турбоустановке выдают специалисты именно этого отдела. Требования, включаемые в техническое задание, как правило, основываются на современных достижениях науки и техники, на результатах выполненных научно-исследовательских и экспериментальных работ.
Рассмотрим, как выполняется в условиях турбинного завода проектирование горизонтального подогревателя сетевой воды.
Подогреватель сетевой воды является частью теплофикационной установки турбины и поэтому техническое задание на проектирование подогревателя структурно входит в техническое задание на проектирование турбины как один из его разделов.
Техническое задание на проектирование подогревателя определяет основные параметры, характеризующие теплофикационную установку и температурный график тепловой сети.
Как видно из приведенного перечня, в списке параметров кроме давлений пара в отборах турбины присутствует ряд других параметров, выбираемых конструкторами на основании анализа проекта всей турбоустановки, условий эксплуатации и нормативно-справочной информации.
Параметры, необходимые для проектирования подогревателя сетевой воды
Коэффициент теплофикации ТЭЦ (a га1()
Номинальная теплопроизводительность (у двух ПСГ) кВт Максимальная теплопроизводительность (у двух ПСГ) ((2тах)> кВт Максимальный нагрев сетевой воды (А/тах), °C Расход сетевой воды, максимальный (G<inax), м3/ч
Скорость сетевой воды в трубках, максимальная (и’1пях), м/с
Расход сетевой воды, номинальный м3/ч
Скорость сетевой воды в трубках, номинальная (м’ияи), м/с
Давление сетевой воды, номинальное (Р ), МПа Расход сетевой воды, минимальный (<7min), м3/ч Скорость сетевой воды в трубках, минимальная (и’п1.п), м/с Температура сетевой воды, средняя °C
Недогрев сетевой воды до температуры насыщения пара
на номинальном режиме работы (8г), °C
Коэффициент теплопроводности материала трубок (ЛО70-1) (X), Вт/(м К)
Давление отбора пара первого подогревателя сетевой воды (ПСГ-1)
Минимальное (Pniin), МПа Номинальное (Р ), МПа Максимальное (Р ), МПа
Давление отбора пара второго подогревателя сетевой воды (ПСГ-2)
Минимальное (Pmin), МПа Номинальное (Р,ю„), МПа Максимальное (Р ), МПа
Этап 2.Разработка технического предложения
Техническое предложение разрабатывается в том случае, если это предусмотрено техническим заданием, и представляет собой совокупность конструкторских документов, которые должны содержать технические и технико-экономические обоснования целесообразности разработки документации по аппарату на основании анализа технического задания и различных вариантов возможных конструкторских решений и их сравнительной оценки, а также патентных материалов.
Техническое предложение после согласования и утверждения в установленном порядке является основанием для разработки эскизного проекта.
Этап 3. Разработка эскизного проекта
Эскизный проект — совокупность конструкторских документов, которые содержат принципиальные конструктивные решения, дающие общие представления об устройстве аппарата и его габаритных размерах (ГОСТ 2.119-73). На этапе эскизного проектирования технические требования, сформулированные в техническом задании, находят свое дальнейшее развитие. При эскизном проектировании формируется представление об ап-
парате в целом, разрабатывается конструкция аппарата, определяются его технические характеристики. На этом же этапе производятся необходимые тепловые, прочностные, гидравлические расчеты.
Технологическая последовательность эскизного проектирования горизонтального подогревателя сетевой воды приведена на схеме 8.1.
Первой стадией эскизного проекта является создание варианта компоновки трубного пучка. Это многоплановая задача, при решении которой закладываются многие факторы, влияющие в последующем на всю конструкцию подогревателя, так как одновременно с компоновкой трубного пучка определяются габаритные размеры корпуса аппарата и расстановка пароприемных
патрубков. Поэтому процесс компоновки сопровождается тепловыми и прочностными расчетами, а результатом его является теоретический чертеж.
Теоретический чертеж компоновки трубного пучка представляет собой схему размещения трубок в трубном пучке и их разбивку по ходам воды (рис. 8.1.)
подогревателя
Тепловые и гидродинамические расчеты производятся в отделе теплообменного оборудования, на основании этих расчетов определяются основные габаритные и присоединительные размеры аппарата. Прочностные же расчеты, как наиболее сложные, производит отдел, специализирующийся именно на этих проектных процедурах, — отдел расчетов. Поскольку прочностные расчеты в большинстве случаев выполняются как поверочные, то в результате таких расчетов часто требуется внесение изменений в конструкцию аппарата по условиям прочности, что, в свою очередь, может вызвать необходимость повторного выполнения тепловых и гидродинамических расчетов. И такой цикл на разных этапах проектирования повторяется неоднократно.
Этап 4. Разработка технического проекта
Технический проект — совокупность конструкторских документов, которые должны содержать окончательные технические решения, дающие полное представление об устройстве разрабатываемого теплообменного аппарата, и исходные данные для разработки рабочей документации (ГОСТ 2.120-73). Технический проект после согласования и утверждения в уста-
новленном порядке служит основанием для разработки рабочей конструкторской документации.
На стадии технического проектирования детализируются решения, полученные при эскизном проектировании. В техническом проекте должны быть отражены все моменты, обеспечивающие высокий технический уровень нового аппарата в процессе как изготовления и сборки, так и эксплуатации. Все расчеты технического проекта выполняются в окончательном виде, не требующем проверки или уточнения на этапе разработки рабочей документации. Обязательными документами для технического проекта являются чертеж общего вида, транспортировочный чертеж, ведомость технического проекта и пояснительная записка.
Чертеж общего вида является основным итоговым документом этапа технического проекта и содержит всю информацию о подогревателе, полученную на этом этапе (рис. 8.2):
•	изображения изделия (виды, разрезы, сечения), текстовую часть и надписи, необходимые для понимания конструктивного устройства аппарата, взаимодействия его основных частей и принципа работы;
•	наименование, а также обозначение тех составных частей аппарата, для которых требуется указать необходимые технические данные (технические характеристики, количество, указания о материалах, принципе работы и др.). К таким составным частям относятся в первую очередь все присоединения’ патрубки, штуцеры, отводы с указанием названия, назначения и размеров. Кроме того, в чертеже общего вида приводится ряд схем, поясняющих работу подогревателя: схемы отвода конденсата из солевых отсеков; отвода паровоздушной смеси и дренирования внутреннего коллектора; контроля давления и температуры греющего пара на входе в ПСГ; контроля герметичности внутренних полостей паровых щитов, отделяющих зону воздухоохладителя, а также подвода конденсата на уплотнение при выявлении неплотности и т.д.;
•	размеры и другие наносимые на изображение данные;
•	технические характеристики подогревателя.
В рамках технического проектирования определяются также условия транспортирования, требования к выбору транспортных средств, способы размещения и крепления подогревателя на них, а также производится расчет устойчивости и прочности крепления груза на железнодорожном подвижном составе (чаще всего транспортировка производится по железной дороге).
Транспортировочный чертеж содержит схему крепления подогревателя на подвижном составе, результаты расчета устойчивости и прочности крепления подогревателя. В процессе разработки транспортировочного чертежа определяются тип транспортного средства (платформа, тележка) и способ крепления (растяжками, брусьями). Далее изображается схема крепления подогревателя на подвижном составе, на основании которой производятся расчеты устойчивости и прочности крепления груза, в результате чего подтверждается либо отвергается подобный способ транспортирования аппарата. При этом или изготавливается транспортировочный чертеж, или
662
«Н80
8.1. Стадии проектирования
В (f-S)
Рис. 8.2. Фрагмент чертежа общего вида ПСГ
* Данные, приведенные на схеме 8.1, а также по основным параметрам, необходимым для проектирования нагревателя сетевой воды, и на рис. 8.1 — 8.3, предоставлены авторам отделом теплообменного оборудования g	специального конструкторского бюро турбин ОАО «Турбомоторный завод».
8.1. Стадии проектировании
же принимается другой способ транспортирования. На рис. 8.3 приведен пример транспортировочного чертежа.
Основные работы на этапе технического проектирования ведутся специалистами отдела теплообменного оборудования. При техническом проектировании специалистам отдела теплообменного оборудования необходимо тесное взаимодействие со специалистами отдела расчетов, отдела установок и отдела регулирования и автоматики.
Этап 5. Разработка рабочей, эксплуатационной и товарно-сопроводительной документации
Разработка рабочей документации составляет заключительный этап проектирования, задачей которого является полная детализация проектных решений, обеспечивающая возможность осуществления всех производственных операций, связанных с реализацией этих решений. Рабочая конструкторская документация разрабатывается для изготовления головного образца аппарата и дальнейшего производства аппаратов. По результатам изготовления и испытаний головного образца аппарата корректируется рабочая конструкторская документация.
На этапе разработки рабочей документации завершаются отработка конструкции на технологичность и техническая подготовка производства.
В процессе рабочего проектирования происходит согласование рабочей документации со всеми техническими службами предприятия: технологической, сварочным и металлургическим производством и т.д. Ограничения, налагаемые технологическими возможностями предприятия, могут привести к необходимости переработки рабочей документации. Окончанием этапа рабочего проектирования является момент, когда все смежные службы согласовали рабочую документацию, тем самым подтвердив готовность производственных мощностей предприятия к изготовлению теплообменника.
Результатом окончания работы над рабочим проектом является полный набор рабочих чертежей, передаваемых на производство, по которым и изготавливается подогреватель.
Разрабатываемая эксплуатационная документация предназначена для изучения конструкции теплообменного аппарата обслуживающим персоналом для обеспечения правильной его эксплуатации. В состав этой документации входят описание и инструкция по эксплуатации, формуляры и паспорта на каждый аппарат.
На этапе разработки эксплуатационной документации, согласно спецификации комплекса «Подогреватель сетевой ПСГ с оборудованием» или другого теплообменника, содержащей весь перечень документации, выпускаемой конструкторским отделом на аппарат, определяется состав документации, отправляемой вместе с аппаратом на станцию. Часть документации уже была разработана на этапах технического и рабочего проектов (в первую очередь — это монтажные чертежи и набор необходимых расчетов), другая часть документации создается на настоящем этапе. После того, как вся документация подготовлена, она должным образом оформляется,
протоколируется и подшивается в папках. После получения всех необходимых характеристик разрабатываются техническое описание подогревателя и различные инструкции: по эксплуатации, выполнению необходимых профилактических работ и др.
Теплообменник является сосудом, работающим под давлением, поэтому он подлежит контролю со стороны особого государственного органа — Госгортехнадзора. Согласно требованию этого органа на этапе разработки рабочей и эксплуатационной документации оформляются специальные документы — паспорта сосудов.
В заключение производится оформление товарно-сопроводительной документации: комплектовочных ведомостей и упаковочных листов, где содержатся данные о комплектации изделия, а также сведения о местонахождении конкретного узла в упаковочной таре в процессе транспортирования аппарата к месту эксплуатации.
8.2.	Общие требования к проектированию
Теплообменные аппараты паротурбинных установок должны отвечать определенным общим требованиям, которые являются исходными при их проектировании. К этим требованиям относятся высокая тепловая производительность и экономичность в работе; обеспечение заданных теплогидравлических показателей; простота конструкции, оптимальная стоимость материалов и изготовления, компактность и малый вес аппарата; удобство монтажа, доступность и быстрота ремонта, надежность в работе, длительный срок службы; соответствие требованиям охраны труда, государственным стандартам, ведомственным нормам и правилам Госгортехнадзора.
Выполнение каждого из этих требований достигается определенными приемами и методами.
•	Высокая тепловая производительность теплообменного аппарата определяется многими факторами, в первую очередь интенсивным теплообменом, высокой теплопроводностью материала и малым загрязнением поверхности теплообмена, своевременной очисткой трубной системы аппарата, поддержанием оптимального режима работы.
•	Экономичность работы аппарата может быть достигнута малыми затратами энергии на прокачивание теплоносителей, удлинением межремонтных промежутков, максимальным упрощением обслуживания.
•	Заданные проектные показатели работы аппарата обеспечиваются выбором оптимальных температур теплоносителей, правильным расчетом поверхности теплообмена, подбором надлежащих конструкционных материалов, выбором наивыгоднейших скоростей теплоносителей.
•	Простота конструкции, дешевизна, компактность и малый вес аппарата достигаются при конструировании правильным выбором типа аппарата, формы поверхности теплообмена, стоимостью конструкционных материалов, степенью сложности основных деталей и узлов.
•	Удобство монтажа и ремонта, а также надежность в работе и длитель-
ный срок службы определяются в первую очередь удачным выбором конструкции аппарата, высокой точностью расчетов на прочность и теплогидравлических расчетов, унификацией и типизацией деталей и узлов, высоким качеством обслуживания, испытаний и ремонтов.
Вновь проектируемый аппарат должен использовать достижения науки и техники в области теории теплообмена, гидродинамики, конструкционных материалов и технической эстетики.
Строгое соблюдение стандартов, технических условий и норм при проектировании (например системы допусков) удешевляет конструирование, изготовление, транспортирование и эксплуатацию теплообменных аппаратов. В частности, необходимо строго соблюдать условия габарит-ности проектируемого оборудования, сформулированные в ГОСТ 9238 для перевозки по железным дорогам.
Выполнение правил Госгортехнадзора гарантирует надежность и безопасность эксплуатации аппаратов.
При конструировании аппаратов не следует применять большое число типоразмеров даже стандартных деталей, узлов или марок материалов, это упрощает изготовление и ремонт оборудования.
Конструкция и размеры любого теплообменного аппарата не случайны, а вытекают из требований, которым он должен удовлетворять в условиях его эксплуатации и изготовления. Технология изготовления, определяемая технической оснащенностью завода-изготовителя, и серийность изделия влияют на форму, толщину стенок, надежность и стоимость аппарата.
Так, например, снижение веса теплообменника при проектировании имеет большое значение для экономии конструкционных материалов. Этому способствуют уменьшение диаметра теплообменных труб, увеличение скорости теплоносителей и снижение давления в трубном и межтрубном пространствах.
Вес аппарата растет с увеличением плотности конструкционных материалов (ри) и снижается с увеличением допускаемого напряжения [о].
Одним из способов снижения веса теплообменного аппарата (например ПВД) при проектировании может быть отказ от многоходового кожухотруб-Hoi о теплообменника в пользу змеевикового аппарата за счет снижения веса корпуса, отсутствия трубных досок, промежуточных перегородок и т. д.
Перечисленные выше требования и условия не исчерпывают всех факторов, имеющих важное значение при проектировании теплообменных аппаратов. Однако даже краткий перечень говорит об их многообразии. Поскольку удовлетворить все требования в полной мере невозможно, максимально полное выполнение этих противоречивых условий и составляет основу рационального проектирования теплообменных аппаратов.
8.3.	Материалы, применяемые при изготовлении аппаратов
При проектировании аппаратов большое значение имеет обоснованный выбор конструкционных материалов, поскольку от этого в значительной

мере зависят эффективность и надежность разрабатываемых конструкций.
Условия работы теплообменных аппаратов турбсустановок характеризуются широким диапазоном давлений — от глубокого вакуума до 20 МПа, а также рабочих температур от 5 до 400 °C, что предъявляет определенные требования к конструкционным материалам для изготовления аппаратов.
Во всех случаях конструирование начинается с выбора конструкционных материалов, из которых надлежит изготавливать ту или иную деталь аппарата.
|При выборе конструкционных материалов для аппаратов, работающих под давлением и при высоких температурах теплоносителей, необходимо учитывать, что механические свойства материалов существенно изменяются в зависимости от температуры.
При воздействии на детали аппаратов статических нагрузок важными характеристиками для оценки прочности материалов являются предел их текучести от (или условный предел текучести о02) и предел прочности при растяжении о,.
Упругие свойства металлов характеризуются значениями модуля упругости Е и коэффициента Пуассона р..
Указанные характеристики являются основными при расчетах на прочность деталей аппаратов, работающих под давлением при средних (до 200 °C) и высоких (>200 °C) температурах.
При высокой температуре наблюдается значительное снижение основных показателей, характеризующих механические свойства металлов и сплавов. В расчетах на прочность необходимо учитывать эти изменения механических свойств материала. Особенно существенные изменения в условиях длительной работы под нагрузкой при высокой температуре претерпевают углеродистые стали и совершенно незначительные — так называемые жаропрочные стали.
Жаропрочность стали оценивается способностью материала к непрерывному деформированию (ползучесть) и стойкостью против разрушения (длительная прочность) при определенной рабочей температуре и заданном сроке службы аппарата.
Жаропрочность стали характеризуют:
1. Предел ползучести под которым понимают напряжение, вызывающее при растяжении в условиях постоянной температуры определенную постоянную скорость деформации ползучести или обусловливающее получение определенной величины суммарной деформации за заданное время.
2. Предел длительной прочности айл, под которым понимают напряжение, вызывающее непрерывную ползучесть металла и приводящее его к разрушению при данной постоянной температуре за заданное время.
При расчете на прочность деталей аппаратов, работающих длительное время при высокой температуре, допускаемое напряжение определяют по отношению к условному пределу ползучести или к пределу длительной прочности.
Жаропрочность стали оценивается также ее жаростойкостью, т. е. способностью стали противостоять коррозионному воздействию среды в условиях длительной работы материала при высоких температурах. При непрерывном процессе окалинооб-разования рабочее сечение металла уменьшается, что приводит к повышению рабочего напряжения и ухудшению условий безопасной эксплуатации оборудования.
Перечень основных требований, предъявляемых к материалам, из которых изготавливаются теплообменники энергетических установок, включает в себя функциональные, технологические, стоимостные и надежностные аспекты, важнейшие из которых приведены ниже.
1.	Достаточная механическая прочность для заданного давления и температуры теплоносителей с учетом требований, предъявляемых при испытании аппаратов на прочность и герметичность.
2.	Наилучшая способность материала свариваться, что обеспечивает высокие механические свойства сварных соединений и их коррозионную стойкость, обрабатываться резанием, давлением, подвергаться изгибу и т. п.
3.	Достаточная общая коррозионная стойкость материала с теплоносителями заданных параметров (температуры и давления), также стойкость против возможных видов коррозионного разрушения (межкристаллитная коррозия, электрохимическая коррозия, коррозия под напряжением и др.).
4.	Низкая стоимость материала.
При выборе конструкционных материалов для теплообменных аппаратов (помимо перечисленных выше требований) необходимо учитывать также и дополнительные технико-экономические требования — технологию изготовления аппарата, наличие материала на рынке и др.
Создаваемая конструкция аппаратов должна быть не только технически совершенной, отвечающей всем требованиям современного уровня машиностроения, но и технологичной в изготовлении. Необходимо также стремиться к максимально возможному, без ущерба для конструкции, сокращению номенклатуры применяемых марок материалов и типоразмеров.
Хотя обеспечение высокой надежности аппаратов доминирует над экономическими соображениями, тем не менее целесообразность использования более дешевых конструкционных материалов непременно должна учитываться конструктором. Следует иметь в виду, что использование в полной мере свойств материалов является весьма ответственной задачей на стадии проектирования. Для ее решения необходимо располагать реальными данными об условиях эксплуатации аппарата, на основе которых с помощью существующих методик расчета прочности могут быть проанализированы напряжения в элементах и узлах аппарата в условиях эксплуатации.
С учетом условий эксплуатации теплообменных аппаратов энергоустановок элементы корпусов теплообменных аппаратов обычно выполняются из качественной углеродистой стали марки 20К (ГОСТ 5520-79) или обыкновенного качества СтЗсп (ГОСТ 380-94), фланцы корпуса и водяных камер, а также трубные доски — из стали марок 20К и 22К (ГОСТ 5520-79). Паровые трубы ПВД из-за повышенной температуры греющего пара выполняются из легированной стали марки 12X1 МФ (ГОСТ 20072-74). Все элементы трубной системы, кроме трубок поверхности теплообмена, изготавливаются из стали марки 20 (ГОСТ 1050-88). В подогревателях низкого давления, выпускаемых Саратовским заводом энергетического машиностроения, фланцы корпуса, водяной камеры и трубные доски выполняются из стали марки 20К; обечайки, днища и другие элементы конструкции — из листовой стали марки СтЗсп. Большинство деталей регенераторов ГТУ изготавливаются из окалиностойких легированных хромом сталей. Для теплообменников с низким уровнем температур в качестве основного материала применяются конструкционные углеродистые стали.
Самым ответственным узлом любого теплообменного аппарата является трубная система. В теплообменных аппаратах с поверхностью теплообмена от 90 до 350 м2 и температурой теплоносителей до 250 °C применяются трубки из латуни марок Л68, ЛО70-1 (ГОСТ 15527-70) и сплава марки МНЖ5-1 (ГОСТ 492-73). В аппаратах, эксплуатируемых в схемах блоков мощностью свыше 250 МВт (сверхкритические параметры пара), применяются трубки из коррозионно-стойкой стали марки О8Х18Н1ОТ (ГОСТ 5632-72) или из стали 08X14МФ. Наиболее распространенным материалом для трубок конденсаторов, работающих на пресной воде, является латунь марок Л68, ЛО70-1 и сплав марки МНЖ5-1. Для трубок конденсаторов, работающих на морской воде, применяется медно-никелевый сплав (мельхиор) МНЖМц30-0,8-1 (ГОСТ 492-73). Теплообменная поверхность пластинчатых регенераторов ГТУ изготавливается из нержавеющей стали 1Х18Н9Т, а трубчатых — из окалиностойкой стали 15ХМ.
При выборе материала трубных систем теплообменных аппаратов турбоустановок конструктор часто руководствуется в основном двумя факторами: изменением тепловой эффективности аппарата и коррозионной стойкостью трубок (т.е. одним из показателей надежности). Однако при выборе материала трубок необходимо учитывать ряд других факторов, имеющих большое значение для принятия решения. Это тем более важно, что в последнее время появился целый ряд новых материалов, из которых могут быть изготовлены трубки для аппаратов.
При определении эффективности и технико-экономической целесообразности применения трубок из того или иного материала любой теплообменный аппарат необходимо рассматривать не изолированно, а как органичный элемент турбоустановки.
На схеме 8.2 представлена блок-схема обоснования выбора материала для трубок теплообменных аппаратов турбоустановок. Предлагаемая схема включает в себя совокупность основных факторов, влияющих на выбор материала трубок, а также определяющих конечную эффективность и целесообразность применения этих материалов как во вновь проектируемых аппаратах, так и при рассмотрении варианта замены трубок аппаратов в условиях эксплуатации. Окончательное решение о целесообразности применения тех или иных материалов в конкретном аппарате (в существующих условиях эксплуатации) должно приниматься на основе технико-экономического анализа, учитывающего совокупность всех представленных на блок-схеме показателей для турбоустановки в целом.
Исходными данными для анализа являются тип турбоустановки, тип теплообменного аппарата и его место в технологической схеме, параметры теплоносителей, при которых работает теплообменник, водно-химический режим, характеристика материалов трубок, которые предполагаются к использованию в аппарате, а также различные ценовые показатели.
Целесообразность использования трубок из того или иного материала в значительной мере зависит от места аппарата в схеме турбоустановки. В общем случае, чем выше параметры греющего и нагреваемого теплоноси-
Место аппарата в схеме турбоустановки
Параметры теплоносителей
Характеристики материалов, применяемых в теплообменных аппаратах
Ценовые показатели
ВЫБОР МАТЕРИ VIA
aoiedBuuB иинэгяоюзси иди лпиэккэииди ‘nirBHdaiEj^ -fg
телей, тем выше влияние на эффективность работы аппаратов теплотехнических характеристик материала трубных систем и, в частности, термического сопротивления стенки.
Надежность теплообменных аппаратов в основном определяется надежностью их трубных систем. Опыт эксплуатации ПТУ показывает, что в большинстве случаев повреждения трубок ПСГ и ПСВ определяются коррозионно-эрозионным износом стенки трубок.
Коррозионно-эрозионный износ трубок обусловлен следующими основными причинами:
•	несоответствием марки используемого материала трубок химическому составу и скорости охлаждающей воды;
•	возрастанием агрессивности охлаждающей воды, применяемой на ТЭС и АЭС, в результате загрязнения ее промышленными и бытовыми стоками;
•	низким качеством изготовления трубок (особенно из цветных сплавов), в частности термообработки трубок на заводах-изготовителях.
В табл. 8.1 приведены некоторые технические характеристики материалов, наиболее часто применяемых для изготовления трубок энергетических теплообменных аппаратов: химический состав материалов, плотность (р), модуль упругости (Е), коэффициент теплопроводности (X) и коэффициент линейного расширения (а). Плотность медных сплавов различается незначительно — от 8600 до 8900 кг/м3. Плотность стали и титана ниже, следовательно, трубные пучки из нержавеющей стали и титана легче, чем из медных сплавов. Модуль упругости характеризует прочностные и вибрационные характеристики трубных систем, определяет податливость материала воздействию внешних сил. Трубки из нержавеющей стали имеют самый высокий модуль упругости из всех рассмотренных материалов, однако однозначно считать пучки с трубками из нержавеющей стали более надежными с точки зрения вибрации нельзя ввиду многообразия физических механизмов возникновения вибрации.
Коэффициент теплопроводности медных сплавов зависит в основном от содержания меди и никеля, причем увеличение содержания меди повышает коэффициент теплопроводности сплава, а наличие никеля снижает его, хотя и увеличивает одновременно коррозионную стойкость материала. Максимальное значение коэффициента теплопроводности для медных сплавов — у Л96 (ГОСТ 15527-70), а минимальное — у МНЖМц30-1-1 (ГОСТ 492-73), так как это сплав с высоким содержанием никеля. Коэффициент линейного расширения медных сплавов выше, чем у стали, что необходимо учитывать в некоторых случаях при выборе трубок, так как это связанно с различием температурных расширений трубок пучка и корпуса аппарата (см. табл. 8.1), что требует применения различных методов компенсации термических расширений.
Рассмотрим влияние теплопроводности материала трубок на тепловые характеристики аппаратов при выборе трубок из медных сплавов или, например, из нержавеющей стали. Для сетевого подогревателя, когда жестко задан график теплосети (температура сетевой воды на выходе из
Материал	Обозначение	Химический состав, %	P, кг/м3	ЕЮ4, МПа	X, Вт/(м-К)	alO6, 1/°C
Латунь	Л68	Си=67...7О Zn — остальное	8600	11,5	104,7	19,0
	Л96	Си=95...97 Zn - остальное	8850	11,4	243,0	17,0
	ЛО70-1	Си=69...71 Sn=l,0—1,5 Zn - остальное	8600	10,5	117,3	19,7
	ЛАМШ77-2-0.05	Cu=76...79 Al=l,75...2,5 As=0,025-0,06 Zn - остальное	8700	10,2	134,1	19,2
Медно-никелевый сплав	МНЖМцЗО-1-1	Ni=29..31 Mn=0,5... 1,0 Fe=0,5-1,0 Си - остальное	8900	14,5	37,3	16,0
	МНЖ5-1	Ni=5,0.6,5 Mn=0,3—0,8 Fe=l,0—1,4 Си - остальное	8700.	15,4	129,9	16,4
	МН19	Ni=18...2O Си - остальное	8900	14,0	38,5	16,0
Сталь	08Х18Н10Т	C<0,08 Si<0,8 Mn<2,0 Cr=17...19 Ni=9... 11 Ti=0,3—0,7	7900	21,0	15,9	16,0
	12Х1МФ	C=0,08...0,15; Si=0,17...0,37; Mn=0,4-0,7; Cr=0,9... 1,0; Mo=0,25...0,35; V=0,15-0,30	7800	21,2	38,5	11,8
	Сталь20	C=0,17-0,24 Si=0,17-0,37 Mn=0,35...0,65	7850	20,2	50,6	11,6
Титановый сплав	ВТ 1-0	Fe=0,25 Si=0,10 C=0,07 O2=0,12 N2=0,04 H2=0,01 Ti — остальное	4500	11,0	19,0	8,3
	ОТ4-0	Al=0,2...1,4 Mn=0.2...1,3 Ti — остальное	4510	10,6	13,0	8,1
Таблица. Характеристики материалов, применяемых для изготовления трубок энергетических теплообменных аппаратов
аппарата), снижение теплопроводности металла трубок вызовет возрастание недогрева воды до температуры насыщения, что потребует повышения давления пара в аппарате. Для обеспечения необходимого нагрева воды потребуется отбирать пар с более высоким потенциалом, что также снизит в конечном счете экономичность турбоустановки. Так, например, проведенные расчеты показали, что использование в ПСГ латунных трубок вместо трубок из нержавеющей стали приводит к снижению коэффициента теплопередачи в аппаратах на 25...45 %; при этом соотношение уровней теплоотдачи между паровой и водяной сторонами сохраняется прежним.
При выборе материала трубок для теплообменных аппаратов необходимо также учитывать такие показатели надежности, как коррозионная стойкость и вибрационная надежность трубок из этого материала. При замене латунных трубок нержавеющими следует учитывать возможность увеличения скорости воды в трубках аппарата с 2 до 4 м/с, что позволит при необходимости увеличить его теплопроизводительность, однако существенно увеличит гидравлическое сопротивление аппарата.
Возросшее загрязнение циркуляционной воды и более широкое применение оборотной системы водоснабжения привели в последнее время к почти полному отказу от латунных трубок для конденсаторов турбин. Вместо них стали применяться трубки из нержавеющей хромоникелевой стали (18 % Сг, 9 % Ni) и медно-никелевого сплава (90 % Си, 10 % Ni). Однако к недостаткам трубок из нержавеющей стали прежде всего относится их склонность к образованию трещин в присутствии ионов хлора.
Титан (в виде различных титановых сплавов) — сравнительно новый конструкционный материал для теплообменных трубок, имеющий в ряду рассматриваемых материалов самую высокую устойчивость по отношению к коррозии. Титановые трубки выполняются, как правило, сварными с толщиной стенок 0,5...0,7 мм. Стоимость таких трубок значительно выше, чем латунных. Титановые трубки допускают большие скорости охлаждающей воды и имеют больший срок службы, чем латунные и медно-никелевые, что окупает дополнительные затраты на их установку.
Несмотря на то, что титан склонен к биологическому загрязнению, общая загрязняемость титановых трубок (особенно при высокой жесткости и солесодержании охлаждающей воды) существенно меньше, чем латунных и медно-никелевых, что определяется его низкими адгезионными свойствами.
Существенным недостатком титана является его способность вызывать электрохимическую коррозию контактирующих с ним материалов. Кроме того, при наличии в паре свободного водорода титан имеет склонность к водородному растрескиванию, данное обстоятельство наиболее существенно для одноконтурных АЭС. Необходимо также учитывать, что по изгиб-ной жесткости титановые трубки существенно отличаются от трубок из других материалов.
8.4.	Рекомендации по конструированию аппаратов
Ряд принципиальных положений по вопросам проектирования теплообменных аппаратов паровых турбин ранее рассмотрен в гл.2,3 и 7. В настоящем разделе приводятся наиболее общие рекомендации по конструированию энергетических теплообменников, устанавливаемых в схемах турбоусгановок.
Для ускорения и облегчения проектирования и изготовления аппаратов на целый ряд деталей теплообменников разработаны стандарты.
По стандартам выбираются отдельные детали аппаратов: днища, штуцеры, люки, крепежные детали, фланцевые соединения аппаратов и др.
Стандартом (ГОСТ 9493-73) установлен ряд условных давлений от 0,1 до 320 МПа (от 1 до 3200 кгс/см2), применяемых при стандартизации металлических сосудов и аппаратов, а также их сборочных единиц и деталей.
ГОСТ 9617-76 регламентирует значения внутренних диаметров сосудов и аппаратов. Для стальных аппаратов рекомендованы значения от 400 до 1000 мм через 100 мм, от 1200 до 4000 мм — через 200 мм. Размеры фланцевых соединений сосудов и аппаратов регламентируются отраслевыми стандартами на условные давления от 0,3 до 16 МПа.
Разработаны стандарты и на элементы трубопроводов: фланцы, фиттинги, компенсаторы и прокладки для некоторых конструкций.
Главным составным элементом корпуса является обечайка — наиболее металлоемкий и ответственный узел (деталь) любого теплообменного аппарата.
Форма корпуса, а следовательно, и обечайки определяется техническими требованиями, предъявляемыми к тому или иному аппарату, а также конструктивными соображениями проектировщиков и чаще всего может быть цилиндрической или коробчатой (многогранной).
Наибольшее распространение получили цилиндрические обечайки, отличающиеся простотой изготовления и рациональным расходом материала. Поэтому при конструировании аппаратов, если это не противоречит каким-либо особым требованиям, предъявляемым к аппарату, рекомендуется применять цилиндрические обечайки.
В зависимости от назначения цилиндрические обечайки находят применение в аппаратах как вертикального, так и горизонтального исполнения, при этом предпочтение следует отдавать первому, особенно для тонкостенных аппаратов, работающих при небольшом давлении теплоносителя в них В этом случае исключаются дополнительные изгибающие напряжения в корпусе от действия веса аппарата и теплоносителя в нем, имеющие место в горизонтальных аппаратах, лежащих на отдельных опорах.
При конструировании цилиндрических обечаек, независимо от материала и технологии их изготовления, преимущественно следует придерживаться внутренних базовых диаметров (ГОСТ 9617).
При конструировании сварных цилиндрических обечаек, свальцованных из листовой стали, рекомендуется руководствоваться следующими принципами:
•	общая длина сварных швов должна быть возможно меньшей, поэтому листы желательно выбирать больших размеров, сообразуясь с рациональным их раскроем;
•	обечайки вальцуются как по длинной, так и по короткой стороне листа; при раскрое листов рекомендуется обеспечивать минимальное количество продольных швов в обечайке;
•	сварка продольных и поперечных швов должна быть только стыковой;
•	продольные швы в отдельных смежных обечайках должны быть смещены по отношению друг к другу на величину свыше трехкратной толщины обечайки и не менее, чем на 100 мм между осями швов;
•	все швы должны иметь доступ для осмотра и в случае необходимости для подварки;
•	продольные швы горизонтальных аппаратов не должны располагаться в нижней части обечайки, поскольку в этом случае затруднен их осмотр;
•	отверстия для труб, лазов и т.п. в зоне швов (особенно продольных) делать не рекомендуется.
Обечайки коробчатой формы, получившие значительное распространение в конденсаторостроении, относительно более материалоемкие и более сложные в изготовлении по сравнению с цилиндрическими. Наряду с коробчатыми обечайками в конструкциях теплообменников иногда встречаются отдельные прямоугольные плоские стенки, которые могут рассматриваться как элементы, образующие коробчатую обечайку.
При конструировании коробчатых обечаек и их элементов следует руководствоваться следующими основными положениями:
•	размеры отдельных плоских прямоугольных стенок по возможности следует выбирать малыми;
•	при значительных размерах плоских прямоугольных стенок их целесообразно усиливать ребрами;
•	для сварных обечаек сварка элементов плоских стенок из листового проката должна быть только стыковой, вне зоны плавного перехода по радиусу;
•	сварные швы в стенках следует располагать в местах, отстоящих от любого их края на 1/4 расстояния между противоположными краями (укрепляющими ребрами и т.п.)
•	отверстия для труб, лазов и т.п. в зоне швов делать не рекомендуется.
Составными элементами корпусов теплообменных аппаратов являются днища, которые, как правило, органически связаны с обечайкой аппарата и изготавливаются из того же материала. В сварных аппаратах днища обычно привариваются к обечайке. Форма днища (см. рис. 7.2, 7.3) определяется формой сопрягаемой с ним обечайки, давлением среды в нем, конструк-
тивными соображениями и бывает эллиптической, полусферической, сферической, плоской (круглой или прямоугольной). Эллиптическая форма днищ в цилиндрических аппаратах наиболее рациональна с точки зрения восприятия давления теплоносителя. Этим и объясняется широкое применение в конструкциях аппаратов штампованных из листового проката эллиптических днищ. Последние рекомендуется применять в сварных цилиндрических аппаратах. Размеры и типы штампованных днищ, как правило, должны соответствовать стандартам и нормам.
В обечайках и днищах аппаратов весьма часто требуется иметь разного рода отверстия для штуцеров, вводов труб, люков, лазов и т.п. Такие отверстия могут быть неукрепленными и укрепленными. Неукрепленными считаются отверстия под развальцовку трубок и под резьбу.
Укрепление отверстий обычно осуществляется втулками, накладками и бобышками (см. рис. 7.4). Основные размеры укрепляющих элементов (высота и толщина втулок, диаметр накладок, высота и диаметр бобышек) определяются с учетом условий равенства площади сечения материала укрепляемой стенки номинальной расчетной толщины, удаляемого при образовании отверстия, площади сечения добавляемых укрепляющих элементов, изготовленных из тех же материалов, что и укрепляемые стенки (см. гл. 7).
При невыполнении этого условия (даже при наличии укрепляющих элементов) отверстия считаются укрепленными частично.
Располагать отверстия эллиптической или прямоугольной формы в цилиндрических обечайках рекомендуется так, чтобы малая ось отверстия была бы направлена вдоль образующей цилиндра.
Трубы, преимущественно цилиндрические и в большинстве случаев изготовленные из пластичных материалов, имеют весьма широкое применение в конструкциях теплообменных аппаратов. Они являются основной составной частью различных типов теплообменников, из них изготавливаются многие внутренние и внешние узлы и детали аппаратов. Выбор материала труб, используемых в качестве узлов и деталей аппарата, должен быть согласован с материалом сопрягаемых деталей аппарата в части коррозионной стойкости, свариваемости и т.д. Обычно трубы характеризуются их наружным диаметром £>и и толщиной стенки. При изготовлении узлов и деталей из труб очень часто их следует гнуть. Гибка труб из пластичных материалов с Z) < 50 мм производится в большинстве случаев в холодном состоянии, а труб с £>я > 50 мм — в нагретом. Средний радиус гиба труб Rcp рекомендуется выбирать из условия Rcp > 3Dit. Трубы из цветных металлов и их сплавов допускается гнуть радиусом Rcp = 2£>я.
Установка аппаратов на фундаменты или на специальные несущие конструкции осуществляется большей частью посредством опор. Вертикальные и горизонтальные аппараты имеют опоры различных конструкций, определяемых типом аппарата и условиями установки аппарата на месте эксплуатации (см. рис. 7.15, 7.16, 7.19).
Чаще всего одна из опор жестко соединяется с фундаментом, остальные же должны иметь свободное перемещение относительно фундамента, что 676
достигается установкой под опоры стальных плит, допускающих скольжение по ним опор. В тех случаях, когда исключается изменение длины аппарата от температурных удлинений, допускается устанавливать аппарат на неподвижные опоры. В местах установки опор на корпус аппарата действуют сосредоточенные нагрузки (реакция опор), из-за чего существует опасность местной потери устойчивости корпуса. Поэтому число опор в аппарате должно быть выбрано таким, чтобы обеспечить достаточную прочность и устойчивость корпуса.
Подъем и перемещение аппаратов при их монтаже и демонтаже, осуществляемые различными подъемно-транспортными средствами, производится с помощью строповки аппаратов канатами, цепями или траверсами. Для удобства, надежности и безопасности строповки вертикальных аппаратов на них предусматриваются специальные устройства, за которые аппарат подвешивается к подъемно-транспортному устройству. Подвешивание аппарата за штуцера или какие-либо другие выступающие части обычно не допускается. Устройствами для строповки являются крюки, ушки и монтажные штуцеры (цапфы). Установку на аппарате крюков и ушек рекомендуется производить как можно выше и обязательно выше центра тяжести аппарата. Подъем и перемещение горизонтальных аппаратов осуществляется обычно с помощью строповки их канатами или цепями, непосредственно охватывающими корпус. В отдельных случаях на горизонтальных аппаратах могут быть предусмотрены указанные выше ушки и крюки.
Одним из основных элементом теплообменных аппаратов являются трубные доски, отделяющие внутритрубное пространство от межтрубного и представляющие собой перегородки, в которых закрепляются трубки поверхности теплообмена. По форме трубные доски бывают круглые, кольцевые и многоугольные. Наибольшее распространение имеют круглые доски.
Трубные доски изготавливаются в основном из листового проката, а в ряде случаев — литыми, причем, как правило, материал досок должен быть более прочным и жестким, чем материал трубок.
Размещение трубок в трубных досках производится по вершинам равносторонних треугольников, квадратов и концентрическим окружностям. Наиболее рационально размещение по вершинам равносторонних треугольников, при котором при одном и том же шаге между трубками на трубной доске размещается наибольшее число трубок (см. гл.1). Размещение по вершинам квадратов целесообразно производить при необходимости чистки межтрубного пространства аппаратов. Шаг между трубками в трубных досках зависит от диаметра трубок и способа их закрепления. Способы закрепления трубок в трубных досках приведены в гл. 1.
Практически во всех аппаратах применяются внутренние поперечные промежуточные перегородки, обеспечивающие определенную аэродинамику обтекания трубок и скорость потока, от которой зависит уровень теплообмена в аппарате. Рациональная расстановка промежуточных перегородок позволяет избежать опасной вибрации и связанного с ней разруше-
ния трубок пучка. При установке поперечных перегородок важно обеспечить возможно меньший зазор между корпусом и перегородкой. Обычно радиальный зазор между корпусом и перегородкой составляет не более одного процента от внутреннего радиуса корпуса аппарата. Для обеспечения технологичности изготовления при конструировании необходимо предусматривать зазоры между трубками и отверстиями в перегородках, а также между внешними краями перегородок и внутренней поверхностью корпуса.
Для предохранения трубок, расположенных напротив входного патрубка, от повреждений необходимо устанавливать отражательную перегородку (щит). Щит обычно изготавливается в виде плоской или изогнутой пластины несколько больших размеров, чем внутренний диаметр патрубка d. Если он располагается внутри корпуса, край перегородки обычно помещают на расстояние примерно на J/4 ниже пересечения стенки патрубка и корпуса, чтобы площадь кольцевого проходного сечения примерно была равна площади патрубка. У выходного патрубка ближайший ряд трубок принято размещать на расстоянии d/б ниже патрубка, чтобы обеспечить соответствующую площадь проходного сечения.
Как было сказано ранее, течение теплоносителя без изменения направления называется ходом. Меняя число ходов, конструктор может изменять скорость жидкости внутри трубок; в зависимости от условий процесса может потребоваться организация от 1 до 16 ходов, хотя обычно верхним пределом является 8 ходов. Для организации многоходового движения внутритрубного теплоносителя в камерах устанавливаются плоские металлические пластины — так называемые разделительные перегородки, которые делят камеры на отдельные подкамеры.
В силу наличия градиента температур, возникающего при течении теплоносителей в аппаратах, различные части их во время эксплуатации имеют неодинаковые температуры, вызывающие в жестких конструкциях дополнительные температурные напряжения. Если суммарные напряжения (от давления среды и от температурных расширений) получаются выше допустимых, то жесткие конструкции применять не разрешается. В этом случае в аппаратах должны быть предусмотрены устройства для компенсации температурных напряжений.
Применяются в основном следующие два вида компенсаторов: гибкий компенсатор (линза, мембрана), устанавливаемый между частями аппарата, имеющими различную температуру, и сальниковый компенсатор, позволяющий свободно перемещаться отдельным частям аппарата относительно друг друга.
Линзовые компенсаторы (см. рис. 7.20) могут применяться как в вертикальных, так и в горизонтальных аппаратах, а также в трубопроводах. Область их применения ограничивается относительно небольшими избыточными давлениями, обычно до 0,6 МПа, значительно реже до 1,6 МПа и более. В горизонтальных аппаратах и трубопроводах линзовые компенсаторы должны иметь дренажные отводы. Компенсирующая способность
компенсатора примерно прямо пропорциональна числу линз. Количество линз в одном компенсаторе более четырех применять не рекомендуется. Для уменьшения сопротивления движению среды целесообразно устанавливать внутри обечайки аппарата или трубы стакан, привариваемый к обечайке или трубе с одной стороны; в вертикальных аппаратах и трубопроводах — сверху, в горизонтальных — со стороны входа теплоносителя. Для увеличения компенсирующей способности линзовых компенсаторов последние следует при установке предварительно сжать, если они предназначены для работы на растяжение, и растянуть, если они предназначены для работы на сжатие. Сжатие или растяжение компенсатора производятся на величину полной деформации его, от чего его компенсирующая способность удваивается.
Существенным преимуществом сальниковых компенсаторов перед линзовыми является возможность применения их при давлениях теплоносителей, значительно больших, чем для линзовых. Вместе с тем у сальниковых компенсаторов имеется и существенный недостаток — возможность пропусков рабочей среды и связанная с этим необходимость периодической их подтяжки.
Из всех разъемных неподвижных прочноплотных соединений элементов конструкции аппаратов наибольшее распространение имеют фланцевые соединения. С помощью фланцев к аппаратам присоединяются всевозможные крышки, трубы, соединяются между собой составные части корпуса аппаратов, трубопроводы и т.д. Чаще всего применяются круглые фланцы, но в ряде случаев приходится применять и фланцы прямоугольной формы. Наиболее технологичной в изготовлении формой фланцев является круглая (см. рис. 7.6), к которой следует стремиться, если это не противоречит каким-либо особым требованиям, предъявляемым к тому или иному узлу аппарата. Каждое фланцевое соединение должно быть прочным, герметичным, жестким и доступным для осмотра, сборки и разборки. Герметичность фланцевых соединений достигается обычно наличием уплотнения.
Болты (шпильки) и гайки к ним во фланцевых соединениях должны выбираться по соответствующим стандартам, причем выбирать их рекомендуется с метрической резьбой (с крупным или мелким шагом). Диаметр болтов (шпилек) и расстояние между ними во вновь разрабатываемых фланцевых соединениях целесообразно принимать возможно меньшими. Однако диаметр болтов (шпилек) меньше 12 мм применять не следует, а расстояние между ними должно лежать в пределах 3...5 диаметров болта (шпильки). Всегда следует стремиться выбирать расстояние от наружных размеров уплотнения до осей центров болтов (шпилек) возможно меньшим. Учет приведенных рекомендаций позволит получить наиболее рациональную конструкцию фланцевого соединения с минимальными габаритами, а следовательно, и наименьшим расходом материала. Выбор между болтами и шпильками в соединениях низкого и среднего давлений обусловлен в основном конструктивными соображениями. При этом применение ввинчиваемых в глухое отверстие шпилек особенно целесообразно в тех случаях,
когда это позволяет сократить расстояние от наружных размеров уплотнения до осей центров шпилек. В соединениях высокого давления применяются исключительно шпильки (как ввинчиваемые в глухое отверстие, так и сквозные).
Обтюрация (уплотнение неподвижных разъемных соединений) достигается сжатием уплотняемых поверхностей с определенной силой, обеспечивающей их герметичность либо непосредственно друг с другом, либо через посредство расположенных между ними прокладок из более мягкого материала. Сжатие производится с помощью болтов или шпилек (во фланцевых соединениях). Наибольшее распространение имеет прокладочная обтюрация, применяемая в соединениях низкого, среднего и высокого давлений, а также при вакууме. Применение прокладок там, где это допускается по температурным, коррозионным и другим условиям, позволяет добиться лучшей герметичности и уменьшения необходимой для этого силы сжатия уплотняемых поверхностей. Прокладка должна быть изготовлена из более мягкого материала, чем уплотняемые поверхности. Прокладки могут быть неметаллическими (из материала органического или неорганического происхождения), металлическими и комбинированными. Беспрок-ладочиая обтюрация применяется в основном для малых диаметров при высоких давлениях и в тех случаях, когда невозможно применять прокладки по температурным или каким-либо другим условиям.
8.5.	Автоматизированное проектирование
Производство теплообменного оборудования энергоустановок, не являющегося для турбинных заводов серийной продукцией, предъявляет повышенные требования к скорости модификации проектов, многократному изменению основных характеристик оборудования на стадии проектирования и привязки конструкции аппаратов к турбоустановкам в различных условиях эксплуатации. Все это определяет высокую цену оперативности и обоснованности принимаемых решений не только на конструкторском, но и на организационном уровне. Развитие систем автоматизированного проектирования (САПР), опирающихся на использование современных информационных технологий, позволяет ускорить принятие проектных решений, оптимизировать и усовершенствовать процесс проектирования теплообменных аппаратов.
Автоматизированное проектирование тесно связано с другими автоматизированными сферами инженерной деятельности. Системы автоматизации инженерной деятельности в общем случае используются для следующих целей:
•	проведения инженерных расчетов;
•	автоматизации чертежных работ;
•	программирования устройств числового программного управления станками;
•	управления производством и движением материалов;
•	проектирования технологических процессов и т.д.
Первые системы автоматизированного проектирования (САПР) для микро-ЭВМ и персональных компьютеров появились в 1983 г. В настоящее время наиболее активно развиваются системы автоматизированного проектирования, работающие в локальных вычислительных сетях. В последние годы наряду с децентрализацией вычислительных мощностей в проектируемых компьютерных сетях все чаще применяется так называемая технология «клиент-сервер». В этой технологии кроме центральных компьютеров, часто называемых файловыми серверами, выполняющими функции управления ресурсами сети, появляются специализированные серверы, например серверы баз данных, обеспечивающие хранение, выборку данных по запросам «клиента», принт-серверы, управляющие устройствами вывода информации, и серверы приложений, координирующие работу групп пользователей конкретного программного продукта, например САПР. Интенсивное развитие сети Интернет приводит к появлению систем автоматизированного проектирования, позволяющих проектировщикам, находящимся в различных точках земного шара, успешно работать над одним проектом, образуя виртуальное предприятие.
Постоянное снижение стоимости информационных систем приводит к постепенному увеличению числа автоматизированных рабочих мест в конструкторских бюро.
Таким образом, очевидно, что в настоящее время перед проектировщиками с неизбежностью встает проблема перехода на новые технологии проектирования. Одной из возможностей технологии проектирования, соответствующей сегодняшним задачам, и является автоматизированное проектирование.
8.5.1.	Проектирование как информационный процесс
Проектирование любого технического объекта, в том числе и теплообменника, связано с созданием, преобразованиями и представлениями в принятой форме не самого объекта проектирования, т. е. тепло обменного аппарата, а его образа.
Можно сказать, что проектирование — это процесс, заключающийся в преобразовании исходного описания объекта в его окончательное описание. В процессе проектирования появляются промежуточные описания объекта, которые рассматриваются с целью определения окончания проектирования или выбора путей его продолжения. Иначе промежуточные описания объекта называют проектными решениями.
Проектирование сложных объектов становится возможным благодаря использованию ряда принципов, основными их которых являются:
•	иерархичность и декомпозиция описаний объектов;
•	итерационностъ и многоэтапность проектирования;
•	типизация и унификация проектных решений и средств проектирования.
Иерархические уровни описаний проектируемых объектов
Описание теплообменных аппаратов должно быть согласовано по сложности с возможностями восприятия человеком и возможностями оперировать описаниями в процессе их преобразования с помощью имеющихся средств проектирования. Однако выполнить это требование в рамках некоторого единого описания, не расчленяя его на составные части, удается лишь для простых изделий. Как правило, требуется выделить в описании некоторые структуры и соответственно расчленить представления о проектируемом объекте на иерархические уровни. Это позволяет распределять работы по проектированию теплообменных аппаратов между подразделениями проектной организации, что способствует повышению эффективности и производительности труда проектировщиков.
Разделение описаний по степени детализации свойств и характеристик объекта лежит в основе блочно-иерархического подхода к проектированию и приводит к появлению иерархических уровней в представлениях об объекте. На каждом иерархическом уровне используются свои понятия системы и элементов.
На уровне 1 (верхнем уровне) подлежащий проектированию сложный объект S рассматривается как система из п взаимосвязанных элементов Sf (рис. 8.4.). Каждый элемент в описании уровня 1 представляет собой тоже довольно сложный объект, который, в свою очередь, рассматривается как система S. на уровне 2. Элементами системы S; являются объекты S(J , j = 1,2.../и. (т.— количество элементов в описании системы S(.). Как правило, выделение элементов S происходит по функциональному признаку. Подобное разложение продолжается вплоть до получения на некотором уровне элементов, описания которых дальнейшему делению не подлежат. Такие элементы по отношению к объекту S называют базовыми элементами.
Рис 8 4. Блочно-иерархический подход в описании объектов проектирования
Таким образом, можно сформулировать следующие определения:
•	принцип иерархичности означает структурирование представлений об объекте проектирования по степени реальности описаний;
•	принцип декомпозиции (блочности) означает разделение представлений каждого уровня на ряд составных частей (блоков) с возможностями раздельного (поблочного) проектирования объектов S. на уровне 1, объектов Si7 на уровне 2 и т. д.
Конструкция теплообменного аппарата как блочно-иерархическая структура
Теплообменный аппарат, согласно терминологии Российских стандартов, может быть отнесен к изделиям. Изделием называется любой предмет или набор предметов производства, подлежащих изготовлению на предприятии (ГОСТ 2.101-68). Существуют следующие виды изделий: детали, сборочные единицы, комплексы, комплекты.
В машиностроении базовые элементы представлены деталями. Деталь — изделие, изготовленное из однородного по наименованию и марке материала, без применения сборочных операций (ГОСТ 2.101-68). Примерами деталей в теплообменном аппарате являются трубка, перегородка, трубная доска, анкерная связь, патрубки, фланцы, уплотнения, коллекторы, паропроводы, опорные элементы и т. д. Детали рассматриваются как элементы, фигурирующие в описаниях низшего иерархического уровня, на котором системами являются сборочные единицы. Сборочная единица — изделие, составные части которого подлежат соединению между собой на предприятии-изготовителе с помощью сборочных операций (свинчивания, сочленения, сварки, пайки, развальцовки и т. п.).
Примерами сборочных единиц для теплообменного аппарата могут быть каркас трубной системы, водяная камера, корпус, система отсоса паровоздушной смеси (ПВС) и др.
Сборочные единицы являются элементами для систем следующего иерархического уровня — комплексов и комплектов. Комплекс — два и более изделия, не соединенные на предприятии-изготовителе с помощью сборочных операций, но предназначенные для выполнения взаимосвязанных эксплуатационных функций (например подогреватель сетевой воды - конденсатный насос - регулятор уровня). Комплект — два и более изделия, не соединенные на предприятии-изготовителе с помощью сборочных операций и представляющие набор изделий, имеющих общее эксплуатационное назначение вспомогательного характера (например подогреватель сетевой воды - измерительные приборы).
Теплообменный аппарат является элементом комплекса в такой системе, как система подогрева сетевой воды. В свою очередь, система подогрева сетевой воды - элемент комплекта паротурбинной установки, которая может быть элементом комплекса энергоблока. В свою очередь, энергоблок — элемент тепловой электрической станции.
Автоматизированное проектирование с точки зрения обработки информации
Очевидно, что содержание и последовательность действий проектировщиков при разработке различных видов изделий и процессов могут сильно различаться, и все же процессы проектирования любых объектов содержат много одинаковых или подобных операций, если рассматривать их с формальной стороны — как операции обработки информации. Данная особенность процесса проектирования позволяет формализовать значительную часть проектных операций и выбрать или разработать средства для их автоматизации.
Следует учесть, что при проектировании сложного объекта различные проектные операции многократно повторяются. Это связано с тем, что проектирование представляет собой последовательно развивающийся процесс, как было показано в разд. 8.1. Следовательно, инструментальные средства автоматизации операций могут быть одними и теми же.
Рассмотрим стадии проектирования с точки зрения обработки информации.
На стадии разработки технического задания основными видами операций являются поиск и выбор необходимой научно-технической информации из базы данных, анализ выбранной информации и формулировка на его основе технических требований к объекту, оформление соответствующей документации. На этом этапе, очевидно, могут быть автоматизированы операции поиска информации и оформления документов. Может также быть автоматизирована некоторая часть вспомогательных операций проекта по анализу выбранной информации, например группировка ее по заданным признакам, выбор наименее и наиболее сопоставимых друг с другом вариантов и т. п.
При разработке эскизного проекта производят поиск и выбор более подробный информации, на основе ее анализа принимают предварительные проектные решения. Для выработки проектных решений производят различные расчеты, объем и трудоемкость которых зависят от характеристик проектируемого объекта. Работы этого этапа в большей степени могут быть автоматизированы. В то же время работы, связанные с оптимизаций проектных решений, представляют собой наиболее оригинальные проектные процедуры, которые в принципе не могут быть унифицированы. Автоматизация этих работ достигается за счет применения оптимизационных математических методов (моделей).
На стадии разработки технического проекта детализируют результаты эскизного проектирования и создают новые, более насыщенные, проектные документы. Следовательно, снова производят поиск, выбор и анализ исходной информации и выполняют многочисленные расчеты по более точным методикам. Эти работы могут быть автоматизированы в значительной степени.
На стадии рабочего проектирования основным видом работ является
оформление проектных решений в виде чертежей, спецификаций к ним и эксплуатационной документации на объект. Современные средства вычислительной техники позволяют полностью автоматизировать оформление чертежей и спецификаций и в определенной степени — оформление эксплуатационной документации.
Если же система выпускает не только рабочий проект, но и проектирует технологию, то становится целесообразным не выпускать чертежи и спецификации в традиционном виде, а передавать проектантам-технологам информацию на машинных носителях в виде базы данных о проектируемом объекте.
Проектирование — один из наиболее сложных видов интеллектуальной работы, выполняемых человеком. Процесс проектирования сложных объектов не под силу одному человеку и выполняется творческим коллективом, что делает процесс проектирования еще более сложным и трудно поддающимся формализации. Поэтому автоматизация проектирования всюду осуществляется поэтапно, охватывая последовательно все новые и новые проектные операции.
Автоматизация перечисленных операций обработки информации на всех стадиях проектирования и составляет сущность функционирования современных САПР.
Общие понятия и термины автоматизированного проектирования
Российские стандарты определяют термин САПР следующим образом: «.САПР представляет собой организационно-техническую систему, состоящую из комплекса средств автоматизации проектирования, взаимосвязанного с подразделениями проектной организации, и выполняющую автоматизированное проектирование» (ГОСТ 23501.0-79).
Стандарт определяет два основных свойства САПР:
•	САПР — организационно-техническая система, в которой комплекс средств автоматизации (КСА) связан с подразделениями проектной организации;
•	САПР выполняет проектирование.
Для обеспечения данных свойств системы неизбежно возникает необходимость включения в состав САПР и проектировщиков, ибо никакая автоматизированная (но не автоматическая) система не может функционировать без них, тем более во взаимосвязи с другими подразделениями организации. При этом в более совершенных системах доля работ, выполняемых человеком, будет меньше, а их содержание — более творческим. Следовательно, из определения САПР можно сделать два практических вывода:
•	САПР в целом не может быть создана вне предприятия, иа котором будет использоваться, и не может быть тиражирована;
•	Тиражировать для использования другими предприятиями можно лишь комплекс средств автоматизации проектирования.
Техническое обеспечение САПР
Техническое обеспечение представляет собой совокупность взаимодействующих технических средств, предназначенных для выполнения автоматизированного проектирования. Техническое обеспечение делится на группы средств программной обработки данных, подготовки и ввода данных, отображения и документирования, архива проектных решений, передачи данных.
Средства программной обработки данных представлены компьютерами, в которых реализуется преобразование данных и программное управление вычислениями.
Средства подготовки, ввода данных, отображения и документирования служат для общения человека с компьютером.
Средства архива проектных решений представлены внешними запоминающими устройствами.
Средства передачи данных используются для организации связей между территориально разнесенными рабочими станциями и серверами.
Математическое обеспечение САПР
Математическое обеспечение САПР объединяет в себе математические модели проектируемых объектов, а также методы и алгоритмы выполнения проектных процедур, используемые при автоматизированном проектировании. Элементы математического обеспечения в САПР чрезвычайно разнообразны. В их числе есть инвариантные элементы, широко применяемые в различных САПР. К ним относятся принципы построения функциональных моделей, методы численного решения алгебраических и дифференциальных уравнений, постановки задач поиска экстремума. Специфика предметных областей проявляется прежде всего в математических моделях проектируемых объектов. Формы представления математического обеспечения также довольно разнообразны, но его практическое использование происходит после реализации в программном обеспечении.
Программное обеспечение САПР
Программное обеспечение САПР объединяет собственно программы для систем обработки данных на машинных носителях и программную документацию, необходимую для эксплуатации программы. Программное обеспечение делится на общесистемное, базовое и прикладное (специальное).
Общесистемное программное обеспечение предназначено для организации функционирования технических средств, т.е. для планирования и управления вычислительным процессом, и представлено операционными системами компьютеров и сетей. Общесистемное программное обеспечение обычно создается для многих приложений и специфику САПР не учитывает.
В базовое программное обеспечение входят программы, обеспечивающие правильное функционирование прикладных программ. В прикладном программном обеспечении реализуется математическое обеспечение для непосредственного выполнения проектных процедур. Прикладное программное обеспечение обычно имеет форму пакетов прикладных программ, каждый из которых обслуживает определенный этап процесса проектирования или группу однотипных задач внутри различных этапов. Базовое и прикладное программное обеспечение создаются специально для нужд САПР.
Информационное обеспечение САПР
Информационное обеспечение САПР объединяет всевозможные данные, необходимые для выполнения автоматизированного проектирования. Эти данные могут быть представлены на различных носителях в виде различных документов, содержащих сведения справочного характера о материалах, комплектующих изделиях, типовых проектных решениях, параметрах элементов; сведения о состоянии текущих разработок в виде промежуточных и окончательных проектных решений, структур и параметров проектируемых объектов и т.п. Основная составная часть информационного обеспечения САПР — банк данных, представляющий собой совокупность средств для централизованного нахождения и коллективного использования данных в САПР. Банк данных состоит из базы данных (БД) и системы управления базой данных (СУБД).
БД образуют сами данные, находящиеся в запоминающих устройствах компьютера и структурированные в соответствии с принятыми в данном банке данных правилами. СУБД — это совокупность программных средств, обеспечивающих функционирование банка данных. Основные-функции СУБД: запись данных, считывание, поиск данных, защита данных от несанкционированного доступа, от искажений и т.д.
Лингвистическое обеспечение САПР
Лингвистическое обеспечение САПР представлено совокупностью языков, применяемых для описания процедур автоматизированного проектирования и проектных решений. Основная часть лингвистического обеспечения — языки общения человека с компьютером.
Методическое обеспечение САПР
Методическое обеспечение САПР составляют документы, характеризующие состав, правила отбора и эксплуатации средств автоматизированного проектирования. Допускается более широкое толкование понятия методического обеспечения, когда под этим термином подразумевают совокупность лингвистического обеспечения, математического обеспечения и названных документов, реализующих правила использования средств проектирования.
Организационное обеспечение САПР
Организационное обеспечение САПР включает в себя положения, инструкции, приказы, штатное расписание, квалификационные требования и другие документы, регламентирующие организационную структуру подразделений проектировщиков и взаимодействие подразделений с комплексом средств автоматизации.
Подсистемы САПР
Функционирование САПР возможно только при наличии и взаимодействии всех перечисленных средств автоматизированного проектирования, которые объединяются в подсистемы САПР, ориентированные на выполнение определенных совокупностей проектных процедур - проектирующие подсистемы.
Проектирующие подсистемы могут быть проектно-зависимыми (объектными) и проектно-независимыми (инвариантными). Объектные подсистемы предназначены для выполнения проектных процедур, специфических для некоторого класса объектов проектирования, например подсистема моделирования трубной доски теплообменного аппарата. Проектно-независимые подсистемы рассчитаны на выполнение типовых проектных процедур и, следовательно, могут использоваться для более широкого класса объектов.
В состав САПР кроме проектирующих подсистем входит также обслуживающие подсистемы. Они предназначены для обеспечения нормального функционирования проектирующих подсистем, а также для оформления, передачи и вывода полученных в них результатов. Примером обслуживающих подсистем являются СУБД, подсистема документирования, подсистема графического ввода-вывода.
Основные требования, предъявляемые к САПР
1.	Система автоматизированного проектирования должна быть открытой. В распоряжении пользователя должны находиться программные интерфейсы и открытые базовые форматы данных, причем программные интерфейсы должны, с одной стороны, представлять достаточный выбор для того, чтобы решать сложные комплексные задачи, а с другой стороны, должен существовать простой язык, с которым мог бы работать пользователь, не обладающий большим опытом в программировании.
2.	В системе должна быть предусмотрена возможность параметрического и иепараметрического моделирования. Параметрическое моделирование включает в себя два аспекта, а именно, с одной стороны, геометрические размеры элементов могут свободно варьироваться (или наоборот, фиксироваться) так, что геометрия объекта получается как бы плавающей, с другой стороны, параметрически зафиксированные отношения между элементами (перпендикулярность, привязка к центру окружностей, начало нового элемента в том месте, где кончился предыдущий и др.) остаются в процессе вариационных перестроений неизменными. Параметрическое трехмерное моделирование является, безусловно, прогрессивным методом проектирования геометрии объектов. Излишне говорить, что существование только непараметрического моделирования значительно сужает возможности конструктора. Однако параметрическому моделированию присущ недостаток, заключающийся в том, что пользователь не всегда в состоянии определить все зависимости и отношения между элементами. Кроме того, не все геометрические отношения допускают алгоритмическое выражение. На практике наряду с параметрическим моделированием всегда присутствует непараметрическое. Опыт показывает, что наиболее важно применение параметризации к архивным фрагментам чертежа (крепеж, стандартные элементы и т. д.).
3.	Система должна давать возможность одному конструктору работать в реальном времени со многими объектами (например деталями узла), а также нескольким конструкторам одновременно работать с одним узлом.
Эти режимы особенно важны на этапе моделирования сборных узлов и агрегатов, содержащих большое число составных частей.
4.	Система геометрического моделирования должна иметь прямой выход на программные продукты, формирующие информацию для числового управления (станков с ЧПУ). Все синтезируемые в системе геометрические модели, включая сложные тела, должны без предварительного преобразования данных напрямую обрабатываться модулями числового программного управления, причем все возможные параметрические изменения в геометрии должны автоматически отражаться на генерации траектории движения инструмента.
5.	Необходимость оперативных инженерных расчетов в процессе черчения очевидна. Система данных должна включать комплекс программ инженерного анализа, а именно расчета поведения объекта под нагрузками, при нагревании и пр. Также часто приходится производить расчет геометрических характеристик: площадей, моментов инерции и сопротивления, координат центров тяжести, периметров (длин). Весьма полезно, когда такие и более сложные расчеты, связанные со специализацией пользователя, возложены на узконаправленные прикладные программы, но при этом должны быть обеспечены взаимодействие с системой через файловый интерфейс, а также и возможность вызова нужных модулей в процессе работы графического редактора.
6.	Система должна при необходимости моделировать работу объекта в реальном времени, т. е. проверять динамику механизмов и взаимную со-вместимость компонентов.
7.	Интерфейс пользователя должен быть простым и удобным. Должны быть представлены все возможные способы ввода команд — с помощью экранного меню, планшета, прямого ввода с клавиатуры или командных файлов. Общение с системой должно быть естественным. Текстовые меню, подсказки, документация — все это должно быть представлено на родном языке пользователя. Интерфейс пользователя — это важнейший параметр системы, определяющий ее производительность и привлекательность и влияющий на утомляемость пользователя и длительность периода освоения системы.
8.	Система должна поддерживать библиотеки нормированных и стандартных элементов, относящихся к предметным областям. Должны быть простые средства для создания собственных библиотек пользователя и работы с ними.
9.	Система должна обеспечивать поддержку стандартов ЕСКД. Это требование к конструкторским системам в настоящее время стало обязательным. Основным недостатком систем автоматизированного проектирования, созданных на базе иностранных программных продуктов, как раз является несоответствие заложенных в них стандартов требованиям ЕСКД. Поэтому при разработке САПР необходима дополнительная работа по устранению этого несоответствия.
10.	Система должна обеспечивать управление данными проекта на всех
этапах разработки и изготовления. Кроме того, система должна быть оснащена средствами поиска и хранения графических изображений. Кроме функции создания и редактирования чертежа пользователи нуждаются в информационной базе, которая бы поддерживала поиск, хранение, просмотр, копирование и удаление графических файлов. При этом очень важным аспектом является оперативность вызова указанных процедур, скорость пролистывания (визуализации чертежа), соответствие структуры архива потребностям пользователя, эффективность способов отбора необходимых чертежей и их фрагментов (по имени, аббревиатуре и т.п.).
Учитывая все вышеизложенное, можно прийти к выводу, что на создание системы, удовлетворяющей этим критериям, потребуется несколько десятков человеко-лет.
В качестве примера САПР такого уровня можно привести систему CAADS фирмы Computervision (США). В настоящее время она является самой массовой САПР такого класса (более 43000 рабочих мест на базе рабочих станций). Качество этой системы характеризуется таким примером: новый аэробус фирмы European Airbus был спроектирован полностью в безбумажной технологии, только в среде CAADS, без использования других САПР.
8.5.2. Разработка систем автоматизированного проектирования
Выше уже было показано, что система автоматизированного проектирования не может быть взята откуда-то извне, поскольку САПР помимо комплекса средств автоматизации проектирования включает в себя и коллектив проектировщиков. Поэтому САПР — всегда уникальный комплекс, несущий в себе особенности того предприятия, на котором создается.
Поскольку стадия проектирования любого изделия представляет собой лишь часть его жизненного цикла, то и система автоматизированного проектирования должна рассматриваться как часть информационной системы, осуществляющей управление проектированием, производством, сборкой, монтажом и эксплуатацией изделия. Поэтому при разработке САПР следует руководствоваться подходами, принятыми при проектировании информационных систем.
Особенности разработки САПР теплообменного оборудования
На первом этапе автоматизации процесса проектирования следует ознакомиться с технологической последовательностью проектирования теплообменников, с иерархической структурой проектирующего подразделения, численностью и квалификацией персонала. При этом наибольшая трудность может возникнуть при анализе обязанностей и функций, выполняемых сотрудниками анализируемого подразделения. Весьма велика вероятность, что, несмотря на нехватку персонала (незаполненность штатного расписания), некоторые функции (а, следовательно, и люди, их выполняющие) не являются необходимыми не только в новом, проектируемом бизнес-процессс, но и в существующем. Поэтому при проведении такого обследования от аналитиков потребуются не только профессиональные знания,
но и дипломатический талант, ибо одной из задач первого этапа автоматизации является создание такого микроклимата в подразделении, который бы способствовал, а не препятствовал внедрению новых информационных технологий.
На этом же этапе следует составить перечень документов, разрабатываемых на этапах эскизного, технического и рабочего проектирования теплообменного аппарата, и проанализировать степень детализации конструкторской документации на каждом этапе. В дальнейшем, возможно, этот перечень претерпит изменения. Необходимо составить архив образцов документов, изучить нормативные документы и стандарты (в первую очередь внутренние), относящиеся к разработке конструкторской документации. Необходимы также анализ способов хранения и времени хранения конструкторской документации и регламент доступа к документации и системе защиты информации от несанкционированного доступа.
Одним из наиболее важных моментов первого этапа является изучение взаимо-. действия подразделений проектирующей организации в процессе проектирования. Требуется определение места каждого отдела в технологической цепочке проектирования. Для каждого подразделения необходимо составить перечень и архив образцов документов, как входных, так и выходных. Поскольку в условиях современной экономики эволюционный путь создания информационной системы предпочтителен в силу ряда обстоятельств, то первая очередь автоматизации затронет не все проектные процедуры. В силу этого перечень и формы документации будут иметь временный характер. По мере ввода последующих очередей перечень неизбежно будет расширяться и корректироваться. При этом уменьшится доля документов на бумажном носителе и увеличится доля «электронных» документов. Проведение анализа иерархической структуры процесса проектирования и уровня централизации в процессе проектирования лучше совмещать с построением диаграмм процессов, функций и потоков информации. Использование специальных программных средств позволит повысить качество анализа и сократить время его проведения. Использование методологии системного анализа и технологий, принятых во всем мире при создании крупных информационных систем, поможет успешному проведению автоматизации.
Самостоятельный и очень важный раздел работ первого этапа — составление перечня расчетных процедур в процессе проектирования и составление иерархической схемы расчета. Здесь придется столкнуться с проблемой «наследуемости». Исторически на всех предприятиях именно область инженерных расчетов чаще всего является объектом автоматизации. При этом качество исполнения расчетных процедур может меняться в значительной степени в зависимости от времени их создания и используемых методов. При анализе положения дел можно столкнуться с ситуацией, когда отдельные расчетные процедуры по вполне объективным причинам не стыкуются между собой ни в формате входных и выходных данных, ни в используемых программных и аппаратных средствах. Поэтому возникает необходимость проведения экспертиз расчетных модулей для выявления среди них таких, которые могут быть оставлены без изменения, требуют некоторой доработки или должны быть переписаны заново.
Отдельной задачей на рассматриваемом этапе является анализ перечня изделий, получаемых по кооперации, и их чертежей. Поскольку вопросы интеграции предприятий сегодня представляют собой одну из наиболее серьезных проблем, идеальным можно считать вариант, когда все комплектующие изготовляются на самом предприятии. В любом случае для первой очереди автоматизации проектных работ данный вопрос следует исключить из перечня наиболее актуальных задач.
Задачей первого этапа является также составление перечня объектов проектирования и построение иерархической схемы объектов. Построение этой схемы необходимо тщательно увязывать с иерархической структурой всего процесса проектирования и с диаграммами процессов. При этом следует большое внимание уделить анализу степени унификации в процессе проектирования отдельных объектов, созданию отдельного перечня объектов, имеющих максимальную степень унификации.
Для успешного функционирования системы автоматизированного проектирования важным аспектом является степень параметризации выбранной модели объекта. В зависимости от выбранного средства проектирования возможно построение параметрической модели объекта на уровне детали или узла. Наиболее предпочтителен выбор средства, допускающего трехмерное параметрическое моделирование изделия, состоящего из большого числа деталей. В этом случае при изменении геометрических параметров изделия (например его габаритов) система без вмешательства человека выполнит перестроение не только сборочного чертежа изделия, но и всех его деталей, в том числе и в местах их сопряжения. Хотя сегодня это уже возможно (и не только при перестроении небольших изделий, состоящих из ограниченного числа деталей), но тем не менее такая работа все еще требует творческого участия конструктора. Однако представляется необходимым и возможным расширение понятия параметризации за пределы геометрических построений. Поскольку проектирование теплообменного аппарата включает в себя проведение многочисленных тепловых, прочностных и гидродинамических расчетов, в качестве параметров параметризации должны выступать и такие характеристики объекта проектирования, как рабочее давление пара и воды, напряжение в материале, гидравлическое сопротивление и т.д. По аналогии с терминами программирования введем для дальнейшего пояснения два новых термина. Параметр, оказывающий влияние на изменение свойств объекта проектирования в рамках выполняемой проектной процедуры, будем называть локальным параметром, а влияющий на изменения свойств объекта проектирования на уровне всего объекта — глобальным. В этом случае параметрическое проектирование, описываемое в рамках САПР и заключающееся практически в геометрической параметризации, действует на уровне локальных параметров. Задачей создания систем автоматизированного проектирования сегодня является введение параметризации на уровне глобальных параметров. При этом система автоматизированного проектирования (САПР) должна быть преобразована в систему параметрического проектирования (СППР). В этом случае изменение глобального параметра (например материала поверхности теплообмена) для проектируемого теплообменника должно автоматически вызывать запуск расчетных процедур, определяющих прочностные, тепловые и гидродинамические характеристики, и при необходимости — регенерацию чертежей. Соответственно изменение геометрического параметра, объявленного глобальным, должно вызывать запуск расчетных процедур, проверяющих соблюдение требуемых характеристик проектируемого объекта.
Реализация САПР теплообменных аппаратов с помощью CASE-технологий
Разработка сложных проектов требует использования автоматизированных средств проектирования информационных систем, которые позволили бы справиться с неизбежными массовыми ошибками, связанными с погрешностями в описании входной и выходной информации, небрежностью
при разработке программ, недопониманием между проектировщиками и программистами и т.д. Такими средствами автоматизированного проектирования информационных систем являются в настоящее время CASE-средства.
Обоснованием к выбору CASE-технологии при проектировании информационной системы могут служить следующие соображения.
Во-первых, использование любой методики «правильного» проектирования связано с необходимостью разработки большого числа текстовых и графических документов, их сопоставления и многократного уточнения. И эта работа, как правило, выполнялась и выполняется вручную или в лучшем случае с использованием совершенно неприспособленного для этого графического редактора. CASE-средство должно избавить аналитиков (постановщиков задачи) и проектировщиков от рутинной работы, предоставив им удобные графические редакторы, механизмы сопоставления различных документов, автоматического поиска ошибок и разночтений, а также параллельной проработки нескольких вариантов (версий) проекта.
Во-вторых, при коллективной работе значительная часть времени уходит на разработку проектной документации и на неизбежный (поскольку проектная документация, как правило, неполна и быстро устаревает) устный обмен необходимой информацией между участниками разработки, а основная часть ошибок проекта связана с тем, что при проектировании использовалась неполная, устаревшая или неправильно понятая информация. CASE-средство должно предоставить возможность прямого доступа к необходимой информации в процессе работы, автоматического поиска уточнений, внесенных другими разработчиками.
В третьих, даже хороший проект, изложенный на бумаге, не гарантирует написания хорошей (структурированной, с соблюдением всех фирменных стандартов интерфейса) пршраммы. Перевод проекта в программу осуществляется вручную со всеми связанными с этим последствиями. CASE-средство, безусловно, должно обеспечивать автоматическую генерацию значительной части программного кода, по крайней мере, в части, задающей общую структуру программы, интерфейс доступа к базе данных и стандартные элементы пользовательского интерфейса.
В-четвертых, при внесении изменений в уже отлаженную и проверенную часть разработки и даже при исправлении найденных ошибок в программу нередко вносятся новые ошибки. Это приводит к необходимости многократного тестирования программы. И, как при всяком рутинном деле, здесь возможны весьма неприятные проблемы из-за того, что кто-то случайно пропустил или не счел нужным повторить проверку какого-либо модуля программы. CASE-средство должно позволять повторять стандартные проверки в автоматическом режиме с регистрацией отклонений от полученных ранее результатов.
Первым шагом создания информационной системы является моделирование и анализ ее функционирования на основе бизнес-анализа деятельности предприятия. Цель бизнес-анализа — выявление существующего взаимо
действия между составными частями проектной организации и оценка рациональности и эффективности этого взаимодействия.
Функциональные модели, содержащие детальное описание выполняющихся процессов в их взаимосвязи, рекомендуется разрабатывать в соответствии с требованиями стандарта IDEF (Integrated DEFinition), методом IDEF0. Причиной использования зарубежных стандартов при проведении компьютерного моделирования является временное отсутствие таковых в России.
Суть этого метода заключается в представлении бизнес-процессов в виде диаграмм, которые, в свою очередь, представляют собой совокупности блоков и дуг. При этом блок изображается в виде прямоугольника, название которого соответствует той функции, которую он представляет. Дуга представляет собой стрелку, входящую или выходящую из блока, и обозначает параметры воздействия на блок или параметры, получающиеся в результате функционирования блока. При этом расположение стрелок подчиняется строгим правилам:
•	дуга, входящая в блок слева, обозначает входные данные, над которыми производятся действия указанной в имени блока функцией;
•	дуга, входящая в блок сверху, обозначает управляющее воздействие на выполняемую функцию (это могут быть требования внешней по отношению к рассматриваемой функции среды, алгоритмы и т. д.);
•	дуга, выходящая из блока справа, обозначает выходные данные, которые появились в результате работы функции данного блока;
•	дуга, входящая в блок снизу, обозначает «механизмы», с помощью которых функция производит превращение входных данных в выходные. В роли механизмов могут выступать как устройства, так и люди.
Каждая функция, расположенная на так называемой «родительской» диаграмме, может быть представлена в виде нескольких функций на диаграмме, являющейся дочерней. Представление одной функции в виде нескольких функций на диаграмме нижнего иерархического уровня, более подробно описывающих ее действие, называется декомпозицией. Количество уровней декомпозиции не ограничено и обычно заканчивается описанием тривиальных функций, дальнейшая декомпозиция которых нецелесообразна. Такое представление бизнес-процесса позволяет наглядно представить его как совокупность функций и данных, которыми эти функции обмениваются.
На рис. 8.5 представлена обобщенная функциональная модель (самый верхний уровень) проектирования теплообменника, в условиях традиционной технологии проектирования, описание которой приведено выше (модель «как есть»). Воздействие внешней по отношению к рассматриваемому бизнес-процессу (блок АО) среды изображено дугами (стрелками). Все. что находится за пределами этого блока, является окружающей средой и не рассматривается моделью. На вход модели (стрелка слева) поступает внешняя информация, в данном случае содержащая задание на проектирование и параметры конструкции аппарата-прототипа. В качестве исход-
ных данных при проектировании сетевого подогревателя используются следующие параметры:
•	тепловая нагрузка;
•	температура сетевой воды на входе в подогреватель;
•	температура сетевой воды на выходе из подогревателя;
•	требуемая величина недогрева сетевой воды до температуры насыщения.
PLATINUM BPwin
’•> fie bjodeWart View Insert Верой Window Heb
D|tg|O| >] iMShee! 3 <B^| [fc jg|
AUTHOR. ААЧубэрФ»
PROJECT	c«i«ioro
noaorpcraie.*, NOTES <23466769 10
Исходные давние
WORKING
BATE 25.01 (Ю ________
REV 30 0501 Ц D5<£L
Опыт прод?мро*эния
Цель
Прототипные ре пиния
* Ckjtete^si»- мгжмелогь'кеодю 1«с,г-л»$.э«я(г*»ж>ств* М^><КЯ№ДСХИ«*Л СГИЛНГ
’ Jtfafcd 'ргделмь' (;<ъип)гЛ »<Ц*п:яки™ стаде м ке9о//тятлгЯ.
TITLE
RECOMMENDED
PUBLICATION
READER
CONTEXT
TOP
Норманн пая до«ум*и»эц>1я
Енгшим ОфЗНИЧеНМЛ
-ISI х|
3
J
NODE:
•ДОЖУ!
Компчект
«овсгрупорсгой документации
Премирование с*т«»сп> подогре» art*’
Отдел	Отдел
теплообменного расчете» оборудования
Промгмрованне сетевого подогревателя
Точка эрежжя:
О1деп устзноют
NUMBER:
Рис. 8.5. Обобщенная функциональная модель проектирования теплообменников
Прототип представляет собой ранее разработанные проекты сетевых подогревателей, отдельные фрагменты которых могут быть использованы при создании нового аппарата. Доля таких фрагментов в новом проекте может быть различной. Все зависит от того, насколько исходные данные и другие требования технического задания нового теплообменника отличаются от предыдущих проектов.
Управляющими факторами (стрелки сверху) являются требования стандартов, других руководящих технических материалов, внешние ограничения (это могут быть ограничения, накладываемые смежниками, поставляющими детали по кооперации), опыт и традиции проектирования. Механизмами, выполняющими функции проектирования (стрелка снизу), являются подразделения КБ: отдел теплообменного оборудования, отдел установок и отдел расчетов.
Результатом выполнения функции (стрелка справа) является проектная документация, обеспечивающая изготовление теплообменника на произ-
водственных мощностях предприятия-изготовителя теплообменного оборудования.
Перечень основных функций, составляющий основу технологии проектирования сетевого подогревателя, наглядно представлен на дереве функциональной диаграммы проектирования (рис. 8.6). На дереве показаны лишь три верхних иерархических уровня. Обобщенная функциональная модель (см. рис. 8.5), представляется в виде совокупности пяти основных функций (блоки 1-5 на рис.8.6):
•	разработка технического проекта теплообменника;
•	разработка рабочего проекта теплообменника;
•	разработка эксплуатационной документации;
•	разработка товарно-сопроводительной документации;
•	оформление рабочей документации.
PLATINUM BPwm [(AON) Проектирование сетевого подогревателя - Model 2 [Не_рмй2.Ьр1Ц
Л. Fite ModelMart £<К Ytew Insert Report J ooh	tJe^
iSJzl
N3US----
АО
WQRKJNQ
CONTEXT
ТОР
READER__RAZS.
USED А^ AUTHOR А А ЧубаровРАТЕ; 21,06 01
PROJECT: Проектирован»© REV: 21 06.01 | DRAFT сетевого подогревателя
______toss.. J. /11S__Z__2_12.
_ RECOMMENDED. IPUBLiCATICH
рэбоЧХХ ч*ртеисеЙ
Рьпработк» спвпжфх кап ий комплексов
Разработка кожструкхши подогревателя Определение условий поставки ж тражспорткрокания Рассчитать сетевой подогреватель Архжж эскизов
общая	комплектоЕочлых	конструкторской
Документация	на ведомостей	дскуиежтэпжж
составные частж  Офсржхда-жм*	упаковочных.» Сортировка
листов	пс-лучежжоЙ
дскуыектаиин
• Вьпюлжеихе функции учета пслучеяжсй жжфоразэпиж
WlT
Пр-о#ктпров>нм» сетевого подогреватели
гШмЬер

Рис. 8.6. Дерево функциональной диаграммы проектирования теплообменника
В результате декомпозиции каждой из функций получены от двух до пяти функций третьего иерархического уровня (см. рис.8.6). Первая функция заканчивается разработкой документации на уровне технического проекта. В этом виде происходит окончательное согласование с проектантами габаритных и присоединительных размеров теплообменника. Среди проектных процедур, составляющих суть этого этапа проектирования, имеются как процедуры, автоматизация которых очевидна (например все
расчетные процедуры), так и такие, которые, скорее всего, автоматизировать не удастся (например проектирование разбивки трубного пучка). В целом проектные процедуры, составляющие эту функцию, представляются наиболее сложными, в том числе и с точки зрения возможности автоматизации.
Функция разработки рабочего проекта требует больших трудовых и временных затрат, но многие процедуры более низких иерархических уровней, в частности процедуры выполнения различных спецификаций, могут быть автоматизированы в значительной степени.
Декомпозиция блока АО (диаграмма А-0) приведена на рис. 8.7. Здесь в первую очередь интерес представляет взаимосвязь функций и процессов проектирования сетевого подогревателя (функции 1-5 второго иерархического уровня, показанные на рис. 8.6).
О® ModeiM*11 £<& Insert Report Tools Window H^P
PLATINUM BPwm
CuFTKKT;
Проект*
ЁЦЙ Pi
B-lft flpod
AT; ЛЧТЕОК ЬВ.Б;гып
РАТЕ г» «.от М¥- 21СМ.01
К П~Г»Л¥П~КП W РПЕ1ЮЛТ1О1Г. .
P<
UD 0
Model 2 2j Проект*
Прее ека р<
-□ л фса р.
0
Проект*
•D
Рис. 8.7. Диаграмма А-0 — декомпозиция блока АО функциональной модели проектирования теплообменников



Анализ технологической последовательности и особенностей проектирования теплообменников в конструкторском бюро заводов-изготовителей турбин выявил ряд проектных процедур, реорганизация которых может повысить эффективность проектирования. В первую очередь это касается всех проектных процедур, связанных с выполнением расчетов. Сегодня эти операции выполняются с привлечением персонала отдела расчетов. Создание информационной системы позволит переориентировать его спе-
8.5. Автоматизированное проектирование
циалистов на самое активное участие в процессе расширения «островка автоматизации». Разумеется, создание новых и обслуживание действующих расчетных процедур останутся также за специалистами этого отдела. При этом рутинная работа, связанная с вводом исходных данных и оформлением результатов расчетов, должна быть практически полностью автоматизирована.
При создании функционально-структурной модели САПР подогревателя сетевой воды особое внимание уделяется классификации понятий и созданию на ее основе словаря понятий. При проведении бизнес-анализа процесса проектирования сетевых подогревателей установлено, что часто даже специалисты одного подразделения конструкторского бюро одинаковые термины воспринимают по-разному. Еще больше отличий в профессиональной терминологии у конструкторов и технологов. Нетрудно представить, что у специалистов другого предприятия проблем в понимании терминологии будет еще больше. Поэтому созданию словарей при работе должно уделяться особое внимание. В качестве примера на рис. 8.8 представлен фрагмент словаря понятий, относящегося к терминологии, используемой при описании работ (функций).
If мцд маг»г-д». i
Reports’ jActivity Dciinitioл/Note <hierarchical>

3

и
Delimited
Number of Levels:
Activity Options
1 fv Name Г" Number
2 P Definition Г Status
3 P Nate Г Sourct
Repotton: P Activities Г* Data stores Г* External References Model: Model 2
' Activity^ lA1: Pa3PntioTKa технического проекта
Report Format
___ r I abeled
-| Fixed Column
1 Preview... J Erint... |
Report... J tjelp j
KcwiJitiici
IDHCTpyttOJ
AOtyutHiau
User-Defined
Activity Categories... j Close
Update I New | Delete J
£
rreaor
Puc. 8.8. Фрагмент словаря объектов функциональной модели процесса проектирования сетевых подогревателей
Следующим этапом является построение модели данных. Работа по созданию модели данных также ведется с помощью CASE-средств.
8.5.3. Технология параллельного проектирования и создание «виртуальных предприятий»
В настоящее время заметно возросло значение для потребителя таких неценовых факторов конкурентоспособности предприятий и производимой ими продукции, как качество, способность к быстрому выполнению индивидуального заказа. Сегодня ведущие предприятия стремятся использовать такую организацию проектирования и производства продукции, которая ориентирована на применение новых информационных технологий. Это позволяет объединять знания, относящиеся не только к производственному циклу изготовления продукции, но и к изучению рынка сбыта, анализа опыта эксплуатации, сервисного обслуживания производимого оборудования, позволяет экономить не только время, но и средства за счет повышения качества изделий, сокращения изменений, вносимых в конструкцию на стадии изготовления.
В этих условиях традиционный, последовательный подход к разработке новых изделий стал уступать место подходу, который получил название «параллельного проектирования». В настоящее время этот подход широко и с успехом развивается ведущими американскими и западноевропейскими фирмами. В основе технологии лежит идея совмещенного проектирования изделия, а также процессов его изготовления и сопровождения, координируемых с помощью специально создаваемой для этой цели распределенной информационной среды. Подобная технология позволяет использовать проектные данные, начиная с самых ранних стадий проектирования, одновременно различными группами специалистов.
Например, в трех главных конструкторских бюро компании Boeing действует 220 групп, которые координируют параллельные разработки и состоят из специалистов таких разнообразных областей, как проектирование, технология материалов, производство и взаимодействие с клиентами. Фактически при использовании технологии параллельного проектирования удается достичь «перекрытия» всех стадий жизненного цикла изделия.
Технология параллельного проектирования обеспечивает устранение известных недостатков последовательного проектирования, в частности, когда ошибки проекта изделия неожиданно обнаруживаются на последних его стадиях. Как показывает отечественный опыт, 50...70% имеющихся дефектов в готовой машиностроительной продукции вызваны ошибками в конструкторских решениях, 20...30% — недостатками технологии изготовления, 5... 15% — возникают по вине рабочих [56]. Устранение первой, наиболее многочисленной группы дефектов, осуществляется в основном за счет совмещенного проектирования составляющих технологической системы «изделие — технология — оборудование» и «раннего» учета возникающих при этом ограничений.
Технология параллельного проектирования учитывает особенности предприятия, на котором она используется, и требования заказчика про
дукции. Существенное влияние на результативность ее использования оказывают конкретные экономические параметры и условия функционирования предприятия.
Еще одним перспективным направлением совершенствования проектирования теплообменных аппаратов является их реорганизация на основе использования современных информационных технологий, которая требует смещения акцента с решения локальных задач автоматизации проектных работ на сам процесс проектирования.
Например, анализ работы проектного подразделения одного из заводов-изготовителей теплообменных аппаратов турбин позволяет сделать важный вывод о возможности реорганизации процесса проектирования. Вывод касается вопросов взаимодействия отдела теплообменного оборудования и отдела установок. Многочисленные процедуры согласования конструкции проектируемого оборудования, особенно на этапе разработки технического проекта, требуют установления между этими отделами более тесной связи. Требование необходимости информационной связи между отделами не подлежит сомнению, однако, кроме этого, пристального внимания требует вопрос о создании временного (виртуального) подразделения, объединяющего специалистов этих двух отделов, для выполнения работ по проектированию теплообменника на время действия заказа в виде так называемой «плоской» рабочей группы, не использующей бюрократические способы управления, но опирающейся на информационные технологии и по-новому организующей распределение прав и обязанностей работников в группе. Помимо ускорения принятия решений за счет исключения промежуточных звеньев сокращение числа иерархических уровней в таких группах приводит к повышению значимости каждого специалиста, поднимает его самооценку и улучшает социально-психологический климат подразделения.
Развитие Internet-ориентированных технологий позволяет создавать «виртуальные предприятия» не только в рамках одного «реального предприятия», но и объединяя специалистов, работающих в разных организациях и территориально находящихся за многие сотни и тысячи километров друг от друга. Технология непрерывной информационной поддержки жизненного цикла изделия (CALS) обеспечивает возможность создания «виртуального предприятия», объединяющего специалистов-проектировщиков, монтажников, эксплуатационный персонал электростанций, службы ремонта, чтобы максимально сократить время проектирования аппаратов, их изготовления, пуска в эксплуатацию, а также время, требующееся для их ремонта или модернизации.
Ключевым понятием для виртуального предприятия является концепция многопользовательской базы данных, которая должна содержать всю необходимую информацию для компьютерной поддержки жизненного цикла теплообменного аппарата и быть доступной для всех участников виртуального предприятия.
В условиях современной экономики затраты на взаимодействие, по оцен-
кам специалистов, составляют от 40 % до 60 % в общем объеме издержек предприятия. В современных условиях источником прибыли предприятия становятся не материальные активы, включающие оборудование, технологии, сырье и материалы, а в первую очередь знания, деловые связи, репутация, опыт сотрудников, взаимодействие с партнерами — все, что называют «нематериальными активами». Самый главный нематериальный капитал — талант сотрудников. Именно сотрудники являются носителями корпоративных знаний, создают интеллектуальную собственность и репутацию предприятия и его торговой марки.
1.В
8.6. Контрольные вопросы
чем заключается разница между проектированием и кон-
струированием? ___________________________________
2.	Назовите основные стадии процесса проектирования теп-лообменного аппарата?_______________________________
3.	На каких этапах проектирования теплообменника производятся тепловые, гидродинамические и прочностные расчеты?____________________________________________
4.	Какие обязательные документы создаются на стадии технического проекта?__________________________________
5. Какая информация содержится в транспортировочном чер-ТРЖР?
6.	Для чего предназначена эксплуатационная документация на теплообменный аппарат?
7.	Перечислите основные требования к конструкции теплообменного аппарата?_________________________________
8.	Какие материалы применяются для трубных систем теплообменных аппаратов?______________________________
9.	Какие элементы конструкции теплообменных аппаратов стандартизованы?___________________________________
10.	Для каких целей используются системы автоматизации инженерной деятельности?___________________________
11.	Каковы основные свойства САПР?
12.	Что является первым шагом при создании информационной системы на конкретном предприятии?
ВОПРОСЫ ИЗГОТОВЛЕНИЯ, МОНТАЖА И ПУСКА В ЭКСПЛУАТАЦИЮ
ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ
Весь процесс изготовления теплообменного аппарата, начиная с разработки проекта и заканчивая монтажом, регламентируется государственными и отраслевыми стандартами и правилами, утвержденными в установленном порядке органами надзора. Соблюдение этих нормативов обязательно для разработчиков, заводов-изготовителей и монтажных организаций и контролируется государственными органами. Несоблюдение стандартов преследуется по закону.
Основные теплообменные аппараты турбоустановок (конденсаторы, ПСГ, маслоохладители) изготавливают обычно непосредственно на турбинных заводах. Остальные аппараты выбираются на этапе проектирования турбоустановки проектирующей организацией (или турбинным заводом) из стандартизированного ряда по специальным каталогам. Некоторые типы теплообменных аппаратов изготавливаются по индивидуальным заказам и чертежам неспециализированными производствами и ремонтными организациями.
В соответствии с «Правилами устройства и безопасной эксплуатации сосудов, работающих под давлением» [12], за целесообразность конструктивного решения при проектировании сосуда (теплообменного аппарата), его расчет на прочность и выбор материала отвечает организация, разработавшая конструкцию и выполнившая ее расчет.
Аппарат изготавливают на основе технологического процесса, степень совершенства которого определяет качество, трудоемкость и сроки изготовления изделия, а также потребность в механосборочном и специальном оборудовании и квалифицированной рабочей силе. Технологический процесс разрабатывается специалистами предприятия-изготовителя на основе рабочих чертежей аппарата. Технологию изготовления выбирают обычно с учетом возможностей конкретных производств после сопоставления нескольких вариантов. В технологическом процессе предусматриваются порядок и способы изготовления отдельных деталей и узлов, а также последовательность сборки аппарата.
Разработку технологического процесса начинают с подробного анализа конструкции аппарата и требований нормативно-технической документации (НТД) на его изготовление: группы аппарата, марки материалов по ГОСТу, способов заготовительных операций, условий сварки, требований к сварным швам, режимов термической обработки, методов межоперационного и окончательного контроля, условий испытания готового изделия. Далее проводится выбор заготовок, необходимого оборудования, инструмента и приспособлений, рациональных операций изготовления деталей, определяется последовательность рабочих операций. Завер
шается разработка технологического процесса определением необходимой квалификации рабочих для различных операций, трудоемкости работ по каждой операции и по всему процессу изготовления аппарата, продолжительности каждой операции, количества расходуемых вспомогательных материалов, размера необходимых производственных площадей и места сборки. На основе технологического процесса изготовления отдельных деталей и сборки аппарата разрабатывают технологические карты и инструкции.
Технологический процесс изготовления теплообменного аппарата в общем случае состоит из получения заготовок, механической обработки заготовок до размеров готовых деталей и сборки из деталей узлов (сборочных единиц) и всего аппарата в целом.
Заготовками деталей служат обычно сортовой и листовой прокат, трубы, штамповки, поковки и отливки. Листовой прокат используется для изготовления корпусов, обечаек, днищ и крышек, трубных досок, фланцев, перегородок, опор и различных штампованных деталей. Сортовой прокат используют в качестве заготовок для каркасов трубных систем, анкерных связей, фланцев, бобышек и других деталей. В некоторых случаях для изготовления трубных досок и фланцев применяют поковки. В серийном производстве для изготовления ряда деталей (фланцев, штуцеров, бобышек и др.) используют отливки. Из труб изготавливают штуцера, поверхности нагрева и многие другие узлы и детали. Все материалы, применяемые при изготовлении теплообменных аппаратов, в соответствии с требованиями нормативно-технической документации должны иметь сертификаты заводов-изготовителей этих материалов. В сертификате указывают марку материала, химический состав, механические свойства, а также другие сведения, которые необходимо учитывать при применении каждого конкретного материала. Перед запуском в производство материалы проверяют на соответствие характеристикам, указанным в сертификате, и требованиям стандарта на указанный материал, для чего проводят комплекс лабораторных испытаний, включающий в себя определение химического состава, проверку нормируемых механических свойств, исследование макро- и микроструктуры. Заготовки (листы, поковки, отливки, трубы) деталей, работающих под давлением или другой нагрузкой, подвергают контролю радиографическим или ультразвуковым методами для выявления внутренних дефектов (трещин, раковин, неметаллических включений). Материалы, качество которых не соответствует требованиям НТД, для изготовления ответственных деталей не допускаются.
Из заготовительных цехов заготовки поступают в кузнечно-прессовые, сварочные и механические цехи, где последовательно проходят все необходимые операции, после чего поступают на сборку.
9.1.	Изготовление корпусов
Корпуса многих теплообменных аппаратов энергоустановок (ПСГ, ПНД, ПВД, маслоохладителей и др.) имеют цилиндрическую форму. Цилиндрическая часть корпуса диаметром до 800 мм может быть выполнена в виде обечайки из одного
свальцованного в цилиндр листа; обечайки диаметром до 1600 мм — из двух листов, свальцованных в полуцилиндры (корыта), и из нескольких обечаек при большой длине корпуса, что определяется размерами листового проката, выпускаемого промышленностью. Корпуса аппаратов коробчатой (многоугольной) формы также изготавливаются из листов требуемых размеров. Листовой металл, предназначенный для изготовления корпусов, подвергают предварительной обработке, заключающейся в правке и разделительной резке листов, что облегчает их транспортировку и последующие операции обработки.
Правка. Листовую сталь, предназначенную для изготовления корпусов и других деталей аппаратов, проверяют перед разметкой и резкой на волнистость и на прогиб и, если эти показатели не превышают норм, листы направляют на разметку и резку. Волнистость и прогиб листов устраняют на листоправильных вальцах, представляющих собой машину из двух рядов горизонтальных валков, установленных в шахматном порядке. Пластический изгиб в противоположных направлениях делает лист плоским. Заготовки для обечаек, предназначенные для изгиба на листогибочных вальцах, предварительной правке на листоправильных машинах, как правило, не подвергают.
Разделительная резка листов. Для облегчения операций обработки листовых заготовок листы больших размеров разрезают предварительно на более мелкие листы. Для резки листов из углеродистых сталей более всего распространена газокислородная (газовая) резка (рис. 9.1). Для резки листов из высоколегированных хромоникелевых и хромистых сталей этот способ непригоден, так как образующиеся на кромках листа при резке тугоплавкие окислы хрома препятствуют процессу резки. Хорошее качество и высокую производительность обеспечивают методы кислородно-флюсовой и плазменно-дуговой резки высоколегированных сталей.
Рис. 9.1. Газовая резка листовой заготовки
Для резки листов применяют также автоматическую электродуговую резку. При этом способе рез получается с менее чистыми кромками и образуется более глубокая зона термического влияния с неблагоприятно измененной (крупнозернистой) структурой металла. Если из-за отсутствия других возможностей дуговая резка неизбежна, рекомендуется удалять металл с кромок реза на глубину не менее 5.. .7 мм.
Разметка. Габаритные размеры листа должны быть такими, чтобы после разметки развертки обечайки с необходимыми припусками на обработку отходы металла были минимальными. Коэффициент использования раскраиваемого листа — около 90 %.
Длину развернутой обечайки определяют по нейтральному слою толщины стенки, т.е. по среднему диаметру обечайки, так как при изгибании металла наружные слои удлиняются, а внутренние укорачиваются.
Для получения качественных сварных соединений цилиндрические части корпусов аппаратов иногда изготавливают, ориентируясь на диаметр готовой крышки или днища.
Резка. Механическую прямолинейную и криволинейную резку листов толщиной до 8 мм производят обычно роликовыми ножницами с двумя дисковыми ножами. Прямолинейная резка листов большей толщины производится на гильотинных ножницах или на пресс-ножницах (рис.9.2). Газовая резка, широко применяемая при изготовлении теплообменных аппаратов, может производиться вручную, полуавтоматически и автоматически. Ручная газовая резка при серийном и массовом производстве почти полностью вытеснена газорезательными машинами-автоматами; широко используется и плазменно-дуговой метод резки металла. Магнитокопировальные машины снабжены плазмотроном — ножом, «острием» которого служит плазма. Плазмотроном можно резать все металлы, в том числе и легированную сталь.
Резка сортовой стали (круга, квадрата, полосы), фасонных профилей и труб производится на пресс-ножницах, приводными дисковыми пилами с зубьями, приводными ножовками или газовыми резаками.
Рис. 9.2. Резка листа на гильотинных ножницах
Обработка кромок под сварку. Как продольные, так и кольцевые кромки обечаек, предназначенные для наложения сварного шва, обрабатывают для получения поверхности необходимого профиля и чистоты. Обработка кромок производится механически или огневым способом. Механическая обработка выполняется на станках различных конструкций: продольно-строгальных, кромкострогальных, кромкообточных и фрезерных. Огневая обработка кромок производится только автоматической газовой или плазменно-дуговой резкой и совмещается обычно с резкой листа.
Вальцевание обечаек. Листы, предназначенные для вальцевания, не должны иметь расслоений, трещин и неметаллических включений. Листы небольшой толщины изгибают в холодном состоянии. Листы толщиной более 1/40 внутреннего диаметра обечайки изгибают на вальцах в горячем состоянии, а после холодной гибки подвергают отжигу для снятия остаточных напряжений [66].
Перед вальцеванием листов в цилиндр, корыто или конус необходимо произвести специальную операцию — подводку (подгибку) кромок, так как при вальцевании листов в цилиндр или конус края их на длине 100. ..150 мм остаются прямыми и при стыковке таких концов поверхность сосуда получает острый излом на стыке (см. рис. 9.3, а). В зависимости от толщины листа подводку кромок выполняют на кромкогибочных прессах (см. рис. 9.3, б), на гибочных вальцах (см. рис. 9.3, в) или вручную. Подводка кромок на листах толщиной более 6 мм может быть выполнена на листогибочных вальцах при помощи подкладных листов, изогнутых по соответствующему радиусу (см. рис. 9.3, г). Подводка кромок листов производится на длине а, равной половине расстояния между осями двух нижних валков листогибочной машины.
Рис. 9.3. Подводка кромок листа перед изгибанием.
а — заготовка обечайки без подводки кромок, б — подводка кромок на кромкогибочном прессе, в — подводка кромок на гибочных вальцах, г — подводка кромок на листогибочных вальцах с подкладным листом; 1 — лист, 2 — подвижный пуансон, 3 — неподвижная матрица, 4 — неподвижные валки; Р — действующая сила
После подводки кромок листы поступают на вальцевание для придания им требуемой конфигурации. Вальцевание производится на трех- или четырехвалковых горизонтальных вальцах (см. рис. 9.4). Перемещение листа в трехвалковых вальцах (см. рис. 9.4, б) в направлении вращения нижних ведущих валков происходит в результате трения листа о нижний валок под действием верхнего нажимного валка и вызвано упругостью листа. Верхний валок вращается под действием тангенциальной силы от листа. В четырехвалковых вальцах (рис. 9.4, в) лист перемещается под действием вращения сжимающих его больших валков — верхнего и нижнего. Изгибается лист под действием малых боковых нажимных валков. Вальцовка обечайки осуществляется в несколько возвратных (вперед — назад) проходов листа в валках до соприкосновения кромок.
Рис. 9.4. Схема гибки листов на листогибочных вальцах.
а — положение листа веред гибкой, б — гибка в трехвалковых вальцах, в — гибка в четырехвалковых вальцах; г — четырехвалковые вальцы; 1 — лист, 2 — неподвижные валки, 3 — подвижные валки; Р — действующая сила
При вальцовке обечаек возможны следующие дефекты: перекос кромок, перегиб на радиус меньше заданного, конусность, овальность и бочкообразность.
Сборка и сварка продольных стыков. Сборка продольных стыков после вальцовки листов производится на специальных сборочных стендах. Сборка цилиндрической части обечайки или корыт заключается в совмещении продольных кромок в соответствии с техническими требованиями к стыкам под сварку и в прихватке этих кромок посредством электродуговой сварки в нескольких местах (с длиной шва в 10...40 мм через каждые 200...400 мм). Обычно при сборке применяют натяжные (см. рис. 9.5) и кантовательные приспособления (рис. 9.6). Смещение продольных кромок листов одинаковой толщины не должно превышать 10 % толщины стенки, но не более 3 мм. Овальность подготовленной к сварке обечайки в любом поперечном сечении — не более 1 % номинального диаметра.
Рис. 9.5. Натяжные приспособления для подготовки обечайки под сварку.
а— приваренные угольники с натяжным болтом, б— приваренные болт с натяжной скобой, в — приваренные ушки с натяжными клиньями; 1 — натяжной болт, 2 — угольники, 3 — болт, 4 — натяжная скоба, 5 — ушки, 6— плита, 7 -— натяжные клинья
После точной установки кромок и прихватки ручной электродуговой сваркой заготовка подается на автоматическую электродуговую сварку.
Сборка и сварка кольцевых стыков. На корпусах аппаратов, цилиндрическая часть которых состоит из нескольких обечаек, кольцевые стыки образуются при сборке обечаек между собой и при сборке цилиндрической части с крышками и днищами. Сборка под сварку кольцевых стыков аналогична сборке продольных стыков.
При выполнении сварных стыков между элементами разной толщины необходимо предусматривать плавный переход от одного элемента к другому путем постепенного утонения более толстого элемента надлине, равной или большей, чем величина четырехкратной разности толщин стыкуемых элементов. При разнице толщин соединяемых элементов не более 5 мм и толщине листа не менее 10 мм допускаются стыковые швы без предварительного утонения толстой стенки, при этом конфигурация швов должна обеспечивать плавный переход от толстого листа к тонкому.
Перекос продольных осей стыкуемых обечаек допускается не более 2 мм на 1 м длины. Следует иметь в виду, что кольцевое стыкование значительно сложнее продольного, так как практически всегда имеются некоторое различие диаметров обечаек и некоторая их овальность.
Вырезка отверстий. Для установки на аппарате штуцеров, бобышек и гильз, а также специальных люков в готовых сваренных кожухах вырезают отверстия по разметке, выполненной на развертке кожуха. Отверстия небольшого диаметра выполняют на полный диаметр сверлом или фрезой. Отверстия больших диаметров рассверливают с предварительной центровкой малого диаметра (14...16 мм/ При невозможности вырезки отверстий сверлами и фрезами применяют приспособление с закрепленными в нем двумя резцами, установленными один от другого на расстоянии, равном диаметру отверстия. Большие отверстия в листах вырезают газовой или плазменно-дуговой резкой с последующей очисткой кромок абразивным кругом.
Рис. 9.6. Роликовые кантователи для сборки и сварки цилиндри ческих обечаек.
а—универсальный ручной кантователь для продольного переме щения и для вращения обечайки, б— кантователь с электропри водом, в — подогреватель сетевой воды, установленный на канто вателях с электроприводом
После сверления и обработки отверстия в корпусе очищают от заусенцев с наружной и внутренней сторон при помощи пневматических шлифовально-зачистных инструментов.
Корпуса многоугольной формы (например у конденсаторов паровых турбин) изготавливаются путем сварки плоских стальных листов на раме из основных продольных несущих балок двутаврового сечения и нескольких поперечных балок. Одновременно с изготовлением корпуса в него ввариваются промежуточные перегородки и основные трубные доски. Для придания жесткости и прочности корпус по внешней стороне может быть усилен приварными ребрами из листовой или профильной стали. Основные требования к подготовке и изготовлению коробчатых корпусов соответствуют изложенным выше положениям, используемым при изготовлении цилиндрических корпусов.
Изготовление днищ и крышек. Сферические и эллиптические днища следует изготавливать по возможности из одного листа. Сферическая (или эллиптическая) форма придается заготовленным для днищ листам путем штамповки в горячем или в холодном состоянии. Лист, предназначенный для изготовления днища, предварительно размечают. Заготовка под днище представляет собой круг [66].
Эллиптические днища для сосудов и аппаратов стандартизованы и их можно подобрать по ГОСТ 6533.
Небольшие днища из листов толщиной до 4 мм штампуют на прессах в холодном состоянии (рис. 9.7, а). Большие днища из листов толщиной более 4 мм штампуют в горячем состоянии на гидравлических прессах мощностью 750... 1 000 т и более. Заготовку нагревают предварительно до 1 050... 1 100 °C с таким расчетом, чтобы штамповка заканчивалась при 880...900 °C (температура нормализации) за один двойной ход пресса (см. рис. 9.7, б). Нагретую заготовку 4 укладывают на протяжное кольцо 5 штампа. Пуансон 6 штампа, имеющий форму днища и укрепленный на подвижной траверсе пресса, медленно опускаясь, постепенно протяги
Рис. 9.7. Способы изготовления днищ.
а — штамповка в холодном состоянии, б— штамповка в горячем состоянии, в — обкатка на ротационных прессах; 1 — рабочий плунжер, 2 — стол, 3 — прижимное кольцо, 4 — заготовка, 5 — протяжное кольцо, 6 — пуансон, 7 — сбрасыватель, 8 — держатель, 9 — обжимной ролик
вает заготовку через протяжное кольцо, формуя днище. По достижении пуансоном крайнего нижнего положения сбрасыватель 7 снимает с него готовое днище, а освобожденный пуансон перемещается в крайнее верхнее положение. Готовое днище извлекают из-под пресса краном или лебедкой.
Наиболее совершенный способ изготовления выпуклых днищ — обкатка заготовок до необходимой степени кривизны на ротационных прессах с помощью обжимных роликов. На рис. 9.7, в представлена схема изготовления эллиптических и сферических днищ на ротационном прессе. Нагретая заготовка 4 вращается на^ вертикальном держателе 8, обжимается верхним наклонным роликом 9 и постепенно приобретает заданную форму с плавным переходом от сферы к цилиндрической части. Этим способом можно изготавливать днища диаметром до 5 500 мм при толщине листа до 140 мм.
После обмера и технической приемки изготовленных днищ с них удаляют излишний припуск по борту и затем подвергают механической обработке. Механическая обработка заключается в протачивании торцевой цилиндрической части днища и высверливании необходимых отверстий (рис. 9.8).
Линзовые компенсаторы. В теплообменных аппаратах жесткой конструкции с приваренными к корпусу трубными досками (например в ПСГ) часто применяют линзовые компенсаторы, ввариваемые между трубной доской и корпусом или между обечайками, составляющими корпус, для компенсации температурных расширений. Компенсаторы могут быть тарельчатой, тороидальной или трапецеидальной формы. Основные типовые конструкции тарельчатых линзовых компенсаторов представлены на рис. 7.20. Линза компенсатора изготавливается из двух половин, соединяемых электросваркой (см. рис. 7.20, а). Кольцеобразные заготовки, предназначенные для изготовления полулинз, вырезают из стального листа. При наличии пресса достаточной мощности половинки линз могут быть выполнены из заготовок путем холодной штамповки. При отсутствии пресса штамповка может быть заменена отбортовкой (обкаткой) кромок на карусельном станке. На рис. 9.9 показана сварка швов линзового компенсатора.
9.2.	Изготовление фланцев и патрубков
Фланцевые соединения должны быть прочными и обеспечивать герметичность соединения. Типы и размеры фланцев стандартизированы и подбираются по ГОСТу. Выбор типа фланцевого соединения (см. рис. 7.6) зависит от условий работы аппарата, давления, агрессивности теплоносителя, условий монтажа и технологических возможностей изготовления фланцев и производится при проектировании (см. гл. 8).
В сварных аппаратах низкого давления (до 1,6 МПа) фланцы изготавливаются из листового, полосового, фасонного проката или литья с последующей механической обработкой. В аппаратах с рабочим давлением до 10 МПа применяют фланцы усиленного типа, в которых на поверхностях уплотнения имеются выступы и впадины или шипы и пазы, причем такие фланцы изготавливаются из соответствующих фасонных поковок путем штамповки и механической обработки.
Рис. 9.8. Механическая обработка выпуклого днища
Рис. 9.9. Сварка швов линзового компенсатора
Фланцы небольшого диаметра изготавливают обычно из листовой стали, фланцы диаметром более 200 мм — из полосового проката путем гибки в горячем состоянии, что более экономично, чем использование фасонных поковок.
По форме фланцы чаще всего применяются круглые, но для некоторых типов теплообменных аппаратов используются фланцы многоугольной или более сложной формы (например у конденсаторов паровых турбин).
Чистоту обработки и форму уплотнительной поверхности фланцев устанавливают при проектировании; они зависят от параметров рабочей среды.
При установке фланцев на корпус или водяную камеру аппарата (рис.9.10) проверяют их перпендикулярность к оси корпуса по наружным кромкам обработанных поверхностей. Допускаются следующие отклонения перпендикулярности плоскости фланцев относительно оси аппарата:
Диаметр фланца, мм до 500	500... 1500	1500... 2000 более 2000
Допустимое отклонение, мм 1	1,5	2	3
Соединение двух и более фланцев между собой осуществляется болтами или шпильками, количество и размеры которых определяются в результате проектного прочностного расчета фланцевого соединения. Болты и шпильки, атакже гайки к ним должны иметь метрическую резьбу и приниматься по соответствующим стандартам. Болты, шпильки и гайки для фланцевых соединений изготавливаются из сортового проката на токарно-винторезных станках. Между фланцами устанавливаются уплотнительные прокладки, тип которых выбирается при проектировании аппарата. Изготавливают прокладки путем вырубки или штамповки из листового материала (в некоторых случаях из шнура круглого или прямоугольного сечения) или формуют.
Патрубки (штуцеры) изготавливают из труб или вальцуют из листа (как обечайки). Патрубки сложной формы (изогнутые) получают путем литья, гибки из труб или сваривают из частей. В некоторых случаях патрубки выполняют заодно с корпусом — литыми. При необходимости на патрубках выполняют отверстия и приваривают бобышки с резьбой для присоединения контрольно-измерительных приборов. Примыкающую к корпусу поверхность патрубка тщательно пригоняют к корпусу аппарата и выполняют разделку кромки под сварной шов. Места расположения сварных швов зачищают. Фланцы к штуцерам присоединяются путем сварки или на резьбе, выполненной на соединяемых поверхностях—в зависимости от типа аппарата и параметров теплоносителей.
Патрубки (штуцеры) диаметром более 200 мм приваривают к корпусу аппарата с помощью укрепляющих колец, а при диаметре до 200 мм — без них. Толщина кольца должна быть не меньше толщины обечайки.
Отклонение центра патрубка на корпусе аппарата после приварки не должно превышать ±10 мм от размера по чертежу. Перекос поверхности уплотнения фланца— не более 1 мм на каждые 100 мм наружного диаметра фланца, но не более 3 мм для фланца любого диаметра. Отклонение высоты патрубка над поверхностью аппарата — не более ± 10 мм.
Гильзы предназначаются для установки в них термометров или термопар. Их изготавливают, как правило, из куска трубы с заваренным наглухо концом и присоединяют к корпусу аппарата при помощи фланцев (рис. 9.11, а) или приваркой (рис. 9.11, б). Иногда применяют латунные гильзы, ввертываемые в приваренный патрубок (рис. 9.11, в, г). Длинные гильзы выполняют из толстых труб, а тонкостенные усиливают ребрами жесткости [66].
Рис. 9.10. Плоские приварные фланцы водяной камеры.
а— фланцы патрубков подвода и отвода воды, б — фланец для соединения камеры с корпусом аппарата
Рис. 9.11. Способы установки и конструкция гильз (усл. обознач. см. текст)
Опоры или лапы, которыми теплообменные аппараты крепятся к фундаменту или опираются на специальные конструкции, могут быть различных типов и размеров в зависимости от конструкции, массы и габаритов аппарата (см. рис. 7.15, 7.16). Детали опор изготавливают из фасонного проката и соединяют между собой сваркой или болтами. В некоторых случаях опоры изготавливают литыми из стали или чугуна (иногда заодно с корпусом). Подошвы лап и опор обрабатывают для получения поверхности необходимой плоскостности и чистоты, затем в них выполняют отверстия (круглой или овальной формы) под крепежные болты. Опоры или лапы крепятся к аппарату путем сварки или с помощью болтов, как правило, через подкладные листы, приваренные к корпусу. Конструкция, материал лап и опор, а также место и способ их крепления к корпусу регламентируются технической документацией и определяются при проектировании аппарата. На рис.9.12 показан подогреватель сетевой воды, установленный на две седловые опоры.
Рис. 9.12. Горизонтальный подогреватель сетевой воды на седловых опорах
9.3.	Изготовление и сборка трубной системы аппаратов
Трубная система кожухотрубных теплообменных аппаратов состоит из трубных досок (решеток) и промежуточных перегородок (продольных или поперечных), образующих каркас, в который устанавливаются теплообменные трубки.
Трубные доски (рис. 9.13) изготавливают из стальных листов или поковок (в особых случаях — из других металлов и сплавов), перегородки — из стальных листов необходимой толщины. Отобранные по качеству и размерам листы правят на листоправильных вальцах. На выправленных листах размечают контуры для вырезки трубной доски и, если необходимо, — для обработки поверхности под фланец. Вырезку заготовок для трубных досок и перегородок производят автоматической или полуавтоматической газовой или плазменно-дуговой резкой. Вырезанные заготовки трубных досок обрабатывают по торцу и по плоскости, а заготовки перегородок — только по торцу. При изготовлении трубной доски для многоходового (по внутри-трубному пространству) теплообменного аппарата чистовой обработке подвергают либо всю ее поверхность со стороны камеры (что необходимо для герметичного соединения доски с перегородкой камеры), либо под перегородками выбирается канавка для закладки уплотнительного материала. Обработку трубных досок производят на карусельных, фрезерных и строгальных станках.
После наружной обработки заготовку размечают под сверление отверстий для трубок, болтовых соединений, анкерных и каркасных связей. Для обеспечения соосности отверстий в трубных досках и промежуточных перегородках аппарата отверстия под трубки сверлят по кондуктору или пакетом, либо на станках с числовым программным управлением по специальной программе. При сверлении пакетом размечают одну заготовку, после чего доски и перегородки собирают в пакет и стягивают болтами. На радиально-сверлильном станке производят сначала центровку (сверлом малого диаметра), а затем сверление и зенкерование отверстий инструментом требуемого диаметра.
Подготовленные трубные доски и перегородки собирают в каркас, при этом тщательно выставляют их относительно друг друга для обеспечения соосности отверстий под теплообменные трубки, необходимого расстояния между трубными досками и перегородками, габаритных размеров трубной системы и соединяют между собой посредством каркасных связей (изготовленных из стальных труб или сортового и фасонного проката), путем сварки или с помощью болтов. В некоторых конструкциях в качестве каркасных связей используют стяжки (длинные шпильки с резьбой на концах), которыми через дистанционные втулки стягиваются элементы каркаса. На специализированных предприятиях сварку каркасов трубных систем производят в специальных приспособлениях — сборочных кондукторах. В ряде конструкций одну или обе трубные доски до или после наборки теплообменных трубок приваривают к обечайке аппарата.
Заготовка трубок. Трубки из определенного, ранее выбранного (см. гп. 8) материала отбирают по диаметру, длине и качеству. Затем трубки выборочно испытывают — по несколько штук из каждой партии на растяжение, на раздачу, на загиб, т.е. на отсутствие изломов и трещин при загибе под определенным углом, зависящим от материала, размеров и толщины стенки трубок, а также на внутреннее давление (в соответствии с ГОСТом) и на отсутствие остаточных напряжений.
а
Рис. 9.13. Трубные доски теплообменных аппаратов.
а — конденсатор, б — подогреватель низкого давления
б
Для сборки U-образных трубных систем аппаратов (рис. 9.14) трубки изгибают по шаблонам на трубогибочных станках с электромеханическим, гидравлическим или ручным приводом. В зависимости от материала, диаметра и радиуса гиба трубки гнут в холодном или в горячем состоянии, пустыми или (для уменьшения овальности в месте гиба) набитыми сухим песком либо используют дорн (цилиндрическую оправку), установленный внутри трубы в месте начала гиба. Подготовленные трубки обрезают либо на трубоотрезных или токарных станках, либо дисковыми пилами или абразивными кругами. Перед заведением трубок в трубную доску проверяют зачистку их концов и состояние внешней и внутренней поверхностей. При сборке прямые трубки вставляют в отверстие одной доски и прогоняют через перегородки по всей длине до другой трубной доски; U-образные трубки вставляют в перегородки, а затем в трубную доску с внутренней стороны обоими концами одновременно.
Закрепление трубок в трубных досках теплообменных аппаратов чаще всего реализуется за счет развальцовки их концов, так как при этом способе закрепления можно заменять трубки при появлении в них дефектов. Приварка трубок применяется в тех случаях, когда в теплообменном аппарате устанавливают стальные трубки и требуется повышенная герметичность (см. рис. 1.11).
Развальцовка является наиболее распространенным способом крепления трубок. Конструктивные схемы вальцовок с тремя коническими роликами, установленными под углом 120° друг к другу по периметру вальцовки, и центральным нажимным конусом (веретеном) представлены на рис. 9.15. Вальцовки обычно имеют электрический или пневматический привод [66].
Рис. 9.14. Трубная система из U-образных трубок для подогревателя низкого давления
Рис. 9.15. Конструктивные схемы вальцовок. а — винтовая, б — самоподающая простая, в — самоподающая с отбуртовочными роликами; 1 — корпус, 2 — конус (веретено), 3 — ролики вальцовочные, 4 — ролики отбуртовочные, 5 — нажимной винт
В ПНД с нержавеющими трубками турбоустановок АЭС применяется вальцевание взрывом с последующей приваркой. Однако этот способ закрепления трубок может быть осуществлен только в специальных условиях.
Более эффективным, чем обычное вальцевание, является способ, основанный на применении кольцевых рельефов в отверстиях трубной доски (см. рис. 9.16). Для формирования микрорельефов методом ротационного выкатывания применяется специальный инструмент, основными конструктивными элементами которого являются коническое веретено, сепаратор, упорная муфта и шарики. Инструмент устанавливается в сверлильный станок или в ручную машину с пневмо- или электроприводом. Момент завершения процесса формообразования контролируется по осевому перемещению конического веретена.
Контроль качества соединений трубок и трубных досок осуществляют в основном по результатам гидроиспытаний.
Рис. 9.16. Применение кольцевых рельефов в трубных досках.
а — отверстие в трубной доске с кольцевыми рельефами, б — узел крепления трубки в трубной доске после вальцевания
Качество вальцевания оценивают по величине степени развальцовки,вычисляемой по формуле (1.5). На практике , однако, часто пользуются другим методом. Для получения надежного соединения трубки с трубной доской необходимо выполнить следующее условие (см. рис. 9.17):
D’ = D + А + Л- S,
где D' — расчетный внутренний диаметр трубки после развальцовки;
Da — внутренний диаметр трубки до развальцовки;
Л — диаметральный зазор между трубкой и трубной доской (А = Domi - DH);
К — коэффициент, учитывающий тип теплообменного аппарата, ЛГ = 0,1 — для конденсаторов, маслоохладителей, подогревателей;
S — толщина стенки трубки.
Рис. 9.17. Схема расчета внутреннего диаметра трубки после развальцовки
Практикум. Определить расчетный внутренний диаметр трубки после развальцовки, если наружный диаметр равен D* = 16,0 мм, внутренний диаметр Do = 14,0 мм, а диаметр отверстия в трубной доске — Doiru = 16,3 мм.
Толщина стенки трубки равна S = (7>я -DJ/2 = (16,0 - 14,0) /2=1 мм.
Диаметральный зазор между трубкой и трубной доской составляет А = Z) — D = 16,3 -- 16,0 = 0,3 мм.
При К = 0,1 расчетный внутренний диаметр трубки после развальцовки:
D'=D + A + К4 = 14,0 + 0,3 + 0,1-1 = 14,4 мм.
Для предотвращения подрезки трубок краем отверстий в трубной доске развальцовка трубок выполняется не на всей толщине трубной доски, а на участке, составляющем не менее 2/3 толщины трубной доски. Для предупреждения чрезмерного утонения стенки трубок, что может вызвать их поломку или появление кольцевых трещин, применяются автоматические устройства, ограничивающие крутящий момент на конце вальцовки.
На ряде отечественных заводов, изготавливающих энергетические теплообменные аппараты, для крепления трубок в трубных досках применяется установка электрогидроимпульсной развальцовки трубок, которая использует энергию, выделяемую при высоковольтном электрическом разряде на взрывающейся проволоке унифицированного электровзрывного патрона, заполненного водой. Несмотря на ряд преимуществ, данная установка пока не нашла широкого применения.
При использовании трубок из пластичных материалов (например алюминиевых сплавов), когда вальцевание не обеспечивает достаточной герметичности, концы трубок в трубных досках могут крепиться с помощью запрессовываемых втулок.
9.4.	Требования к сварным соединениям элементов конструкции аппаратов
Сварка служит важнейшим технологическим процессом, обеспечивающим при сборке стальных элементов высокую прочность и герметичность соединения, высокую производительность труда и значительную экономию металла.
Стальные элементы теплообменных аппаратов сваривают, как правило, методом электродуговой сварки (ручной, полуавтоматической, автоматической под флюсом, электрошлаковой, аргонодуговой).
Способы получения сварных соединений, типы сварных швов, сварочные материалы (электроды, присадочные материалы, флюсы, защитные газы) и режимы сварки регламентируются стандартами и выбираются при проектировании аппарата и разработке технологического процесса его изготовления в зависимости от видов применяемых сталей, толщины свариваемых элементов, мест расположения сварных швов и условий работы теплообменного аппарата. Надежность сварных соединений во многом зависит от правильного выбора и соблюдения технологии сварки и качества применяемых сварочных материалов, которые в обязательном порядке проверяются на соответствие требованиям стандартов. Сварочные работы производятся на специально выделенных участках, имеющих сварочное и вспомогательное оборудование и сварщиков высокой квалификации.
К сварке сосудов, работающих под давлением, допускаются сварщики, имеющие удостоверение, выданное квалификационной комиссией после испытания сварщика в соответствии с «Правилами» Госгортехнадзора [12]. Каждый сварщик имеет личное клеймо, которое наносится на все выполненные им швы и регистрируется в паспорте аппарата. Квалификация сварщиков и качество сварочных материалов регулярно проверяется путем выполнения контрольных сварных соединениий.
Качество сварных швов непосредственно влияет на надежность теплообменных аппаратов и на безопасность их эксплуатации. Согласно «Правилам» Госгортехнадзора, сварные швы сосудов, работающих под давлением, подвергаются внешнему осмотру и измерению, механическим испытаниям на контрольных образцах, вырезанных из сварных соединений, просвечиванию гамма-лучами, ультразвуком, исследованию макро- и микроструктуры и гидравлическим испытаниям. Результаты испытаний заносятся в паспорт сосуда.
Внешнему осмотру и измерению подвергают все сварные швы. В соответствии с ГОСТ 3242 при внешнем осмотре обращают внимание на трещины в шве и в околошовной зоне, которые могут появиться из-за неравномерной усадки металла шва при его затвердевании. В сварном шве не должно быть наплывов, подрезов и пористости, а также отступлений от формы и размеров, заданных в чертеже.
Механическим испытаниям подвергают образцы, вырезанные при сварке листов из контрольных пластин, а при сварке труб — из контрольных стыков. Меха-
нические испытания включают испытания на растяжение, на изгиб или сплющивание, а в некоторых случаях — на ударную вязкость. Результаты испытаний считаются неудовлетворительными, если показатели свойств хотя бы одного из образцов выходят более чем на 10 % за допускаемые пределы.
Металлографические исследования проводят в тех случаях, когда аппарат предназначен для работы при температуре выше 450 °C или при давлении более 5 МПа, а также когда теплообменник изготавливается из легированной стали, склонной к подкалке. В процессе металлографического исследования выявляют макро- и микроскопические дефекты сварного шва: непровары, трещины, поры и шлаковые включения, а также определяют макро- и микроструктуру металла шва и зоны термического влияния сварки. Образец для металлографического исследования вырезают из контрольной пластины или из контрольного стыка поперек оси шва. Если металлографическое исследование дало неудовлетворительные результаты, то аппарат к эксплуатации не допускается.
Сварные швы всех сосудов, работающих под давлением, должны подвергаться контролю методом рентгена- или гамма-просвечивания. В зависимости от давления, под которым будет работать сосуд, и температуры рабочей среды «Правила» Госгортехнадзора устанавливают процент длины сварных швов, подлежащих просвечиванию. Длина участков швов, подлежащих просвечиванию, колеблется в пределах от 10 до 100 % полной длины шва. Небольшие трещины и непровары просвечиванием не обнаруживаются, поэтому для их выявления лучше проверять шов ультразвуком.
Все дефекты сварных швов, выходящие за допустимые пределы, вырубают, а места вырубки заваривают. После заварки дефектных мест сварной шов повторно просвечивают либо подвергают контролю с помощью проникающих жидкостей или магнитопорошковым методом.
Термообработка. При сварке деталей в них возникают внутренние напряжения. Это происходит по ряду причин. Неравномерный нагрев металла приводит к тому, что менее нагретые участки препятствуют расширению сильно нагретой зоны сварного шва, при затвердевании металла происходит усадка—уменьшение объема металла и увеличение его плотности; кроме этого, в зоне сварного шва происходит изменение структуры металла (изменение размеров и расположения зерен), особенно при сварке легированных сталей. Сварочные напряжения приводят к деформации конструкции и появлению трещин. Особенно опасны остаточные напряжения, которые не исчезают после окончания сварки и остывания конструкции. Для снятия остаточных напряжений сварные соединения подвергают термообработке — нагреву до определенной температуры, выдержке и охлаждению. Режим проведения термообработки, а также ее необходимость определяются классом свариваемых сталей (углеродистых, низколегированных, высоколегированных), толщиной свариваемых элементов, условиями работы аппарата (рабочей средой, температурой, давлением) и регламентируются нормативно-техническими документами.
Сварные сосуды, предназначенные для работы под давлением, обязательно подвергают гидравлическим испытаниям для проверки их прочности и герметичности.
9.5.	Сборка теплообменных аппаратов
Сборка теплообменных аппаратов на заводе-изготовителе до отправки к месту монтажа необходима для подгонки и выверки деталей, а также для проведения гидравлических испытаний.
Детали и узлы (сборочные единицы) аппарата, подготовленные к сборке, направляют после прохождения технического контроля на сборочный участок. Сборка теплообменных аппаратов производится в соответствии с технологической схемой, разработанной в процессе проектирования аппарата. Технологическая схема сборки может быть основана на операциях сборки как отдельных деталей в узлы, так и укрупненных узлов аппарата.
Для удобства сборочных работ и соответствия последовательности сборки аппарата технологической карте детали и узлы часто маркируют условными обозначениями в порядке их собираемости. Для сокращения сроков и повышения производительности труда участки сборки оборудованы подъемно-транспортными устройствами, приспособлениями для вращения, кантования, закрепления, упора, прихватки, измерения, контроля и испытания узлов и изделий, а также имеются необходимые электрические и пневматические инструменты.
После завершения сборки на заводе-изготовителе производится гидравлическое испытание аппарата с целью выявления дефектов изготовления и сборки аппарата, а также герметичности трубной системы и аппарата в целом. Гидравлические испытания при проведении приемочного контроля должны производиться в соответствии с требованиями «Правил» Госгортехнадзора при давлении, не превышающем указанного в сборочном или монтажном чертеже. При проведении испытаний трубное и межтрубное пространство аппарата испытывается отдельно. Обнаруженные дефекты устраняются. Затем производится окончательная сборка теплообменного аппарата.
Каждый аппарат должен иметь табличку (ГОСТ 12971), которая размещается на видном месте.
Приемка теплообменного аппарата после испытаний производится отделом технического контроля предприятия-изготовителя в соответствии с «Правилами» Госгортехнадзора. Аппарат также проверяется на соответствие рабочей документации с точки зрения качества выполнения, очистки внутренних и наружных поверхностей, комплектности поставки, правильности маркировки. По результатам приемочных испытаний составляется акт, который прилагается к сопроводительной документации на теплообменный аппарат. Приемка готового аппарата отделом технического контроля оформляется в виде паспорта (формуляра) теплообменного аппарата.
В некоторых случаях сборка, испытание и приемка аппарата на заводе-изготовителе невозможны из-за больших габаритов или неразборной конструкции, поэтому такой аппарат (например конденсатор турбины большой мощности) собирается и испытывается только после монтажа непосредственно на ТЭС.
Для подготовки теплообменного аппарата к транспортировке устанавливаются заглушки на всех подводящих трубопроводах и разъемах, аппарат очищается, а все сборочные единицы консервируются и маркируются. Готовый к отправке аппарат
комплектуется штатной контрольно-измерительной и регулирующей аппаратурой.
В комплект поставки должна входить следующая техническая документация:
° паспорт теплообменного аппарата;
° эксплуатационная и ремонтная документация, содержащая требования по монтажу, эксплуатации, ремонту и консервации аппарата;
• акт внутреннего осмотра аппаратов, поставляемых заказчику в собранном виде, составленный перед окончательной сборкой на предприятии-изготовителе.
9.6.	Монтаж и испытание аппаратов
Теплообменные аппараты доставляются заводом-изготовителем к месту монтажа, как правило, полностью в собранном виде. Если по условиям транспортирования аппараты не могут быть поставлены в сборе, то допускается их поставка в виде ограниченного числа укрупненных узлов.
Сборочные работы на монтаже заключаются в установке аппаратов на фундаменте, установке и присоединении вспомогательного оборудования, трубопроводов, установке приборов теплового контроля и автоматического регулирования. Одновременно осуществляется наладка их работы в целях подготовки аппаратов к эксплуатации.
Для проверки качества заводского изготовления аппаратов на монтаже проводят следующие виды работ:
•	наружный осмотр элементов теплообменных аппаратов с целью выявления отклонений от геометрических размеров и наличия коррозии отдельных деталей;
°	наружный осмотр сварных швов для выявления непроваров, кратеров и пористостей, выходящих наружу, смещений кромок стыкуемых элементов сверх допустимых правилами Госгортехнадзора размеров;
•	ревизию запорной и регулирующей арматуры до установки ее на месте;
° лабораторную проверку аппаратуры КИП и автоматики.
Проектом производства монтажно-сборочных работ предусматривается обычно следующая последовательность операций монтажа:
1.	Установка корпуса аппарата на фундамент.
2.	Установка обслуживающих площадок и лестниц.
3.	Подгонка и присоединение всех трубопроводов.
4.	Установка арматуры и контрольно-измерительных приборов.
5.	Герметизация мест соединения аппарата (крышек, люков, фланцев, сальниковых уплотнений и др.).
6.	Установка ограждений.
7.	Испытание аппарата на герметичность и сдача инспектору Госгортехнадзора.
8.	Пробная эксплуатация.
9.	Проведение теплоизоляционных работ.
10.	Сдача в эксплуатацию.
Для контроля за качеством и производством монтажных работ но тепломеханическому оборудованию энергоблока ведут следующую техническую документа-
цию: журналы монтажных работ, акты сдачи-приемки аппаратов из монтажа и монтажные формуляры оборудования.
Испытание для проверки на прочность и герметичность аппаратов, работающих под давлением свыше 0,07 МПа или под вакуумом, производят одним из следующих способов: гидравлическим; пневматическим; керосином; на герметичность течеискателем; флуоресцеином.
Гидравлическое испытание. В процессе сборки аппарата или всей установки производят отдельно гидравлическое испытание корпусов, трубной системы (если она извлекается из аппарата) и собранного аппарата, а также аппарата со вспомогательным оборудованием на месте эксплуатации.
Во всех случаях проведения гидравлических испытаний сосуда или аппарата вместе с ними испытываются относящиеся к ним арматура, трубопроводы и вспомогательное оборудование. Каждому теплообменному аппарату присваивают порядковый номер, который должен быть четко обозначен на видном месте корпуса.
Правилами Госгортехнадзора установлены следующие нормы испытательного давления для сосудов (кроме цельнолитых):
0 для сосудов на рабочее давление до 0,5 МПа — полуторное рабочее давление, но не менее 0,2 МПа;
• для сосудов на рабочее давление более 0,5 МПа — 1,25 рабочего давления, но не менее рабочего давления плюс 0,3 МПа;
° для сосудов, работающих под вакуумом — 0,2 МПа.
В аппарате создают испытательное давление, поддерживаемое в течение 5 мин; за это время показание манометра не должно заметно измениться. Через 5 мин давление в аппарате снижают с помощью трехходового крана до рабочего давления, которое поддерживают в течение всего периода технической приемки аппарата, но не менее 2 ч. При этом производят наружный осмотр аппарата с целью обнаружения нарушений прочности или герметичности: вспучиваний в корпусе, разрывов, трещин в швах или возле отверстий, течи и запотевания в сварных швах и в резьбовых соединениях. Район швов обстукивают молотком. При испытаниях корпуса с вставленной трубной системой или с жестко закрепленными трубками проверяют герметичность соединений трубок и трубных досок. Места с недостаточной герметичностью или прочностью отмечают мелом.
Для удобства обнаружения мест протечек в сварных соединениях сварные швы перед испытаниями окрашивают мелом, разведенным на воде, а затем просушивают. В случае дефекта в местах пропусков воды при гидравлическом испытании образуются влажные пятна, хорошо видимые на меловом покрытии. Дефектные места в сварных швах вырубают на всю глубину и вновь заваривают ручной дуговой сваркой. Трубки с признаками протечек в месте закрепления (течи, слезинки, запотевания) подвальцовывают, подваривают, заглушают или заменяют новыми. Подвальцовка дает положительный результат только в том случае, когда деформация трубок и трубной доски происходит в пределах упругой области.
После устранения обнаруженных дефектов обязательно проводят повторное гидравлическое испытание в прежнем порядке.
Результаты гидравлического испытания признают удовлетворительными, если в течение 2 ч снижение давления по манометру не превышает 5% испытательного
давления. Результаты гидравлического испытания заносят в паспорт аппарата.
Для создания условий безопасности в процессе работ, связанных с гидравлическими испытаниями и устранением дефектов, все работы производятся при надежной изоляции испытательного стенда от других рабочих мест в цехе. Работы по устранению дефектов (подвальцовку трубок, вырубку швов, заварку и др.) производят только на сосуде, не наполненном водой, и при атмосферном давлении.
Пневматическое испытание. Если гидравлическое испытание невозможно осуществить, например, из-за большого веса воды или трудности удаления воды, то разрешается заменять его пневматическим испытанием с помощью воздуха или инертного газа на такое же испытательное давление, как при гидравлическом способе. Пневматические испытания производят с особыми мерами предосторожности в присутствии лиц, ответственных за их проведение и за технику безопасности.
Испытание керосином. Обнаружение течи в аппаратах с трубками, приваренными к трубным доскам, представляет большие трудности. Гидравлическое испытание водой не дает, как правило, хороших результатов, так как микроскопические трещины в сварных швах обнаруживаются только при испытательном давлении и при рабочей температуре. Создание рабочих условий во время испытаний не всегда осуществимо. В таких случаях хорошие результаты дает гидравлическое испытание трубной системы или всего аппарата керосином. Для обнаружения протекания керосина поверхности трубных досок и сварных швов с наружной стороны окрашивают меловым раствором и просушивают. Наполненный керосином аппарат выдерживают в течение 30...50 мин. Если по истечении этого времени на окрашенных местах не появятся желтые пятна, то герметичность швов признается удовлетворительной.
Испытание течеискателем. Установки и аппараты, работающие под разрежением, должны удовлетворять требованиям высокой герметичности. Вакуумные испытания аппаратов и установок производят при помощи течеискателей.
Перед испытанием отверстия смонтированного аппарата или установки герметически закрывают пробками или заглушками. После этого производят предварительное испытание на герметичность воздухом или инертным газом под давлением. Затем устраняют дефекты в швах и в разъемных соединениях, обнаруженные путем обмыливания. Убедившись в отсутствии видимых утечек, приступают к откачке из аппарата или установки воздуха вакуум-насосом. По достижении постоянного рабочего вакуума дальнейшее определение мест проникновения воздуха производят течеискателем.
В качестве примера рассмотрим работу галоидного (ионизационного) течеис-кателя. Принцип его действия основан на эффекте эмиссии положительных ионов, испускаемых раскаленной платиной, который резко возрастает в присутствии паров галоидов. Газ, содержащий галоид, находится в сжатом состоянии в баллоне, оттуда он выходит через редукционный клапан, гибкий шланг и сопло. Струю выходящего из сопла газа направляют в те места, в которых предполагается наличие дефектов. Если они действительно имеются, то газ проникает в аппарат, а затем достигает трубопровода для отсоса воздуха. Датчик галоидного течеискателя целесообразно располагать в этом трубопроводе ближе к аппарату, что обеспечивает быстрое и надежное обнаружение газа, содержащего галоид. В качестве вещества,
содержащего галоид, хорошо зарекомендовал себя фреон-12 (CF2C12). Малые его концентрации внутри аппарата дают резкое повышение эмиссии ионов, испускаемых раскаленной платиной.
Испытание флуоресцеином. Одним из самых надежных и быстрых методов обнаружения нарушения герметичности в аппаратах, предназначенных для работы под вакуумом, является люминесцентный метод с использованием флуоресцеина (диоксифлуорана) С20Н12О15 — органического соединения (красный кристаллический порошок), слабо растворимого в воде. Флуоресцеин легко смывается водой, нетоксичен, коррозионно не активен, в щелочных растворах сильно флуоресцирует. Паровое пространство конденсатора заполняют конденсатом. Через люк или штуцер в конденсатор заливают раствор флуоресцеина. Наиболее благоприятная концентрация флуоресцеина в воде — 7... 10 мг/л. После заполнения парового пространства конденсатора раствором флуоресцеина трубные доски и другие места возможных протечек облучают переносной ультрафиолетовой лампой. Вода, содержащая флуоресцеин, светится под действием ультрафиолетового облучения ярким желто-зеленым светом, отчетливо выявляя малейшие протечки на обследуемой поверхности. Во время облучения поверхности ультрафиолетовыми лучами вблизи не должно быть белого света, так как при этом эффект свечения флуоресцеина резко снижается. Качество контроля повышается при увеличении давления воды в аппарате до 0,1...0,2 МПа.
9.7.	Пуск и наладка
Пусконаладочные работы являются завершающей стадией строительных и монтажных работ и составляют важнейший этап окончательной подготовки оборудования к промышленной эксплуатации.
Основной задачей пусконаладочных работ является обеспечение сдачи в эксплуатацию смонтированного оборудования в работоспособном состоянии, отвечающем требованиям ПТЭ, правил Госгортехнадзора, правил техники безопасности. Пусконаладочные работы на теплообменном оборудовании производятся в системе пусконаладочных работ всей турбоустановки.
При проведении пусконаладочных работ необходимо:
°	установить соответствие смонтированного оборудования проекту и техническим требованиям;
°	испытать на герметичность и прочность все смонтированные теплотехнические элементы оборудования;
°	оформить необходимую техническую документацию (монтажные формуляры, акты, протоколы, заключения, журналы и т. д.) по сдаче-приемке смонтированного оборудования;
°	провести индивидуальное опробование смонтированного оборудования и определить пригодность его к последующей эксплуатации;
°	сдать органам Госгортехнадзора и другим инспекциям подведомственное им оборудование;
°	опробовать совместную работу турбоустановки и вспомогательного теплообменного оборудования при полной нагрузке.
Пуск и наладку теплообменных аппаратов осуществляет эксплуатационный персонал или специализированные организации при участии (в случае необходимости) представителей заводов-изготовителей.
Пусконаладочные работы по своему характеру и содержанию делятся на подготовительные, предпусковые, пусковые, комплексное опробование и режимноналадочные.
В объем подготовительных работ входят изучение проекта, разработка временных эксплуатационных инструкций и оперативных схем, подготовка к обслуживанию оперативного и инженерно-технического персонала, разработка графиков, схем и рабочих программ проведения предпусковых и пусковых операций, проверка качества заводского изготовления элементов оборудования и аппаратуры, контроль за качеством проведения монтажных работ.
Предпусковые работы включают в себя гидравлические испытания и поузло-вую приемку оборудования на монтаже, опробование системы подвода теплоносителей, наладку и опробование технологических защит, блокировок и сигнализации, подготовку к включению автоматических регуляторов, проверку и наладку контрольно-измерительных приборов (КИП).
Пусковые работы включают в себя рабочее опробование теплообменного аппарата.
Теплообменные аппараты и установки, а также вспомогательное оборудование к ним и трубопроводы, наружная стенка которых имеет температуру выше 50 °C, после монтажа и испытаний должны быть покрыты тепловой изоляцией.
Тепловая изоляция предназначена для уменьшения потерь теплоты при эксплуатации аппаратов; поддержания требуемой температуры при наименьших затратах энергии; повышения эффективности работы теплообменного оборудования вследствие стабильности теплового режима; создания нормальных санитарно-гигиенических и безопасных условий труда путем сохранения нормальной температуры в рабочих помещениях и предохранения обслуживающего персонала от ожогов; выравнивания температур внутренней и наружной поверхностей корпуса аппарата, что способствует снижению температурных напряжений в аппаратах; защиты теплообменных аппаратов от влияния внешней коррозии и, следовательно, продления срока их службы.
Показателями тепловой эффективности изоляции служат величины потерь теплоты в окружающую среду и расхода изоляционных материалов, приходящиеся на 1 м2 изолированной поверхности. Температура наружной поверхности изоляции не должна превышать 45 °C при температуре окружающего воздуха +25 °C.
К теплоизоляционным материалам предъявляют следующие основные требования:
1.	Низкая теплопроводность. Теплопроводность изоляционных материалов зависит от их структуры, пористости, влажности и температуры.
2.	Малый объемный вес. Объемный вес изоляционных материалов находится в пределах от 100 до 400 кг/м3. Объемный вес одного и того же материала колеблется в зависимости от пористости, степени слежалости и влажности. Материалы с малым объемным весом имеют, как правило, низкую прочность, что требует усиленной конструкции защитного покрытия.
3.	Низкая гигроскопичность и способность мало набухать при погружении в воду.
С увеличением влажности увеличиваются теплопроводность и объемный вес изоляции и снижается ее механическая прочность.
4.	Высокая тепло- и температуростойкость. Теплостойкостью называется способность материала выдерживать без существенного изменения свойств многократные резкие изменения температуры. Чувствительность теплоизоляционного материала к резким колебаниям температуры снижается с увеличением его пористости.
Температуростойкостью называется способность материала сохранять свойства под воздействием высоких температур. Изоляционный материал не должен гореть и поддерживать горение, а также не должен тлеть при удалении пламени.
5.	Прочность изоляционных материалов колеблется в широких пределах. Прочность теплоизоляционной конструкции может быть повышена путем устройства каркаса, наложения специальных укрепляющих слоев, а также создания прочного наружного слоя.
6.	Низкие воздухо- и паропроницаемость. Если изоляционный материал легко пропускает пары, то к стенке сосуда могут проникать холодный воздух или пары, вызывая (кроме охлаждения) увлажнение, коррозию и разрушение стенки и изоляционных конструкций.
7.	Теплоизоляционный материал не должен вызывать коррозию оборудования и креплений или способствовать ей.
8.	Высокая биостойкость. Изоляционный материал должен быть устойчив против гниения, не должен способствовать развитию микроорганизмов и насекомых, а также не должен быть съедобным для грызунов.
9.	Отсутствие специфического запаха, а также выделения в процессе эксплуатации вредных газов.
10.	Дешевизна, доступность, хорошая формуемость.
Каждый теплоизоляционный материал отвечает обычно не всем из этих требований. В каждом конкретном случае выбор изоляционного материала и конструкции изоляции следует производить на основе технико-экономических обоснований.
Для предупреждения появления трещин в тепловой изоляции оставляют температурные швы, заделываемые асбестовым шнуром или другим мягким материалом.
При установке теплообменных аппаратов на открытом воздухе тепловая изоляция должна быть защищена гидроизоляционным покрытием.
Теплообменный аппарат, трубопроводы и вспомогательное оборудование после наложения тепловой изоляции должны быть окрашены лаком или краской, стойкими против паров и газов, присутствующих в помещении. Окраску следует производить не реже одного раза в два года.
Сдача аппарата в эксплуатацию производится в процессе приемо-сдаточных испытаний, когда осуществляются проверка и настройка защитных систем, систем поддержания уровня конденсата в теплообменном аппарате, а также предохранительных систем. Приемо-сдаточные испытания должны предусматривать также проверю/ основных показателей работы аппарата при номинальной тепловой нагрузке и номинальных параметрах теплоносителей. Если по условиям эксплуатации турбо-
установки номинальные нагрузки и параметры не могут быть обеспечены, то испытания следует проводить при максимально возможной нагрузке, но не менее 30% от номинальной, при этом результаты испытаний должны соответствовать значениям, приведенным в расчетных тепловых и гидравлических характеристиках, которые содержатся в эксплуатационной документации завода-изготовителя.
Принимаемые в эксплуатацию теплообменные аппараты должны быть установлены в соответствии с проектом и отвечать требованиям ПТЭ, Госгортехнадзора, а также нормам по технике безопасности и противопожарной технике.
Перед пуском в эксплуатацию теплообменных аппаратов приемочной комиссии должны быть представлены следующие документы:
•	утвержденный технический проект с расчетами и пояснительной запиской;
•	исполнительные чертежи и схемы установки со всеми трубопроводами и нанесенными на них под номерами арматурой и контрольно-измерительными приборами;
•	сводная инвентарная опись оборудования установки;
•	ведомость имевших место отклонений от утвержденного проекта с пояснением причин этих отклонений;
•	паспорт и протоколы испытаний оборудования на заводах-изготовителях (если они производились), осмотров и пробных пусков;
•	протоколы гидравлических и тепловых испытаний, проведенных после окончания строительно-монтажных работ на месте установки;
•	шнуровые книги (на оборудование и трубопроводы, подлежащие проверке Инспекцией Госгортехнадзора) с записью инспектора о разрешении на ввод в эксплуатацию;
•	инструкция по эксплуатации и ремонту оборудования;
•	положение о правах и обязанностях для должностных лиц, обслуживающих оборудование.
Для обеспечения пуска, правильного режима работы, остановки и безопасности в эксплуатации на теплообменных аппаратах устанавливается следующая арматура:
•	запорные приспособления для отключения аппарата от трубопроводов;
•	приспособления для выпуска находящихся в аппарате теплоносителей;
•	манометры, снабженные приспособлением для дополнительной установки контрольных манометров.
Вентили и задвижки аппаратов и трубопроводов должны быть снабжены надписями с номерами, согласно инструкции и схеме теплообменной установки, указателями направления движения теплоносителя. Если вентили и задвижки недоступны для непосредственного обслуживания или когда непосредственное обслуживание затруднено, их снабжают дистанционным управлением.
Манометры должны быть проверены и опломбированы. Манометр следует выбирать с такой шкалой, чтобы при рабочем давлении стрелка его находилась в средней трети шкалы. На циферблате манометра должен быть указатель, проходящий через деление разрешенного рабочего давления. Класс точности манометра должен быть равен 1,5, т.е. погрешность не должна превышать 1,5% предельного показания шкалы.
Контрольно-измерительные приборы устанавливают так, чтобы их показания можно было легко наблюдать и чтобы обслуживающий персонал мог контролировать исправность их работы. Для этого устанавливают оперативный щит с указывающими приборами, а также сигнальными системами.
Для измерения температуры, расхода, давления и разрежения применяют приборы, отвечающие предельным параметрам измеряемого теплоносителя и установленному классу в соответствии с ГОСТом.
Перед пуском аппарата необходимо произвести его химическую очистку. Целью предпусковой химической очистки является удаление из вновь смонтированного оборудования загрязнений, ржавчины, сварочного грата, окалины, масла и смазки, набивочного и прокладочного материалов и т.п.
Несмотря на различие применяемых химических реагентов и разновидностей технологии, весь процесс химической очистки можно разделить на следующие последовательно осуществляемые этапы:
•	предварительная водная промывка при максимально возможных скоростях воды;
•	предварительное щелочение;	*
•	обработка отложений основными реагентами;
•	удаление отработанного промывочного раствора;
•	нейтрализация остатков реагентов;
•	химическая пассивация очищенных поверхностей.
Пусковая комиссия после выполнения предпусковых и пусковых работ, а также устранения всех выявленных недоделок и дефектов составляет акт готовности оборудования к комплексному опробованию, который является основным документом для проведения пуска и опробования энергоблока под нагрузкой. С этого момента за сохранность оборудования и эксплуатацию его в соответствии с действующими инструкциями отвечает эксплуатационный персонал электростанции.
Комплексное опробование считается проведенным при условии нормальной и непрерывной работы основных агрегатов и при одновременной или поочередной работе всего вспомогательного оборудования энергоблока по проектной схеме, с КИП, технологическими защитами и блокировками, автоматикой и дистанционным управлением, предусмотренным проектом, под полной нагрузкой при номинальных параметрах. Началом комплексного опробования считается момент включения генератора в сеть, окончанием — непрерывная работа энергоблока под нагрузкой в течение 3 сут (72 ч).
После комплексного опробования и устранения выявленных дефектов и недоделок приемочная комиссия производит приемку энергоблока в эксплуатацию с оформлением соответствующего акта.
Устранение всех выявленных в процессе монтажа и в период гарантийного срока заводских дефектов теплообменных аппаратов производственного и технологического характера производится заводом-изготовителем в кратчайший технически возможный срок (или по взаимному соглашению с заказчиком) за счет средств завода-изготовителя. Упомянутые дефекты должны фиксироваться совместным актом представителя заказчика и изготовителя. Устранение повреждений оборудо-
вания, полученных в результате неправильного хранения, складирования и неправильных действий эксплуатационного персонала, производится силами заказчика и за его счет.
Все дополнительные работы сверх проекта, рекомендуемые эксплуатацией, наладочными, научно-исследовательскими и другими организациями для повышения надежности, эффективности и экономичности работы оборудования, рассматривает пусковая комиссия, которая устанавливает необходимость и сроки выполнения этих работ после комплексного опробования.
Примеры пуско-наладочных работ
Рассмотрим примеры наиболее характерных пуско-наладочных работ для конкретных аппаратов.
Пусковая наладка конденсационных установок и подогревателей системы регенерации включает в себя гидравлические испытания, допусковую наладку систем защиты и автоматики ПНД и ПВД пуск конденсатных насосов (КЭН-I) с последующей водной отмывкой конденсатного тракта и паровых пространств, включение эжекторов и пробный набор вакуума.
При приемке конденсатора из монтажа проверяют надежность подсоединения конденсатора к ЦНД, подливку опор, передачу нагрузки от конденсатора на опорные пружины и натяг этих пружин, отсутствие защемления корпуса конденсатора, наличие и правильность установки пароотбойных щитков, правильность установки водоуказательных приборов, датчиков КИПиА, герметичность закрытия люков и крышек с водяной и паровой сторон, правильность выполнения компенсирующих устройств конденсатора, правильность сборки атмосферных клапанов (целостность мембран, соответствие их толщины и др.), качество вальцовки трубок.
Герметичность вакуумной системы турбоустановки проверяют свободным заливом в нее воды без давления. Перед заполнением системы между опорной рамой конденсатора и фундаментом устанавливают временные металлические подпорки, что исключает передачу нагрузки (веса воды) на пружины. Вакуумную систему заполняют обессоленной водой до появления ее из концевых уплотнений турбины, наблюдая за подъемом уровня через открытый люк на выхлопной части ЦНД. По мере подъема уровня проверяют (повторно) качество вальцовки, герметичность сварных швов и фланцевых соединений на конденсатосборнике, трубопроводах, корпусах ПНД и ПВД, в соединении горловины конденсатора с выхлопными патрубками турбины, а также герметичность сальников арматуры.
Подогреватели системы регенерации перед вводом в эксплуатацию подвергают внутреннему и наружному осмотру. При осмотре подогревателей обращают внимание на выявление возможных трещин, коррозии на стенках и в сварных швах, на наличие и правильность установки пароотбойных щитков и перегородок, правильность установки водоуказательных приборов, датчиков КИПиА, надежность крепления подогревателей на опорных лапах.
Гидравлические испытания подогревателей, работающих под избыточным давлением при температуре до 200 °C, производят пробным давлением в соответствии с правилами Госгортехнадзора.
На основании письменного заявления руководства электростанции, паспорта подогревателя установленной формы, схемы включения подогревателя, выполненной в соответствии с проектом и Правилами Госгортехнадзора, его регистрируют в органах Госгортехнадзора. После регистрации и технического освидетельствования (внутренний осмотр, гидравлические испытания) инспектором Госгортехнадзора дается разрешение на пуск подогревателя в эксплуатацию.
Предпусковая наладка систем защиты ПНД заключается в опробовании защит при аварийном повышении уровней в корпусах подогревателей. При имитации аварийного повышения уровня в ПНД должна закрываться задвижка на паропроводе к аппарату, открываться задвижка на байпасе основного конденсата и после начала ее открытия — закрываться задвижки по основному конденсату на входе и выходе соответствующего подогревателя или группы ПНД.
Предпусковая водная отмывка конденсатного тракта низкого давления проводится с максимально возможными расходами воды, сначала помимо подогревателей, затем через трубную систему аппаратов со сбросом отмывочной воды в цирк-водовод по трубопроводу.
Отмывку конденсатопровода после ПНД проводят на опорожненный деаэратор со сбросом отмывочной воды по линиям дренажей и перелива в дренажные баки и далее — в промышленную ливневую канализацию. Отмывку заканчивают при содержании меди в воде после последнего ПНД не более 20 мкг/кг, железа и кремниевой кислоты не более 100 мкг/кг.
Пробный набор вакуума на турбоагрегате (включение в работу водоструйного или пароструйного эжекторов) производят после организации потока охлаждающей воды через конденсатор и наладки работы концевых уплотнений турбины.
Перед подключением по воздушной линии к конденсатору водоструйный (или пароструйный) эжектор опробуют в режиме без расхода отсасываемого воздуха. Для этого в первую очередь подают рабочую воду (пар) с давлением, достаточным для обеспечения нормальной их работы. После того как заполнится сливная труба (гидрозатворы ступеней парового эжектора) и работа сифона (гидрозатворов) станет устойчивой, а давление в приемной камере станет близким к давлению насыщения пара при температуре рабочей воды (пара), открывают задвижку на всасывающей линии.
Нормальную работу пароструйного эжектора характеризуют равномерный прогрев корпуса эжектора по высоте, отсутствие в нем стуков, нагрев охлаждающего конденсата в охладителях эжектора на 2...4 °C и равномерный выхлоп воздуха из эжектора с температурой порядка 70 °C.
При опробовании вакуумной системы определяют достигаемый вакуум при работе пусковых и основных эжекторов. При этом замеряют количество отсасываемого воздуха и устанавливают степень герметичности вакуумной системы пускаемой турбоустановки. В случае, если создаваемый при опробовании системы вакуум находится ниже 0,087 МПа (650 мм рт. ст.), а производительность эжекторов по воздуху не ниже данных, указанных в характеристике, принимают меры по выявлению источников и ограничению присосов воздуха.
Пониженная воздушная герметичность вакуумной системы при первых пусках может быть из-за протечек в следующих узлах: концевых уплотнениях турбины в
случае поддержания в них слишком малого давления уплотняющего пара; горизонтальных и вертикальных разъемах и атмосферных клапанах ЦНД; разъемах, фланцевых соединениях трубопроводов арматуры, корпусов подогревателей (плохая затяжка болтов, коробление фланцев при приварке к трубопроводам, передача на них больших усилий при тепловых расширениях и т. п.); штоках или втулках, выходящих из внутренних полостей оборудования, находящегося под вакуумом; уплотнениях вала конденсатных и сливных насосов ПНД; в непроварах стыков и трещинах трубопроводов; предохранительных клапанах в системе дренажей и воздушников трактов НД и ВД энергоблока.
Кроме указанных возможных мест присосов, воздух в конденсатор может попасть через гидрозатворы ступеней паровых эжекторов в случае выброса воды при толчках давления пара или недостаточной высоте гидрозатвора или через гидрозатвор перед водоструйным эжектором при срыве сифона в сбросном колодце.
При первых пусках турбоагрегата обычно имеют место повышенные присосы воздуха в находящуюся под водой зону вакуумной системы. Опыт пусковой наладки показывает, что насыщение кислородом конденсата на участке между конденсатором и деаэратором может происходить за счет присосов воздуха через сальники конденсатных и сливных насосов, уплотнения штоков арматуры, через фланцевые соединения насосов, вакуумных подогревателей и т. д.
Одной из основных задач при эксплуатации вакуумных систем в период комплексного опробования является поддержание присосов воздуха на уровне норм ПТЭ. Для этого требуются систематическая проверка воздушной герметичности и быстрое устранение обнаруженных дефектов.
В процессе пуска и при нормальной эксплуатации следят за уровнем воды в корпусах подогревателей, за работой регуляторов уровня и величиной нагрева воды, а также величиной недогрева воды до температуры насыщения греющего пара. Последняя величина наиболее характерна для ПНД, так как ПВД оснащаются пароохладителями и температура питательной воды может несколько превышать температуру насыщения греющего пара. Отклонение этих величин от расчетных указывает на нарушение работы подогревателей.
Температура конденсата на входе в подогреватель должна быть равна температуре конденсата на выходе из предшествующего подогревателя. Появление разницы между этими температурами указывает на пропуск арматуры на обводных трубопроводах.
Появление дефекта в трубной системе, как правило, обнаруживают по полному открытию клапана регулятора уровня и последующему росту уровня в подогревателе. Переполнение корпуса обычно сопровождается глухими ударами и вибрацией подогревателя и угрожает попаданием воды в паропровод отбора и далее в турбину. Поэтому такое повреждение требует срочного отключения подогревателя.
Пусковая наладка деаэрационных установок. По окончании монтажа деаэрационной установки производят осмотр отдельных ее узлов и устранение выявленных дефектов.
Элементы и оборудование деаэрационной установки должны отвечать следующим требованиям:
•	тарелки деаэрационных колонок устанавливаются строго по горизонтали, крепления их должны соответствовать рабочим чертежам;
•	подводящие и отводящие трубопроводы пара и воды выполняются строго симметрично по отношению к головкам баков, а при установке на энергоблоке двух деаэраторов—также к обоим аппаратам; запорные и регулирующие органы на ответвлениях должны отсутствовать;
•	бак-аккумулятор следует надежно закрепить на мертвой опоре, а подвижная (скользящая) опора должна обеспечивать свободу его тепловых перемещений;
•	элементы жесткости внутри бака-аккумулятора надежно закрепляются в местах присоединений к баку;
•	на конденсатопроводах, примыкающих к головке деаэратора, должны отсутствовать горизонтальные участки;
•	крепежные болты люков должны быть в полном комплекте и в исправном состоянии;
•	обратные клапаны на линиях дренажа ПВД, отсоса пара от штоков, клапанов турбины, от уплотнений и рециркуляции питательных насосов и на основном кон-денсатопроводе устанавливаются в соответствии с направлением движения среды;
•	водоуказательные стекла должны быть в исправном состоянии и иметь градуировочную шкалу;
•	трассы трубопроводов обвязки деаэратора и узла питания греющим паром должны исключать возможность скопления влаги в тупиковых участках (при необходимости выполняется постоянное дренирование в постоянно действующие паропроводы);
•	выхлопные трубопроводы предохранительных клапанов оснащаются устройствами для свободного слива конденсата.
Гидравлическое испытание деаэратора производят пробным давлением в 0,9 МПа (9 кгс/см2) с выдержкой в течение 10 мин. Деаэратор считается выдержавшим гидравлическое испытание, если не было обнаружено признаков разрыва, течи, слезок и запотевания сварных стыков и видимых остаточных деформаций.
Разрешение на пуск деаэратора в работу выдается инспектором Госгортехнадзора после регистрации и технического освидетельствования (внутреннего осмотра и гидравлического испытания).
До включения в работу деаэраторов производят настройку предохранительных клапанов на срабатывание при давлении на 0,02 МПа (0,2 кгс/см2) выше рабочего. Кроме того, перед каждым пуском проверяют состояние предохранительных клапанов, исправность действия блокировок по повышению (понижению) уровня воды в баке-аккумуляторе, на открытие (закрытие) задвижек трубопровода перелива, а также продувают воздухом водоуказательные стекла, открывают выпар в окружающую среду и готовят к работе КИПиА. Перед подачей пара к деаэраторам проверяют блокировки переключения питания деаэраторов паром от различных источников.
До заполнения водой пустой деаэратор прогревают сторонним паром в течение 20...30 мин и ставят под избыточное давление 0,02...0,05 МПа (0,2...0,5 кгс/см2). После этого конденсатными насосами из конденсатора турбины подают обессо-
ленную воду. Целесообразно поддерживать пониженное давление в деаэраторе, чтобы получить умеренную температуру питательной воды для заполнения холодного котлоагрегата. Если деаэратор уже был заполнен холодной водой, то для ее деаэрации создают контур циркуляции от бустерного или питательного насоса по их линиям рециркуляции и подают греющий пар в деаэрационную колонку.
Готовность деаэрационной установки к пуску энергоблока оценивают по наличию избыточного давления 0,02...0,05 МПа (0,2...0,5 кгс/см1 2), нагреву воды до 104... 105°C и по содержанию кислорода в пробе воды из деаэратора (не более 10 мкг/кг). После вывода деаэратора на режим атмосферной деаэрации начинают набор вакуума на турбоагрегате, заполняют и прокачивают питательную воду через котлоагрегат. При этом для предотвращения срыва деаэрации постепенно увеличивают расход воды до растопочного. Дальнейший пуск деаэрационной установки органически связан с пусковыми режимами энергоблока.
Главная цель наладки деаэрационной установки заключается в получении характеристик: основной — зависимости концентрации кислорода в деаэрированной воде от нагрузки деаэратора или нагрева воды, а также дополнительной — характеристики предельных режимов, т.е. зависимости предельно допустимой гидравлической или тепловой нагрузки от нагрева воды и давления в деаэраторе. Кроме того, при первых пусках выявляют влияние начального содержания кислорода обрабатываемой воды на эффективность работы деаэратора. Согласно ГОСТ 9654, деаэрационные колонки повышенного давления должны обеспечивать содержание кислорода в деаэрированной воде не более 10 мкг/кг в диапазоне изменения гидравлической нагрузки от 30 до 120 % номинальной при начальном содержании кислорода не выше 1 мг/кг.
Для непрерывного и устойчивого протекания процесса деаэрации обрабатываемой воды деаэрационная колонка должна вентилироваться достаточным количеством пара. Надежное удаление газов обеспечивается расходом парогазовой смеси из верхней части колонки в пределах 1,5...2,0 кг на 1 т деаэрированной воды.
Причины возможного ухудшения работы деаэрационной установки из-за каких-либо нарушений выявляют путем непрерывного контроля за давлением, температурой и кислородсодержанием после деаэратора, а также периодически измеряя концентрации кислорода перед деаэратором.
9.8. Контрольные вопросы
1. Из каких стадий состоит технологический процесс изготовления теп-
лообменного аппарата?________________________________________
2.	Какие виды заготовок используются при изготовлении теплообменных аппаратов? ______________________________________________
3.	Какие обечайки применяются для изготовления корпусов аппаратов?_________________________________________________________
4.	Чем отличаются днища, изготовленные холодной и горячей штамповкой? _____________________________________________________
5.	Какие компенсаторы применяются в конструкциях теплообменных аппаратов?-__________________________________________________
6.	От чего зависит чистота обработки уплотнительной поверхности фланцев теплообменных аппаратов?
7.	Из каких заготовок изготавливаются патрубки, штуцеры и гильзы?
8.	Из каких частей состоит трубная система теплообменного аппарата?
9.	Какие теплообменные трубки гнут в холодном, а какие в горячем состоянии?___________________________________________________
10.	Как оценивается качество соединения трубок и трубных досок?
11.	Каким видам контроля подвергаются сварные швы?
12.	Для каких целей проводят гидравлические испытания аппаратов?
13.	Что является основной задачей пусконаладочных работ?
14.	Ч го включают в себя подготовительные, предпусковые и пусковые
работы?_______________________________________
Глав; 10
ЭКСПЛУАТАЦИЯ ТЕПЛООБМЕННЫХ
АППАРАТОВ
10.1.	Правила технической эксплуатации
Важнейшим эксплуатационным документом, действующим на всех электростанциях, являются «Правила технической эксплуатации электрических станций и сетей Российской Федерации» (ПТЭ) [31], обязательные для электростанций, а также электрических и тепловых сетей РФ. Для эксплуатации ГТУ соответствующим документом являются «Правила технической эксплуатации компрессорных цехов с газотурбинным приводом» [42]. В ПТЭ изложены основные организационные и технические требования, предъявляемые к эксплуатации энергетических объектов, определены задачи производственной деятельности и организационная структура электростанций, сетей, энергосистем и компрессорных станций, даны основные положения по приемке оборудования в эксплуатацию, а также по организации подготовки персонала, вопросы техники безопасности и противопожарной охраны при эксплуатации оборудования. ПТЭ определяют обязанности оперативного персонала, порядок организации диспетчерской службы и средств диспетчерского и технологического управления, ремонта, а также правила ведения эксплуатационной технической документации.
ПТЭ систематически пересматриваются и переиздаются с учетом накопившегося опыта эксплуатации.
На основании основных положений ПТЭ, с учетом требований завода-изготовителя и рекомендаций головных исследовательских и наладочных организаций, разрабатываются должностные, производственные и проти-воаварийные инструкции применительно к конкретным условиям эксплуатации. Инструкции разрабатываются руководством соответствующего цеха и утверждаются главным инженером энергообъекта. Эти инструкции являются более подробным изложением ПТЭ каждого конкретного оборудования, однако ни один из пунктов этих инструкций не должен противоречить соответствующим разделам ПТЭ. Знание ПТЭ обязательно для всего обслуживающего и руководящего персонала.
Для каждого работника энергообъекта должностные инструкции определяют основные требования к работнику, служебную подчиненность, зону обслуживания, права и обязанности, ответственность.
Производственные инструкции регламентируют:
•	порядок приемки и сдачи смены;
•	порядок наблюдения, регулирования и обслуживания оборудования во время нормальной эксплуатации;
•	последовательность операций по пуску и останову оборудования;
•	порядок ремонтов, осмотров и опробования резервного оборудования;
•	предельные допустимые нормы отклонения различных параметров (давления и температуры свежего пара, давления в конденсаторе и контрольной ступени, давления и температуры масла и т. д.).
Противоаварийные инструкции определяют аварийные режимы турбоустановки и порядок ликвидации различных аварий.
Производственные и противоаварийные инструкции разрабатываются для каждого типа оборудования отдельно. В них должны быть учтены особенности конструкции каждого аппарата и местные условия. Должностные инструкции являются типовыми для всех электростанций и систем.
Точное, неукоснительное выполнение всех пунктов эксплуатационных инструкций — залог безаварийной и экономичной работы оборудования.
10.2.	Конденсационная установка
Согласно ПТЭ, при эксплуатации конденсационной установки должна быть обеспечена экономичная и надежная работа турбины во всех режимах эксплуатации с соблюдением нормативных температурных напоров (недогрев, нагрев) в конденсаторе, а также норм качества конденсата.
При эксплуатации конденсационной установки должны проводиться [31]:
•	профилактические мероприятия по предотвращению загрязнений конденсатора (обработка охлаждающей воды химическими и физическими методами, применение шарикоочистных установок и т. п.);
•	периодические очистки конденсаторов при повышении давления отработавшего пара по сравнению с нормативными значениями на 0,5 кПа из-за загрязнения поверхностей охлаждения;
•	контроль за чистотой поверхности охлаждения и трубных досок конденсатора;
•	контроль за расходом охлаждающей воды (непосредственным измерением расхода или по тепловому балансу конденсаторов), оптимизация расхода охлаждающей воды в соответствии с ее температурой и паровой нагрузкой конденсатора;
•	проверка плотности вакуумной системы и ее уплотнение;
•	присосы воздуха, кг/ч, в диапазоне изменения паровой нагрузки конденсатора от 40 до 100 % должны быть не выше значений, определяемых по формуле
Geo3d = 8 + 0,065/V, где N — номинальная электрическая мощность турбоустановки на конденсационном режиме, МВт;
•	проверка гидравлической плотности конденсатора путем систематического контроля солесодержания конденсата;
•	проверка содержания кислорода в конденсате после конденсатных насосов.
Методы контроля за работой конденсационной установки и его периодичность определяются местной инструкцией в зависимости от конкретных условий эксплуатации.
Для конденсационных установок АЭС проводится также контроль за радиоактивностью конденсата и парогазовой смеси на выхлопе из пароструйных эжекторов. При повышении радиоактивности парогазовой смеси на выхлопе из эжекторов выше установленных значений турбина должна быть разгружена и остановлена в срок, определяемый главным инженером электростанции.
В случае недопустимого повышения давления в конденсаторе турбина должна быть немедленно отключена персоналом путем воздействия на выключатель (кнопку аварийного отключения) при отсутствии или отказе в работе защиты. Необходимость срыва вакуума при отключении турбины определяется местной инструкцией в соответствии с указаниями завода-изготовителя .
Сброс в конденсатор рабочей среды из котла или паропроводов и подача пара в турбину для ее пуска должны осуществляться при давлении пара в конденсаторе, указанном в инструкциях или других документах заводов-изготовителей турбины, но не выше 60 кПа.
Сетевая или подпиточная вода, нагреваемая во встроенных пучках конденсаторов теплофикационных турбин, должна удовлетворять нормам, предъявляемым к качеству этой воды.
Контроль за работой конденсационной установки позволяет своевременно и достаточно точно определять причины ухудшения вакуума и находить пути их устранения.
10.2.1	. Эксплуатационный контроль за работой конденсационной установки
Показателями, характеризующими работу конденсационной установки, являются давление отработавшего пара рк (или вакуум F) и недогрев воды до температуры насыщения греющего пара 5/ при заданных значениях паровой нагрузки, расхода и температуры охлаждающей воды на входе в конденсатор.
Основным интегральным показателем, отражающим влияние всех режимных факторов и состояния всех элементов конденсационной установки на ее работу, является давление отработавшего в турбине пара, которое позволяет оценить общее состояние конденсационной установки, но не дает возможности выявить причину ухудшения ее работы при давлениях, отличающихся от нормативных значений.
На рис. 10.1 показаны величины, контролируемые при работе конденсационной установки, и места их измерения. В табл. 10.1 приведен перечень измеряемых параметров и приборов, применяемых для измерения.
Контроль за работой конденсационной установки осуществляется путем
Рис. 10.1 Параметры для контроля конденсационной установки.
1 — давление пара в контрольной ступени турбины, 2—давление пара в конденсаторе, 3, 4 — давление и температура воды перед конденсатором, 5 — расход воды, 6 — температура конденсата, 7, 8 — отбор пробы конденсата на химический анализ из конденсатора и после конденсатного насоса, 9 — гидравлическое сопротивление, 10 — уровень конденсата в конденсатосборнике, 11, 12 — давление и температура паровоздушной смеси на входе в эжектор, 13,14— температура и давление воды перед водоструйным эжектором, 75—давление рабочего пара перед пароструйным эжектором, 16—температура паровоздушной смеси на выхлопе пароструйного эжектора, 17— расход воздуха, удаляемого пароструйным эжектором, 18—температура воды после конденсатора
сравнения фактических эксплуатационных показателей ее работы с нормативными характеристиками, полученными на основании обобщения результатов многократных тепловых испытаний однотипных конденсационных установок турбин во всем диапазоне изменения определяющих режим установки величин (температуры и расхода охлаждающей воды, паровой нагрузки).
Испытания, как правило, проводятся на конденсационных установках, проработавших после монтажа и пуска турбоагрегата не менее 400...5000 ч при практически чистых поверхностях охлаждения конденсаторов и воздушной герметичности вакуумной системы, удовлетворяющей требованиям ПТЭ, что обеспечивает нормальную работу турбоустановки с одним воздухоудаляющим устройством.
Нормативные характеристики представляют собой усредненные показатели эффективности работы конденсационной установки. На конкретной станции фактические показатели могут быть и лучше нормативных. При отсутствии нормативных характеристик для данного типа конденсационных установок используются расчетные характеристики, определяемые, как правило, по методике ВТИ, либо расчетные характеристики заводов-изготовителей. Нормативные характеристики конденсационных установок ряда отечественных турбин, разработанные ОРГРЭС, приведены в типовых энергетических характеристиках турбоагрегатов [26].
Нормативные характеристики конденсационных установок содержат графики зависимости давления отработавшего пара и недогрева воды до
Измеряемый параметр	Первичный измерительный прибор (датчик)	Вторичный измерительный прибор
Давление отработавшего пара в конденсаторе	Вакуумный зонд, баровакуумметр, термометр сопротивления (при контроле температуры насыщения)	Ручная регистрация; автоматический мост КСМ-4
Давление паровоздушной смеси на входе в эжектор	Электрический манометр абсолютного действия «Сапфир-22»	Автоматический миллиамперметр КСУ-4
Давление пара в контрольной ступени Разрежение в верхней точке водяной камеры (сливной трубы) конденсатора Давление охлаждающей воды Давление рабочего пара перед эжектором	Пружинный манометр (мановакуумметр) для точных измерений (МТИ) Сильфонный электрический манометр (мановакуумметр)	Автоматический миллиамперметр КСУ-4
Г идравлическое сопротивление конденсатора	Мембранный электрический дифманометр (ДМЭ)	Автоматический миллиамперметр КСУ-4
Температура охлаждающей воды; основного конденсата; паровоздушной смеси на выхлопе пароструйного эжектора; рабочей воды перед водоструйным эжектором	Медный термометр сопротивления	Автоматический мост КСМ-4
Расход охлаждающей воды на конденсатор	Сегментная диафрагма Мембранный электрический дифманометр	Автоматический миллиамперметр КСУ-4
Расход воздуха, удаляемого пароструйным эжектором	Измерительная нормальная диафрагма	Водяной П-образный дифманометр
Табл. 10.1. Измерительные приборы и устройства для контроля работы конденсационной установки
температуры насыщения пара от паровой нагрузки конденсатора и температуры охлаждающей воды на входе. Эти зависимости даются, как правило, для двух значений расхода охлаждающей воды — номинального (характерного для летнего периода эксплуатации) и примерно 0,7 от номинального (зимний период эксплуатации).
Для конденсатора 800 КЦС-3 турбины К-800-240-3 зависимости приведены для расходов охлаждающей воды, равных 0,9... 1,2 от номинального (рис. 10.2, 10.3). В характеристики конденсаторов теплофикационных турбин дополнительно включены также графики для расхода охлаждающей воды около 0,5 от номинального (работа в отопительный период с малыми паровыми нагрузками в конденсаторе). Нормативные значения величин для расходов охлаждающей воды, отличающихся от расходов, для которых построены нормативные графики, определяются линейной интерполяцией.
Нормативные характеристики включают в себя также зависимости гидравлического сопротивления конденсатора от расхода охлаждающей воды (рис. 10.4), нагрева воды в конденсаторе от паровой нагрузки конденсатора и сетку поправок к мощности турбины в зависимости от давления в конденсаторе.
Оценку эффективности работы конденсационной установки по данным эксплуатационного контроля рекомендуется производить при номиналь-
Рис. 10.2. Нормативная характеристика конденсатора 800 КЦС-3 турбины К-800-240-3 для номинального расхода виды
стика конденсатора 800 КЦС-3	тика гидравлического сопротивле-
турбины К-800-240-3 для расхо-	ния конденсатора 800 КЦС-3 турбины
да воды Gt = 1,2 G^OM	К-800-240-3
ной или близкой к ней паровой нагрузке конденсатора. Отвечающие номинальному расходу отработавшего в турбине пара данные типовой характеристики наиболее точны, а показатели, используемые для оценки работы установки, имеют при этом наибольшие значения, что также повышает точность контроля ее работы.
Практикум. С помощью нормативной характеристики оценить текущее состояние конденсатора 800 КЦС-3 турбины К-800-240-3 и определить потери мощности турбоагрегата (при неизменном расходе пара), если tu =20 °C, Gt = 80000 м’/ч, Dk = 1300 т/ч, рк = 4,9 кПа, Нк = 80 кПа.
При ru = 20 °C и £>к = 1300 т/ч нормативное давление в конденсаторе при расходе воды 73000 м’/ч (см. рис. 10.2) составляет 5,0 кПа, а при расходе воды 90000 м’/ч (см. рис. 10.3) — 4,5 кПа. Используя линейную интерполяцию, определим нормативное давление при расходе 80000 м’/ч:
р = 5 0---5,0 ~ 4,5-(80 000 - 73 000)= 4,765 кПа.
90 000-73 000 4	7
Измеренное давление в конденсаторе выше нормативного на 0,135 кПа, а гидравлическое сопротивление конденсатора (см. рис. 10.4) — на 15 кПа. Потери мощности составляют при этих условиях (см. рис. 2.10)
МУ = 4940  0,135=667 кВт.
Повышение давления отработавшего пара по сравнению с типовой характеристикой указывает на то, что турбоустановка работает с перерасходом теплоты или при заданном расходе пара ее мощность будет ниже номинальной. Конкретный перерасход теплоты можно определить по приводимым в типовых энергетических характеристиках турбоагрегатов графикам поправок к расходу теплоты на отклонение давления отработавшего пара от номинального значения.
Увеличение недогрева по сравнению с нормативным значением, определенным по типовой характеристике при тех же значениях паровой нагрузки конденсатора, расхода и температуры охлаждающей воды, что и измеренных при проведении контроля, указывает или на большие присосы воздуха в вакуумную часть турбины, или на загрязнение внутренней поверхности трубок конденсатора, или на обе причины одновременно. Загрязнения трубок со стороны пара, как правило, не происходит. Контроль недогрева должен проводиться регулярно, причем тем чаще, чем интенсивнее происходит загрязнение трубок, но не реже, чем через каждые 10 сут.
Повышенный по сравнению с нормативным нагрев охлаждающей воды может указывать на недостаточный расход воды и уменьшение из-за этого кратности охлаждения.
Солесодержание конденсата греющего пара характеризует водяную плотность конденсатора. При нарушении герметичности конденсатора с водяной стороны вследствие трещин или обрыва трубок циркуляционная вода попадает в конденсат, что и проявляется в возрастании концентрации солей жесткости. Измерение солесодержания производится 1-2 раза в смену путем отбора проб конденсата.
Измерение гидравлического сопротивления конденсатора позволяет косвенно контролировать расход охлаждающей воды и загрязнение трубных досок и трубок конденсатора. Значение гидравлического сопротивления конденсатора ниже нормативного указывает на недостаточный расход воды. Повышенное гидравлическое сопротивление служит сигналом о загрязнении трубных досок и может служить основанием для отключения половины конденсатора (одного потока) по охлаждающей воде и его очистки. Следует отметить, что измерением гидравлического сопротивления практически невозможно обнаружить небольшие загрязнения внутренней поверхности трубок, в особенности при образовании небольшого слоя накипи. В этом случае контроль по недогреву более точен. Резко увеличивается гидравлическое сопротивление при загрязнении трубных досок и трубок деревянной щепой, водорослями, застрявшей рыбой, илистыми отложениями и другими крупными предметами.
Повышенное переохлаждение конденсата может вызываться в регенеративном конденсаторе либо заливом конденсатом нижних рядов трубок из-за неисправности автоматического электронного регулятора уровня конденсата в конденсатосборнике, либо чрезмерными присосами воздуха в вакуумную систему. Переохлаждение конденсата вызывает дополнительный расход пара в первый подогреватель низкого давления (ПНД-1) для увеличения нагрева конденсата в нем. Это приводит к недовыработке мощности потоком пара от последнего отбора турбины до конденсатора. Повышенный расход пара в ПНД-1 вызывает увеличение в нем недогрева воды, а также усиленную вибрацию и разрушение трубок. Понижение экономичности турбоустановки при переохлаждении конденсата на 5 °C составляет для ТЭС 0,10...0,15 %, для АЭС — до 0,2%.
10.2.2	. Переменный режим работы конденсационной установки
В условиях эксплуатации паротурбинной установки при изменении давления в конденсаторе будут изменяться как экономические показатели турбины, так и надежность работы ее отдельных элементов.
На рис. 10.5 представлен график, характеризующий изменение удельного расхода теплоты турбоустановки с заданной торцевой площадью выхлопа при увеличении давления пара в конденсаторе на 1 кПа и различных параметрах свежего пара. Штриховые линии показывают возможные границы изменения Д#. Наибольшее влияние изменения конечного давления на экономичность турбоустановки наблюдается в установках низкого и среднего давления. Однако и в блочных агрегатах с начальным давлением ро = 12,8...23,5 МПа и промперегревом изменение экономичности также существенно, особенно если учитывать масштабы расходов топлива на современных электростанциях.
Изменение давления в конденсаторе оказывает влияние и на надежность работы турбины. Повышение давления в конденсаторе турбины приводит к уменьшению теплоперепада, приходящегося на несколько последних сту-
Рис. 10.5. Изменение удельного расхода теплоты ПТУ при увеличении давления в конденсаторе на 1 кПа при различных параметрах свежего пара
пеней. Напряжения в рабочих лопатках последних ступеней от этого уменьшаются, однако степень реактивности возрастает, что может привести к росту осевых усилий в турбинах с однопоточным ЦНД и увеличению нагрузки на упорную часть опорно-упорного подшипника, однако для современных паровых турбин большой единичной мощности это не опасно, так как конструкции ЦНД у них двухпоточные, а абсолютные перепады давлений надиски последних ступеней невелики. При малых расходах пара повышение давления в конденсаторе опасно всегда.
Значительное повышение давления в конденсаторе приводит и к увеличению температуры в выхлопном патрубке турбины, что может вызвать рас-центровку и появление повышенной вибрации агрегата, а также усталость рабочих лопаток в среде более плотного пара. Предельная допустимая температура в выхлопном патрубке устанавливается заводом-изготовителем турбины и зависит, в частности, от типа турбин. Для большинства конденсационных турбин значение этой температуры устанавливается на уровне 60...70 °C, а для теплофикационных турбин на некоторых режимах может достигать 85 °C. Особое место здесь занимает турбина Т-250/300-240, для » которой заводом-изготовителем установлен диапазон предельной температуры в выхлопном патрубке 80... 120 °C.
Понижение давления в конденсаторе конденсационной турбины по сравнению с расчетным приводит к перегрузке рабочих лопаток последних ступеней турбины из-за увеличения срабатываемого на них теплоперепада. В особо неблагоприятных условиях при этом оказывается последняя ступень турбины, на долю которой прихоцится наибольшее изменение теплоперепада.
Таким образом, экономичность и надежность работы турбины существенно зависят от эффективности работы конденсационной установки в условиях эксплуатации. Функциональная зависимость давления рк от ранее перечисленных факторов должна учитываться как при проектировании конденсатора, так и особенно при эксплуатации, когда на ее основе могут выбираться оптимальные режимы работы конденсационной установки в целом.
Рассмотрим влияние различных параметров на эффективность работы конденсационной установки при переменном режиме ее работы.
На рис. 10.6 представлены качественные зависимости, показывающие характер изменения и взаимосвязь основных параметров, характеризующих работу конденсатора. В качестве определяющего параметра при этом использована удельная паровая нагрузка конденсатора (</.).
Формулу (2.4), определяющую нагрев воды в конденсаторе, преобразуем к следующему виду:
DKAh	FK Ah-FK	,
—---------- =--- •	d
GecD	FK	Gec„
la IJ	Л	“ P
Отсюда следует, что при Ge = const с достаточной для практических целей точностью можно считать нагрев воды функцией паровой нагрузки = Эта характеристика есть прямая линия, проходящая через начало координат. Угол наклона прямой определяется угловым коэффициентом (рис. 10.6, а). Увеличение нагрева воды Д/е в условиях эксплуата-
ции по сравнению с расчетными данными указывает, как правило, на недостаток охлаждающей воды и уменьшение кратности охлаждения. При неизменной подаче охлаждающей воды эксплуатационная величина ДГв в общем случае может характеризовать нагрузку конденсатора.
Зависимость коэффициента теплопередачи К =f[dK) при r)e = const качественно представлена на рис. 10.6, в. Как показывает опыт эксплуатации ПТУ, возможны такие условия, когда при изменении удельной паровой нагрузки от dK"°M до dK ~ 0,7 d"OM средний коэффициент теплопередачи изменяется очень слабо или даже остается практически постоянным (рис. 10.б,в, кривая 7). Обычно это соответствует малым присосам воздуха в конденсатор. При значительном изменении присоса воздуха в конденсатор по мере уменьшения его паровой нагрузки может наблюдаться скачкообразное изменение коэффициента теплопередачи (см. рис. 10.6,в, кривая 2), что объясняется началом перегрузки воздушного насоса, т. е. переходом в его характеристике с рабочей ветви на перегрузочную. В этой области процесс конденсации происходит при низких значениях коэффициента тепло-
Рис. 10.6. Взаимосвязь параметров, определяющих эффективность конденсационной установки при переменном режиме работы
передачи, что определяется большим диффузионным сопротивлением пограничного слоя на пути передачи теплоты от конденсирующегося пара к охлаждающей воде.
Недогрев воды до температуры насыщения, согласно формуле (2.7), является сложной функцией удельной паровой нагрузки и коэффициента теплопередачи. Однако, если предположить, что средний коэффициент теплопередачи К при переменном расходе пара в конденсатор остается постоянным, то недогрев воды также будет пропорционален удельной паровой нагрузке.
Рис. 10.7. Зависимость недогрева воды от удельной паровой нагрузки конденсатора и температуры охлаждающей воды на входе
Следовательно, можно записать б/ ~ f(dK). Данную зависимость нельзя считать строгой, так как в действительности коэффициент теплопередачи по мере снижения расхода пара в конденсатор уменьшается. Как правило, это определяется увеличением присосов воздуха в конденсатор при уменьшении его паровой нагрузки; при этом значение 5/ должно быть больше, чем при К - const. Опытные данные полностью подтверждают это положение. Качественной иллюстрацией этого процесса служит рис. 10.7. С уменьшением удельной паровой нагрузки недогрев вначале уменьшается пропорционально dK (это соответствует К ~ const), а затем происходит отклонение от этой зависимости в сторону увеличения недогрева (рис. 10.7, а). При этом чем ниже температура охлаждающей воды, тем раньше (при больших значениях наступает отклонение. При хорошей воздушной плотности у большинства конденсаторов зависимость 5t =f(dK> tie) во всем диапазоне нагрузок, как правило, изменяется плавно (см. рис. 10.7, б).
При больших присосах воздуха возможен перегиб зависимости вверх (рис. 10.7, б), что обычно определяется перегрузкой воздушного насоса.
В общем случае увеличение недогрева воды обычно свидетельствует об уменьшении коэффициента теплопередачи в конденсаторе, вызванном, как правило, уменьшением температуры воды на входе, увеличением присосов воздуха в вакуумную часть турбины, а также загрязнением поверхности охлаждения или совместным действием этих факторов.
Давление в конденсаторерк, согласно зависимостям (2.3) и (2.8), является сложной функцией всех рассмотренных выше параметров и факторов. Качественный характер этой зависимости приведен на рис. 10.6, г. Давление в конденсаторе (температура насыщения) будет тем меньше, чем меньше каждое из слагаемых в формуле (2.3). С увеличением удельной паровой нагрузки и температуры воды на входе в конденсатор давлениерк увеличивается.
10.2.3	. Оптимизация режимов работы конденсационной установки
При эксплуатации паротурбинной установки следует поддерживать давление в конденсаторе, при котором удельный расход теплоты на установку минимален. При заданных электрической и тепловой нагрузках турбоустановки (которые определяют паровую нагрузку конденсатора) и температуре охлаждающей воды, зависящей от метеорологических условий и состояния источника водоснабжения, давление в конденсаторе можно регулировать изменением подачи охлаждающей воды, воздействуя на скорость вращения циркуляционных насосов и разворот их лопастей. Изменение расхода воды дросселированием неэкономично, так как практически не приводит к уменьшению затрат электроэнергии на привод циркуляционных насосов.
Предположим, что при мощности турбины N и расходе охлаждающей воды в конденсатор Ge достигается давление рк, и удельный расход теплоты составляет q = QIN. При увеличении расхода воды установится более низкое давление р’к. При этом мощность турбины возрастает, но и повышаются затраты электроэнергии на привод циркуляционных насосов. Снижение давления в конденсаторе сопровождается снижением температуры конденсата, на подогрев которого потребуется дополнительное количество теплоты. Увеличение затрат энергии на привод насосов может вызвать увеличение расхода пара на турбоустановку и связанный с ним дополнительный расход теплоты. Если удельный расход теплоты в новом режиме (при давлении/»*) q' < q, то этот режим более экономичен, чем предыдущий.
Как показано в гл. 2, существует предельное давление (предельный вакуум) за турбиной, определяемое по формуле (2.10) и зависящее от величины проходного сечения на выходе из рабочих лопаток последней ступени. При уменьшении давления в конденсаторе меньше предельного мощность турбоустановки (при прочих неизменных условиях) остается такой же, что и при предельном давлении. Реализовывать режимы при давлении в конденсаторе меньше предельного нецелесообразно, поскольку расход энергии на привод насосов для создания глубокого разрежения не компенсируется увеличением мощности турбины; понижение температуры конденсата требует дополнительных затрат на его подогрев.
При эксплуатации турбоустановок под оптимальным понимается режим максимальной разности между мощностью, развиваемой турбиной, и мощ
ностью, потребляемой электродвигателями циркуляционных насосов. Такой режим обеспечивает экономию не только электроэнергии, но и охлаждающей воды.
При незначительных присосах воздуха в конденсатор количество включенных эжекторов не накладывает ограничений на значение оптимального давления в конденсаторе, определенное по его тепловому расчету. По мере увеличения присосов воздуха производительность воздухоудаляющей установки может накладывать ограничения на значения оптимального давления пара в конденсаторе.
Включение дополнительных эжекторов для повышения количества отсасываемого воздуха из конденсатора увеличивает расход рабочей среды; отключение может привести к повышению давления пара в конденсаторе. При выборе оптимального режима необходимо определять минимальное число включенных эжекторов, которое достаточно для поддержания оптимального давления в конденсаторе.
Оптимизация режима работы конденсационной установки должна предусматривать учет совокупности внешних и внутренних факторов, соответствующих реальному эксплуатационному режиму: температуры охлаждающей воды на входе в конденсатор, паровой нагрузки конденсатора, геодезической высоты подъема охлаждающей воды, гидравлической характеристики циркуляционной системы, загрязнений трубок и других условий.
Для выбора оптимальных режимов разрабатываются различные режимные карты и графики, которые, как правило, не в состоянии охватить многочисленные факторы, влияющие на выбор режима.
Задача значительно усложняется при подаче воды к конденсаторам по общим магистральным водоводам, особенно для ТЭЦ с разнотипными турбоагрегатами. В этом случае изменение расхода охлаждающей воды может достигаться также изменением числа насосов, работающих параллельно на общий магистральный водовод.
Наиболее полно эта задача реализуется с использованием информационно-вычислительных систем в составе АСУ ТП энергоблока.
Необходимо отметить, что решение задачи оптимизации с помощью одного из методов прямого поиска наибольшего значения критерия, учитывающего непосредственное изменение расхода охлаждающей воды на конденсаторе, неприемлемо по ряду причин: из-за нежелательности многократного изменения расхода охлаждающей воды в процессе поиска по соображениям надежности работы оборудования; относительной длительности поиска (3...4 ч), при которой возможно существенное изменение нагрузки; недостатка оперативной информации; необходимости практически непрерывного поиска.
На энергоблоке К-1200-240 для оптимизации работы конденсационной и воздухоудаляющей установок использован метод, свободный от указанных недостатков и основанный на использовании адаптирующихся к реальному состоянию оборудования статистических математических моде-
лей конденсационной, циркуляционной и воздухоудаляющей установок энергоблока.
Информация о реальном состоянии оборудования вводится в вычислительное устройство, в котором реализованы статистические модели оборудования, и используется для адаптации этих моделей к фактическому состоянию оборудования. Далее с использованием моделей производится расчет режимов и значений критерия оптимизации для различных расходов охлаждающей воды и определяются оптимальные параметры с учетом наложенных ограничений. Значение расхода воды изменяется только в вычислительной машине, на конденсаторе сохраняется исходный режим.
В результате расчетов определяются оптимальные значения расхода охлаждающей воды и количество включенных эжекторов, которые в режиме совета рекомендуются для реализации на установке. При этом указывается выигрыш мощности при переходе на оптимальный режим.
Анализ расчетов оптимальных режимов, проведенных на энергоблоке мощностью 1200 МВт Костромской ГРЭС, показал, что уменьшение расхода охлаждающей воды по сравнению с максимальным целесообразно при температурах, не превышающих 5...6 °C. При более высоких температурах экономически оправдано сохранение эксплуатационного режима (на второй скорости вблизи верхней границы допустимой области работы циркуляционных насосов). При температурах воды выше 15... 16 °C максимальной производительности насосов для обеспечения оптимальных режимов недостаточно.
Необходимо отметить, что на большинстве энергоблоков при низких температурах охлаждающей воды и малых электрических нагрузках оптимальный расход охлаждающей воды через конденсатор должен быть существенно снижен. Этому расходу должна соответствовать пониженная скорость воды в трубках, что может способствовать их быстрому загрязнению. При оптимизации работы конденсационной установки нижний предел уменьшения расхода охлаждающей воды определяется с учетом качества воды на электростанции.
10.3.	Подогреватели системы регенеративного подогрева воды
От соблюдения правильного режима эксплуатации подогревателей во многом зависит продолжительность надежной и безаварийной работы аппаратов.
Правила технической эксплуатации электрических станций и сетей устанавливают, что система регенерации ПТУ в эксплуатации должна обеспечивать:
•	надежность теплообменных аппаратов при всех режимах работы турбин;
•	нормативные значения температуры питательной воды (конденсата) за каждым подогревателем и ее конечный подогрев;
•	поддержание нормативного температурного напора (недогрева воды до температуры насыщения) в каждом теплообменном аппарате.
В соответствии с ПТЭ в процессе работы аппаратов системы регенерации регистрируются следующие параметры.
•	температура питательной воды на входе и выходе из каждого подогревателя;
•	температура питательной воды за концевыми или параллельными охладителями пара (там, где они предусмотрены);
•	температура питательной воды за блоком подогревателей;
•	давление греющего пара на входе в подогреватель;
•	расход питательной воды через подогреватели;
•	температура пара в корпусе и на входе в подогреватель;
•	давление питательной воды до и за группой подогревателей;
•	температура конденсата за подогревателями.
Недогрев воды до температуры насыщения (температурный напор) в подогревателях системы регенерации, температура питательной воды (конденсата) за подогревателем, переохлаждение конденсата греющего пара должны проверяться до и после капитального ремонта турбоустановки, после ремонта подогревателей и периодически по графику (не реже одного раза в месяц).
Надежность и безотказность работы подогревателей системы регенеративного подогрева воды, кроме обеспечения экономичности эксплуатации турбоустановки, имеют также большое значение и для надежности работы паровой турбины. Так, например, переполнение парового пространства подогревателя из-за повреждения трубной системы или неудовлетворительной работы регуляторов уровня дренажа греющего пара приведет в случае отказа или задержки действия защитных устройств к попаданию воды в проточную часть турбины через паропроводы отборов и к аварии с тяжелыми последствиями.
Защита аппаратов системы регенерации от повышения уровня конденсата производится по двум уровням с помощью регуляторов. По достижении первого (неаварийного) уровня и срабатывании защиты по этому уровню импульс подается в систему дистанционного управления, воздействующую непосредственно на клапан регулятора уровня. Подогреватель при этом не отключается, а с помощью задвижек увеличивается расход дренажа. При аварийном повышении уровня система отключает подогреватель. Для защиты турбины от попадания пара и конденсата в проточную часть на паропроводах отборов устанавливаются обратные клапаны, снабженные механизмом принудительного закрытия.
Для каждой турбины установлена и регламентирована тепловой характеристикой агрегата номинальная для каждой нагрузки температура выходящей из подогревателя воды. Конечная энтальпия питательной воды после последнего ПВД непосредственно влияет на расход теплоты турбоустановкой. Уменьшение нагрева питательной воды в отдельных подогревателях системы регенерации приводит как к ухудшению экономичности
турбоустановки, так и к снижению надежности самих подогревателей вследствие перегрузки последующих подогревателей. Известно, что экономичность работы и совершенство конструкции подогревателей системы регенеративного подогрева питательной воды характеризуются величиной недогрева. Недогрев воды до температуры насыщения для подогревателей низкого и высокого давления современных конструкций составляет обычно 1,5 °C, а в конструкциях ПВД, предусматривающих эффективное использование теплоты перегрева пара, недогрев может быть весьма близким к нулю. В смешивающих ПНД недогрев воды до температуры насыщения должен быть равен нулю.
Причинами повышения недогрева могут быть неудовлетворительная работа системы отсоса воздуха из парового пространства, сокращение поверхности теплообмена (за счет как затопления части трубной системы при повышенном уровне конденсата в корпусе подогревателя, так и отглуше-ния дефектных трубок), повышенное аэродинамическое сопротивление паропроводов от турбины к подогревателям, протечки в водяных камерах между ходами, байпасирование части расхода питательной воды помимо аппарата и др. В редких случаях причиной повышения недогрева может быть загрязнение поверхности теплообмена аппарата.
Для выявления необходимости проведения очистки по величине недогрева проверяется состояние подогревателя до ремонта, а недогрев, определенный после ремонта, характеризует качество проведенного ремонта. Периодический контроль за состоянием подогревателя позволяет своевременно принимать необходимые меры для восстановления их нормальной работы.
Запрещается эксплуатация подогревателей высокого давления (ПВД) при отсутствии или неисправности элементов защит и регуляторов уровня.
При наличии группового аварийного обвода запрещается эксплуатация всей группы ПВД при отсутствии или неисправности элементов защит и регуляторов уровня хотя бы на одном из ПВД, а также при отключении по пару любого ПВД.
Подогреватель высокого давления или группа ПВД должны быть немедленно отключены при неисправности защиты или клапанов регулятора уровня (КРУ). При неисправном состоянии каких-либо других (кроме КРУ) элементов системы автоматического регулирования уровня и невозможности быстрого устранения дефекта на работающем оборудовании подогреватель (или группа ПВД) должен быть выведен из работы в срок, определяемый техническим руководителем энергообъекта.
При нарушении герметичности трубной системы подогревателя время заполнения его корпуса водой зависит в основном от размера повреждения. Если в этот момент защита подогревателя от переполнения не будет включена или окажется неисправной, то может произойти заполнение питательной водой всего корпуса, поступление ее по трубопроводу отбора пара к турбине или (в случае отключения трубопровода отбора) повышение давления в корпусе теплообменника до давления питательной воды и
его повреждение. Такого рода аварии могут сопровождаться большими разрушениями и опасны для обслуживающего персонала. К переполнению ПВД приводят и отказы в работе системы регулирования уровня. При герметичной трубной системе полного заполнения аппарата конденсатом греющего пара может не произойти, так как по мере затопления поверхности нагрева будет уменьшаться количество конденсирующегося на ней пара из отбора турбины.
Система регулирования уровня должна быстро реагировать на его изменение, воздействуя на степень открытия регулирующего клапана на линии слива дренажа (конденсата греющего пара). При небольших повреждениях в трубной системе и запасах по проходному сечению сливных клапанов повышения уровня может и не произойти. Но для исключения последствий разгерметизации ПВД, если персонал обнаружил изменение в количестве сливаемого конденсата (по степени открытия клапана), ПВД следует отключить с целью проверки герметичности и проведения при необходимости ремонта аппарата.
В большинстве тепловых схем отечественных турбин включение ПВД выполняется групповым, т. е. в схеме есть один аварийно-ремонтный байпасный трубопровод питательной воды с впускным и обратным клапанами на два (чаще три) подогревателя; линии связи между аппаратами по питательной воде, конденсату греющего пара и неконденсирующимся газам не имеют запорной арматуры. В такой схеме при необходимости вывести один ПВД из работы должна быть отключена вся группа. Закрытие задвижки на подводе пара к одному из ПВД запрещается, потому что поступление в такой теплообменник конденсата из соседних ПВД может привести к его переполнению и срабатыванию защит. Кроме того, на отключенном по пару аппарате могут оказаться неработоспособными первичные приборы (датчики) системы защит. Однако это последнее требование нельзя рассматривать как абсолютное; в отдельных случаях, когда в силу каких-то причин, чаще всего режимного характера (например при глубоких разгрузках), есть необходимость в отключении по пару одного из ПВД и тепловая схема позволяет изолировать этот аппарат от других, входящих в группу; при условии проведения дополнительных мероприятий, за счет которых работоспособность системы не ухудшается, такое отключение допустимо.
10.4.	Подогреватели сетевой воды
10.4.1.	Эксплуатационный контроль за работой подогревателей
Для надежной и эффективной эксплуатации подогревателей сетевой воды необходима оперативная и достоверная информация об их состоянии. Регулярный контроль за состоянием отдельных элементов оборудования, определение фактических показателей работы аппаратов и сопос-
тавление их с нормативными, анализ причин ухудшения показателей работы и оперативное их устранение позволяют поддерживать экономичную и безотказную работу сетевых подогревателей.
В процессе эксплуатации установки подогрева сетевой воды обязательному контролю с регистрацией на самописцах подлежат следующие параметры:
•	расход конденсата греющего пара основных подогревателей сетевой воды;
•	расход сетевой воды на стороне нагнетания сетевых насосов;
•	расход подпиточной воды;
•	давление сетевой воды в подающей линии;
•	давление сетевой воды в обратной линии;
•	давление подпиточной воды;
•	температура сетевой воды в подающей линии;
•	температура сетевой воды в обратной линии;
•	температура подпиточной воды;
•	расход питьевой или технической воды на аварийную подпитку;
•	содержание кислорода в каждом обратном трубопроводе тепловых сетей;
•	кислородосодержание конденсата до конденсатных насосов и соле-содержание в основном и солевых (в тех модификациях подогревателей, где они имеются) отсеках.
Оперативный контроль по показаниям приборов предусмотрен для следующих параметров:
•	давления и температуры сетевой воды на входе в каждый сетевой подогреватель и на выходе из него;
•	давления и температуры греющего пара на входе в аппарат (в трубопроводах подвода пара к подогревателю);
•	давления на сторонах всасывания и нагнетания каждого насоса установки подогрева сетевой воды;
•	давления сетевой воды в каждом подающем и каждом обратном магистральном трубопроводах;
•	температуры сетевой воды в каждой обратной магистрали, подходящей к обратному коллектору сетевой воды;
•	уровня конденсата греющего пара в корпусе и сборнике конденсата каждого подогревателя сетевой воды;
•	температуры конденсата на выходе из каждого подогревателя сетевой воды;
•	температуры паровоздушной смеси на выходе из подогревателя;
•	температуры подшипников сетевых насосов;
•	давления воды в трубопроводах питьевого или технического водопровода, подключенных к подпиточному трубопроводу перед задвижками (по ходу воды);
•	уровня воды в трубопроводах подвода и отвода сетевой воды над закрытой запорной арматурой.
На рис. 10.8 в качестве примера приводится принципиальная схема из-
Рис. 10.8. Схема измерений на установке подогрева сетевой воды.
1 — сетевой насос, 2 — основной подогреватель, 3 — пиковый подогреватель, 4 — задвижка, 5 — гильза для термометра, 6 — манометр, 7 — измерительная диафрагма
мерений для станционной установки подогрева сетевой воды.
Определение фактических значений эксплуатационных показателей эффективности работы сетевых подогревателей производится на основании данных тепловых и гидравлических испытаний, которые должны проводиться персоналом электростанций в условиях эксплуатации периодически (один раз в три-четыре года). Анализ результатов испытаний сетевых подогревателей проводится путем сравнения полученных
фактических тепловых и
гидравлических характеристик с заводскими или расчетными данными. По
результатам сравнения делаются выводы об эксплуатационном состоянии сетевых подогревателей, о необходимости вывода подогревателя в ремонт, проведения реконструкции подогревателя и т.д. Объем анализируемых
показателей регламентируется инструкциями.
Для проведения испытаний сетевого подогревателя (или группы подогревателей) имеющаяся схема измерений (см. рис. 10.8.) должна обеспечить требуемую полноту и точность измерений. При необходимости схема измерений дооборудуется измерительными приборами более высокого класса точности, чем имеют штатные приборы, изменяется схема обвязки сетевых подогревателей измерительными приборами, предусматривается дублирование основных измерений. Организация измерений необходимых параметров работы сетевых подогревателей осуществляется в соответствии с инструкцией.
Тепловые испытания сетевых подогревателей производятся только в период отопительного сезона. При этом как основные, так и пиковые подогреватели могут испытываться одновременно или в разные периоды в зависимости от температуры наружного воздуха, обеспеченности отопительной установки паром необходимых параметров, наличия наблюдателей для проведения испытаний и т.д. При тепловых испытаниях сетевых подогревателей измеряются следующие параметры:
•	расход сетевой воды через подогреватель;
•	давление греющего пара в корпусе подогревателя;
•	температура греющего пара на входе в подогреватель;
•	температура сетевой воды во входном и выходном патрубках;
•	температура конденсата греющего пара.
Тепловые испытания сетевых подогревателей целесообразно производить при одном или двух расходах сетевой воды — номинальном и уменьшенном до 60...80 % от номинального расхода. При каждом расходе проводится два-три опыта с разными давлениями греющего пара, в том числе и при номинальном давлении. Продолжительность каждого опыта в установившемся режиме должна обеспечить запись измеряемых параметров не менее 10... 12 раз с интервалом в 2...3 мин. При проведении испытаний колебания значений параметров расхода сетевой воды не должны превышать ±5 %; температуры сетевой воды ±2°С.
Гидравлические испытания подогревателей могут проводиться в любое время года, а также совмещаться с тепловыми. При гидравлических испытаниях сетевых подогревателей достаточно провести два опыта, в каждом из которых при установленном значении расхода сетевой воды (номинальном и уменьшенном до 70...80% от номинального) дифференциальным манометром измеряется потеря напора на участке от входного до выходного патрубка подогревателя. Для определения гидравлической характеристики подогревателя необходимо измерять расход сетевой воды через подогреватель, давление сетевой воды на входе и выходе подогревателя, либо перепад давлений между входным и выходным патрубками, а также температуру сетевой воды во входном и выходном патрубках и в месте установки измерительной диафрагмы расходомера. Опыт с номинальным расходом сетевой воды является основным, так как его результаты используются для определения фактического гидравлического сопротивления подогревателя, а опыт с уменьшенным расходом сетевой воды — вспомогательным, используемым для оценки достоверности результатов испытаний. Испытания основных и пиковых подогревателей могут проводиться одновременно или раздельно, причем в каждом опыте производится не менее 8...10 измерений с интервалом в 2...3 мин. Колебания измеряемых расходов сетевой воды и перепада давлений в каждом опыте не должны превышать ±5 %.
В процессе обработки результатов испытаний производится осреднение измеренных в опытах значений параметров при условии постоянства режимных факторов. Для определения действительных значений измеряемых
параметров к их средним значениям вводятся необходимые поправки на показания приборов (например на отклонение фактической температуры от расчетной или на высоту установки манометра).
Важным критерием оценки состояния подогревателя сетевой воды является конечная температура сетевой воды в аппарате при различных условиях его работы. Изменение этой температуры ниже ее нормативного значения указывает на ухудшение эксплуатационного состояния.
На рис. 10.9 в качестве контрольной характеристики для вертикальных подогревателей сетевой воды приводится зависимость температуры воды на выходе из аппарата от температуры воды на входе в него при различных значениях давления греющего пара. Такая характеристика достаточно проста и удобна для использования в условиях эксплуатации, поскольку основывается на результатах эксплуатационных измерений и не требует проведения каких-либо дополнительных вычислений.
Для контроля за работой аппарата необходимо знать температуру воды на входе и выходе, расход воды и давление пара в аппарате. Отклонение температуры воды на выходе из аппарата от конкретной характеристики показывает состояние аппарата в данный период времени. Характеристика, приведенная на рис. 10.9, построена на основании тепловых расчетов подогревателя сетевой воды ПСВ-500-14-23 и скорректирована введением коэффициента загрязнения таким образом, чтобы она соответствовала опытным значениям коэффициен-
та теплопередачи аппарата при наилучшей чистоте трубного пучка, которая может быть достигнута в условиях конкретной станции.
Контроль эффективности работы аппаратов рекомендуется проводить при расходах воды, указанных на контрольных характеристиках. Расчеты показали, что при отклонении расхода воды от указанных значений в пределах ±100т/ч погрешность определения температуры воды на выходе из аппарата не превышает 2 °C.
Рис. 10.9. Контрольная характеристика работы вертикального подогревателя сетевой воды ПСВ-500-14-23.
G<=900 т/ч; tu, Z2< — температура воды на входе и выходе из аппарата соответственно; Р — давление пара на входе в аппарат
Известно, что основным показателем тепловой эффективности аппарата является величина недогрева сетевой воды до температуры насыщения греющего пара.
Методические указания, разработанные ОРГРЭС, приводят характеристики, содержащие нормативные значения недогрева для большого количества серийных основных и пиковых сетевых подогревателей вертикального и горизонтального исполнения.
На рис. 10.10 приводится нормативная характеристика пикового подогревателя сетевой воды ПСВ-500-14-23. Для нахождения величины нормативного недогрева необходимо знать температуру сетевой воды на входе (#1в) и на выходе (/2в) аппарата, а также расход сетевой воды.
Порядок пользования графиком следующий. На оси температур в левом квадранте находится значение входной температуры сетевой воды. Из найденной точки восстанавливается перпендикуляр до пересечения с кривой, соответствующей величине выходной температуры сетевой воды, а затем проводится горизонталь до пересечения с прямой соответствующего расхода сетевой воды в правом квадранте графика. Перпендикуляр, опущенный из последней точки пересечения на ось абсцисс, покажет значение нормативного недогрева.
Рис. 10.10. График для нахождения нормативного недогрева сетевой воды в подогревателе ПСВ-500-14-23 (трубки латунные, число ходов — 2, </я = 19 мм, dm =17 мм)
В качестве универсальной характеристики горизонтальных подогревателей сетевой воды принята величина относительного недогрева, т.е. отношения недогрева к нагреву сетевой воды. Эта характеристика строится по данным расчета в зависимости от расхода сетевой воды через аппарат при различных фиксированных значениях средней температуры воды.
Рис. 70.77.Относительный недогрев сетевой воды в подогревателе ПСГ-2300-2, 5-8-П
На рис. 10.11 в качестве примера приведена характеристика для определения расчетного значения относительного недогрева в горизонтальном подогревателе сетевой воды ПСГ-2300-2,5-8-П в зависимости от расхода и средней температуры сетевой воды. Расчет характеристики производится на заводе-изготовителе аппарата и включается в комплект эксплуатационной документации. Расчет производится обычно для двух значений коэффициента чистоты поверхности теплообмена — 0,9 и 0,75.
10.4.2.	Регулирование работы и система защиты
Регулирование тепловой нагрузки подогревателей сетевой воды может производиться изменением давления пара в аппарате путем регулирования давления в теплофикационном отборе (для горизонтальных аппаратов) или дросселирования пара до необходимых параметров. Другим способом регулирования тепловой нагрузки является обвод части расхода сетевой воды помимо подогревателя с последующим смешением потоков для получения необходимой температуры.
Аналогично ступенчатому подогреву питательной воды в системе регенерации ПТУ наиболее экономичен и ступенчатый подогрев сетевой воды.
В отопительных установках теплофикационных турбин нагрев сетевой воды осуществляется в нескольких последовательных ступенях отборным паром, давление которого определяется температурой воды на выходе из
каждой ступени. Эффективность ступенчатого подогрева сетевой воды в основном определяется такими факторами, как число ступеней подогрева и распределение нагрузок между подогревателями, а также общей тепловой нагрузкой, расходом и температурой сетевой воды. Анализ этих факторов показывает, что наиболее экономичными с точки зрения выработки мощности турбиной и расхода топлива являются режимы с равномерным распределением тепловой нагрузки между ступенями, т.е. при двухступенчатом режиме тепловая нагрузка на каждый подогреватель сетевой воды должна составлять примерно половину полной нагрузки, а при трехступенчатом — около одной трети. Количество ступеней подогрева определяется величиной тепловой нагрузки и температурой обратной сетевой воды. В отопительных установках теплофикационных турбин первой (предвключен-ной) ступенью подогрева является встроенный пучок конденсатора. Первая ступень подогрева включается в работу при низкой температуре обратной сетевой воды и большой величине полной теплофикационной нагрузки. При малых величинах теплофикационной нагрузки и высокой температуре обратной сетевой воды один из двух горизонтальных сетевых подогревателей (обычно нижний) способен выполнить всю теплофикационную нагрузку.
Регулирование величины теплофикационной нагрузки производится в камере верхнего теплофикационного отбора с помощью регулирующей диафрагмы, установленной за камерой нижнего отбора.
При эксплуатации установок подогрева сетевой воды большую опасность для теплофикационной турбины представляет возникновение обратного потока пара в линиях регулируемых теплофикационных отборов. Для предотвращения разгона турбины в таком случае на трубопроводах подвода пара к подогревателям устанавливаются обратные клапаны с принудительным закрытием. Закрытие органов парораспределения ЧСД и ЧНД является второй ступенью защиты от опасности разгона турбины.
Для предотвращения развития аварийных ситуаций, которые могут повлечь за собой выход из строя оборудования теплофикационной установки и турбины, все установки подогрева сетевой воды оснащены следующей сигнализацией:
•	повышения уровня конденсата в основных подогревателях сетевой воды;
•	повышения уровня конденсата в пиковых подогревателях сетевой воды;
•	повышения или снижения давления в обратном коллекторе сетевой воды;
•	повышения давления в подающем коллекторе сетевой воды;
•	снижения давления греющего пара в трубопроводе к основному подогревателю;
•	снижения давления греющего пара в трубопроводе к пиковому подогревателю;
•	повышения солесодержания конденсата подогревателей.
Схемы установок подогрева сетевой воды с двумя теплофикационными
отборами пара от турбины оборудованы дополнительными защитными устройствами.
При повышении уровня в конденсатосборнике подогревателя ПСГ-1 до первого предела появляется сигнал «Уровень в ПСГ-1 высок» и одновременно включается в работу резервный конденсатный насос.
При повышении уровня в конденсатосборнике до второго предела появляется сигнал «Уровень в ПСГ-1 недопустим» и одновременно происходит отключение подогревателей ПСГ-1 и ПСГ-2. При этом открывается задвижка на обводе подогревателей сетевой воды, а задвижки на входе сетевой воды в каждый подогреватель и на выходе их них, а также на подводе пара к подогревателю ПСГ-2 закрываются. Аналогичные операции (кроме включения резервного конденсатного насоса) выполняются также при повышении уровня в корпусе подогревателя ПСГ-1 соответственно до первого и второго установленного предела.
При повышении давления греющего пара в подогревателе ПСГ-1 до установленного предела появляется сигнал «Давление в ПСГ-1 высоко» и одновременно происходит отключение подогревателей ПСГ-1 и ПСГ-2 и турбины.
При повышении уровня в конденсатосборнике подогревателя ПСГ-2 до первого предела появляется сигнал «Уровень в ПСГ-2 высок» и одновременно включается в работу резервный конденсатный насос.
При повышении уровня в конденсатосборнике подогревателя ПСГ-2 до второго предела появляется сигнал «Уровень в ПСГ-2 недопустим» и одновременно происходит отключение подогревателя ПСГ-2 по пару и воде. При этом закрываются задвижки на входе сетевой воды в подогреватель ПСГ-2, на выходе из него и на подводе пара к нему, а также открывается задвижка на обводе сетевой воды мимо отключенного ПСГ-2.
Аналогичные операции (кроме включения резервного конденсатного насоса) выполняются также при повышении уровня в корпусе подогревателя ПСГ-2 соответственно до первого и второго установленного предела.
Сетевые насосы второй ступени подогрева сетевой воды имеют технологические защиты, которые автоматически отключают их при снижении давления сетевой воды на стороне как всасывания, так и нагнетания насосов, а также при снижении давления масла на смазку с выдержкой времени в 30 с.
Подогреватели сетевой воды должны быть отключены вручную в следующих случаях:
•	при повышении давления в корпусе подогревателя или его трубной системе выше допустимого значения;
•	при выявлении неисправности предохранительных клапанов;
•	при обнаружении трещин, свищей в корпусе подогревателя и сильных парений во фланцевых соединениях, а также при отпотевании сварных швов;
•	при повреждениях трубной системы подогревателя, приводящих к ненормальной работе установки;
•	при возникновении пожара, непосредственно угрожающего подогревателю;
•	при неисправности манометра и невозможности определить давление в корпусе подогревателя по другим приборам.
Регулирование теплофикационной нагрузки производится с помощью механизма управления регулятором давления в теплофикационном отборе или общестанционном коллекторе либо с помощью арматуры на линии подвода пара к подогревателям от регенеративных отборов конденсационных турбин. В схемах с безнасосным сливом конденсата греющего пара из подогревателей регулировать нагрев сетевой воды можно с помощью обвода сетевой воды помимо подогревателей. Регулировка нагрева сетевой воды путем затопления корпуса подогревателя конденсатом не допускается.
10.5.	Деаэрационная установка
Согласно ПТЭ, работу деаэрационной установки характеризуют следующие основные эксплуатационные характеристики: зависимость содержания кислорода в деаэрированной воде от гидравлической нагрузки деаэратора и нагрева воды в нем; зависимость предельно допустимой гидравлической нагрузки от нагрева воды.
Необходимо отмстить, что конечное содержание кислорода в питательной воде в определенной мере зависит от кислородосодержания поступающего в деаэратор основного конденсата, которое, в свою очередь, будет зависеть от воздушной герметичности конденсатора и нормальной работы деаэрационных устройств конденсатора (если они имеются).
На ТЭЦ, где добавка химически очищенной воды велика, применяется двухступенчатая схема деаэрации, при которой добавочная вода перед поступлением в основной деаэратор предварительно дегазируется в деаэраторах атмосферного типа.
Если режим работы деаэратора, определяемый гидравлической нагрузкой и нагревом воды, характеризуется точкой, лежащей ниже кривой при соответствующем давлении, то деаэратор будет работать устойчиво. Если рабочая точка находится выше кривой предельного режима, то деаэратор окажется перегруженным. При этом наблюдается неустойчивая работа деаэратора, характеризующаяся появлением гидравлических ударов в колонке, сильной вибрацией деаэратора и связанных с ним трубопроводов, колебаниями давления пара в деаэраторе, ухудшением деаэрации воды.
Деаэраторы блочных установок должны обеспечивать качественную деаэрацию растопочного расхода питательной воды во время пусков турбины при сниженном давлении в деаэраторе без предварительного подогрева.
Каждая деаэрационная установка должна иметь инструкцию по ее обслуживанию, составленную с учетом местных условий. Инструкция содержит следующие разделы: описание и характеристики деаэратора, порядок пуска и останова, правила нормальной эксплуатации, предупреждения и ликвидации аварий, указания по технике безопасности и противопожарной технике. Нормальная и безопасная работа деаэратора поддерживает-
ся системой автоматических регуляторов и предохранительных устройств. К ним относятся регулятор уровня воды в баке-аккумуляторе; регулятор давления греющего пара; регулятор перелива; регулятор давления на трубопроводе сброса пара в конденсатор (для блоков с прямоточными котлами); предохранительные клапаны.
Регулятор давления греющего пара должен иметь задатчики на 0,1175 МПа (1,2 кгс/см2) и 0,588...0,687 МПа (6...7 кгс/см2) и поддерживать давление в колонке в пределах ± 0,098 МПа (1 кгс/см2).
Существующие предохранительные клапаны рассчитаны на пропуск максимального количества пара, поступающего в деаэратор, и отрегулированы на давление, не превышающее 1,15 рабочего.
Текущий контроль за работой деаэратора осуществляется по показаниям водоуказательных стекол, манометра для измерения давления в колонке, термометра для измерения температуры деаэрированной воды и кисло-родомера непрерывного действия. В блочных установках контроль за работой деаэратора ведется по приборам, установленным на блочном щите управления.
В задачу обслуживающего персонала (помимо наблюдения за приборами контроля и автоматики) входят систематическая продувка водомерных стекол, расхаживание вентилей и задвижек, отбор проб деаэрированной воды для последующего химического анализа.
Для обеспечения безопасной работы деаэрационной установки должна быть организована систематическая проверка предохранительных клапанов. При длительной безостановочной работе деаэратора предохранительные клапаны опробуются по специальному графику. Это не исключает опробования этих устройств при каждом пуске деаэрационной установки.
При рассмотрении вопросов пуска деаэратора в работу следует остановиться на двух характерных ситуациях: пуск деаэратора с опорожненным баком-аккумулятором (после ремонта, внутреннего осмотра и т.д.) и пуск деаэратора при заполненном баке-аккумуляторе (вывод из резерва, пуск блока после непродолжительного останова).
При пуске деаэратора повышенного давления с опорожненным баком-аккумулятором аппарат прогревается паром, затем давление в нем поднимается до величины, превышающей барометрическое на 0,0196.. .0,049 МПа (0,2...0,5 кгс/см2), после чего в деаэратор подается вода. После заполнения бака-аккумулятора до нужной отметки в атмосферных деаэраторах включаются регуляторы давления, уровня и перелива, а в деаэраторах повышенного давления оно сначала плавно повышается до рабочего, а затем в работу включаются все регуляторы.
При пуске блока с прямоточным котлом, когда в деаэратор поступают пар от постороннего источника и сброс из пускового сепаратора, давление в нем на весь период пуска поддерживается регулятором давления на уровне 0,1175 МПа (1,2 кгс/см2). После включения блока в параллельную работу и набора нагрузки, при которой в отборе, питающем деаэратор паром, установятся необходимые параметры, давление в деаэраторе плав-
но поднимается до рабочего, после чего включаются основной регулятор давления и регулятор уровня. Резервный источник питания деаэратора паром отключается.
При пуске деаэрационной установки с заполненным баком-аккумулятором воду в баке необходимо довести до температуры насыщения, т.е. вывести на режим деаэрации. Для этого необходимо собрать схему рециркуляции воды в деаэраторе и прокачать в ней воду с одновременной подачей пара избыточного давления. При достижении водой температуры насыщения и необходимой степени деаэрации, определяемой по показаниям кислородомера, проводится заполнение котла водой (в блочных установках) или после подъема давления до рабочею — подключение деаэратора в параллельную работу (в установках неблочного типа).
10.6.	Маслоохладители
В соответствии с требования ПТЭ, масляная система паротурбинных установок должна обеспечивать:
•	надежность работы турбоагрегата во всех режимах;
•	пожаробезопасность;
•	поддержание качества масла в процессе эксплуатации в соответствии с нормами;
•	исключение протечек масла и попадания его в охлаждающую систему. Масло используется в системе смазки и в системе регулирования турбин. В турбогенераторе с водородным охлаждением масло служит для смазки подшипников, а также для уплотнений водородной системы генератора.
Маслоохладители системы смазки турбин предназначены для охлаждения масла, поступающего на смазку подшипников турбогенератора. На каждом турбогенераторе установлено несколько маслоохладителей; при максимальной температуре охлаждающей воды часть маслоохладителей находится в работе, а часть — в резерве, что позволяет во время эксплуатации отключать любой из маслоохладителей для очистки или ремонта.
Во время эксплуатации маслосистемы оперативный персонал обязан:
•	производить обход и осмотр оборудования каждые 2 ч;
•	проверять оборудование, маслопроводы на отсутствие течей и при обнаружении их принимать меры по устранению;
•	следить за исправностью КИП и их показаниями;
•	своевременно принимать меры к устранению неисправностей;
•	производить профилактические осмотры и опробование резервного оборудования согласно графику;
•	следить за уровнем масла в главном маслобаке;
•	следить за давлением масла в системе смазки;
•	следить за температурой и количеством масла, сливающегося из подшипников; количество сливающегося масла не должно изменяться, значение температуры поддерживается в пределах 45...70 °C.
ПТЭ регламентирует и порядок действий оперативного персонала при выводе маслоохладителя в резерв. В этом случае необходимо выполнить следующие операции:
1)	включить маслоохладитель, находящийся в резерве;
2)	отключить работающий маслоохладитель;
3)	убедиться в устойчивости поддержания температуры масла за маслоохладителями в пределах 40...45 °C;
4)	опломбировать задвижки на выходе масла из работающего и резервного маслоохладителя.
При выводе маслоохладителя в ремонт необходимо:
1)	вывести отключаемый маслоохладитель в ремонт;
2)	закрыть задвижки входа—выхода масла и воды;
3)	открыть вентиль по воде, вентили опорожнения маслоохладителя по воде и по маслу.
10.7. Загрязнение и очистка теплообменных аппаратов. Оптимизация сроков очистки
В результате длительной эксплуатации при низком качестве воды, подаваемой на вход теплообменных аппаратов, происходит загрязнение внутренней поверхности трубок. Отложения образуются как осадочными компонентами воды, так и продуктами коррозии. Состав их сложен и неоднороден: это оксиды меди и железа, соли жесткости, перекаленная органика (остатки масел) и т.д. Чаще всего загрязняются конденсаторы и маслоохладители, охлаждаемые циркуляционной водой, а также подогреватели се-
тевой воды. В подогревателях сетевой воды чаще наблюдаются накипные отложения солей кальция и магния, а в конденсаторах и маслоохладителях — отложения трех типов: механические, биологические, накипные. Подогреватели системы регенерации, работающие на основном конденсате и питательной воде, с внутренней стороны, как правило, не загрязняются.
Рис. 10.12. Теплообменная трубка с загрязнением на внутренней поверхности
При загрязнении конденсаторов с водяной стороны ухудшение вакуума происходит как из-за увеличения термического сопротивления вследствие загрязнения, так и за счет сокращения расхода воды через конденсатор из-за повышения его гидравлического сопротивления. Загрязнение конденсаторов приводит к значительным перерасходам топлива, а в ряде случаев — к ограничению мощности турбины. Кроме того, образующиеся в конденсаторах отложения интенсифицируют коррозионные процессы в металле трубок, а содержащиеся в воде абразивные твердые взвеси (песок, зола) вызывают эрозионно-коррозионный износ трубок.
Загрязнение поверхности теплообмена подогревателей сетевой воды приводит к возрастанию фактического относительного недогрева по сравнению с его нормативным значением, и, следовательно, либо к необходимости повышения давления пара в камерах отборов турбины и расхода пара на подогреватели для сохранения величины нагрева сетевой воды, либо к снижению температуры прямой сетевой воды, если возможности повышения давления в отборе пара исчерпаны. При необходимости поддержания установкой заданной тепловой нагрузки загрязнение поверхности теплообмена подогревателей вызывает снижение внутренней электрической мощности турбины и соответствующий этому снижению перерасход топлива.
Под механическими загрязнениями понимается засорение трубок и трубных досок щепой, травой, листьями, землей, песком, водорослями, ракушками, рыбой и т. д. Эти загрязнения носят явно выраженный сезонный характер и особенно усиливаются весной и осенью. Механические загрязнения особенно опасны тем, что, в отличие от остальных видов загрязнений, нарастающих постепенно, могут весьма быстро перекрыть проходное сечение трубной доски и почти полностью прекратить доступ охлаждающей воды в трубки конденсатора, вызвав тем самым аварийный останов турбины. Это может произойти, в частности, в результате прорыва очистных сеток в период паводка или из-за неудовлетворительного состояния водоприемных сооружений. На станциях, где конденсаторы охлаждаются морской водой, аварии такого типа наблюдаются в период штормов на море.
Под накипными загрязнениями конденсаторов понимаются отложения на внутренней поверхности конденсаторных трубок слоя накипи, создающей большое термическое сопротивление теплопередаче. Выпадение слоя накипи происходит, как правило, при охлаждении конденсаторов минерализованной водой, содержащей соли временной жесткости. Часть этих солей, находящихся в воде в растворенном состоянии, в определенных условиях распадается с образованием слоя накипи на стенках трубок и водяных камер конденсаторов. Такие условия обычно создаются в оборотных системах водоснабжения, где из-за испарения и уноса воды, а также подпитки системы водой, содержащей соли, солесодержание циркуляционной воды растет и при достижении предельного значения карбонатной жесткости начинается распад бикарбонатов с отложением солей. Растворимость в воде бикарбонатов зависит от температуры воды и наличия в ней опре-
деленного количества свободного углекислого газа (рис. 10.13). При повышении температуры или уменьшении содержания в воде СО2 происходит распад бикарбонатов с выпадением солей кальция и магния в виде осадка:
Са (НСО3)2 t>CaCO3i+ Н2О+СО2Т;
Mg(HCO3)2 t>MgCO3i+ Н2О + СО2Т.
В схемах замкнутого водоснабжения создаются особо благоприятные условия для выпадения накипи, поскольку этому способствует температурный режим таких систем. Повышение температуры воды не только уменьшает возможную концентрацию солей временной жесткости, но и снижает растворимость в воде углекислого газа (рис. 10.14), что, в свою очередь, способствует образованию накипи.
Рис. 10.13. Зависимость между карбонатной жесткостью воды и содержанием в не л свободной двуокиси углерода
Карбонатная жесткость, мг-экв/кг
Температура воды, °C
Рис. 10.14. Растворимость угле
кислого газа в воде в зависимо
сти от температуры
При этих условиях происходит распад лишь той части бикарбонатов, которая превышает предельную концентрацию этих соединений, определяемую совокупностью всех факторов, влияющих на ее значение. Распад бикарбонатов уменьшает концентрацию солей временной жесткости и насыщает раствор углекислотой, что приводит к образованию нового равновесного состояния. Это равновесное состояние при увеличении температуры воды, повышении солесодержания или потере свободного углекислого газа может вновь нарушиться, что приведет к выпадению дополнительного количества карбонатов в виде твердого осадка. Накипные отложения очень прочно соединяются с металлом трубок теплообменных аппаратов и могут значительно ухудшить теплопередающую способность трубок.
Биологические загрязнения представляют собой отложения на внутренней поверхности трубок конденсаторов и маслоохладителей живых простейших микроорганизмов и водорослей, называемых биологическими обрастаниями.
Биологические обрастания вызывают значительное дополнительное сопротивление теплопередаче. При наличии благоприятных температурных условий бактерии и водоросли могут размножаться, вызывая увеличение толщины обрастания. Обычно загрязнения органического происхождения состоят из нескольких видов растений и микроорганизмов с преобладанием одного какого-либо вида. Наиболее распространенным и существенным компонентом биологических загрязнений являются различные бактерии. В сильно загрязненных водах широко распространены зооглей-ные и нитчатые бактерии. При наличии в охлаждающей воде железа наблюдается развитие железобактерий, которые способны очень быстро размножаться. Присутствие в воде сульфатов способствует появлению серобактерий и сульфатовосстанавливающих бактерий, которые к тому же могут способствовать интенсивной коррозии трубок.
Заселение трубок конденсаторов и маслоохладителей микроорганизмами происходит постепенно и начинается с осаждения на трубках каких-либо механических частиц или водорослей. Обычно органические отложения в конденсаторах имеют вид илистой, слизистой или желатиноподобной пленки серо-зеленого или бурого оттенка и нередко обладают неприятным запахом.
Интенсивность обрастания трубок зависит, разумеется, от степени загрязненности воды органическими веществами, а также и от того, насколько благоприятны в конденсаторе условия для жизнедеятельности микроорганизмов и водорослей.
Исследованиями установлено, что на чистой металлической поверхности латунных трубок микроорганизмы не поселяются, что может быть объяснено токсическим действием меди на микроорганизмы. Существенное влияние на интенсивность обрастания конденсаторных трубок оказывают температурные условия. Опыт эксплуатации показывает, что иногда зимой обрастание происходит более интенсивно, чем летом. Объясняется это, по-
видимому, тем, что в холодное время температурные условия в конденсаторе (10...20 °C) наиболее благоприятны для развития бактерий, в то время как летом температура стенок трубок может достигать 40 °C и выше. При этой температуре большинство микроорганизмов погибает.
Интенсивность обрастания трубок по ходам воды в конденсаторе также неодинакова и изменяется в зависимости от времени года. Зимой наиболее интенсивное обрастание трубок можно наблюдать в последних ходах, тогда как в жаркое время обрастание последних ходов может быть менее интенсивно, чем первого хода. Наличие слизистых отложений внутри трубок способствует прилипанию к поверхности песчинок, частиц ила и других механических примесей, которые в чистых трубках были бы смыты потоком воды, проходящей через конденсатор.
Все эти обстоятельства требуют разработки эффективных мероприятий по предотвращению и устранению биологических загрязнений конденсаторов и маслоохладителей.
Загрязнение теплообменных аппаратов, как правило, происходит внутри теплообменных трубок. Однако в отдельных случаях наблюдается загрязнение и межтрубного пространства аппаратов. Загрязнение конденсаторов с паровой стороны может существенно снизить вакуум. Так как образование отложений на паровой стороне трубок принято считать маловероятным, то осмотр трубок зачастую не производится даже во время капитальных ремонтов. Поэтому годами это явление остается не обнаруженным, хотя постепенное ухудшение вакуума, несмотря на принимаемые меры по борьбе с присосами воздуха и загрязнением трубок с внутренней стороны, указывает на возможность загрязнения охлаждающей поверхности с паровой стороны.
Характерно, что отложения образуются на паровой стороне трубок конденсатора, в то время как на рабочих и направляющих лопатках последней ступени турбины они отсутствуют, хотя и те, и другие омываются паром практически одинаковых параметров, имеющим влажность 10... 15 %.
Исследования, проведенные на некоторых станциях, где наблюдались подобные явления (Закамская ТЭЦ, Шатурская ГРЭС и др.), показали, что загрязнения трубок конденсаторов с паровой стороны состоят в основном из сульфит-фенольных отложений и являются результатом применения суль-фитирования воды. Однако в связи с переходом ТЭС на другие водно-химические режимы (нейтрально-кислородный, гидразино-аммиачный) вероятность загрязнения трубок конденсатора с паровой стороны снижается.
Для предотвращения отложений на внутренней поверхности трубок теплообменных аппаратов применяются способы, основанные на различных физико-химических принципах и эффективные для борьбы с конкретными отложениями различной природы.
Для предотвращения минеральных отложений на поверхностях теплообмена часто используются такие способы, как:
•	подкисление воды;
•	известковое умягчение подпиточной воды;
•	обработка воды фосфатами и комплексонами типа этилендифосфоновой кислоты (ОЭДФ);
•	непрерывная механическая очистка пористыми шариками.
Наиболее известны следующие безреагентные способы предотвращения отложений:
•	электромагнитная обработка;
•	ультразвуковая обработка;
•	импульсный электрогидравлический способ.
Безреагентные способы обработки поверхностей теплообмена, являясь перспективными с точки зрения своей экологической чистоты и низкой стоимости, пока еще недостаточно разработаны. Как показывает опыт эксплуатации, их применение эффективно в основном для малопроизводительных (небольших) теплообменников. Если предотвратить загрязнение невозможно, то прибегают к различным видам очистки, позволяющим восстановить чистоту трубок поверхности теплообмена аппарата. Способы очистки аппаратов от загрязнений рассматриваются в гл. 12.
ПТЭ также регламентирует требования к охлаждающей воде и конденсату. Водно-химический режим электростанции должен обеспечивать работу основного и вспомогательного оборудования без повреждений и снижения экономичности, вызванных образованием накипи и отложений на теплопередающих поверхностях, в том числе на трубках конденсаторов турбин.
Нормы качества конденсата турбин
•	Общая жесткость, мкг-экв/кг:
для прямоточных котлов (до конденсатоочистки) — не более 0,5 для котлов с естественной циркуляцией (в зависимости от давления и вида топлива) — не более 1,0. ..3,0
•	Содержание растворенного кислорода после конденсатных насосов, мкг/кг — не более 20
• Удельная электрическая проводимость конденсата турбоустановок с прямоточными котлами, мкОм/см — не более 0,5
Система технического водоснабжения должна обеспечивать бесперебойную подачу охлаждающей воды требуемого качества в необходимом количестве, предотвращение загрязнения конденсаторов турбин и систем технического водоснабжения при выполнении требований охраны окружающей среды.
Выбор профилактических мероприятий по предотвращению образования отложений в трубках конденсаторов турбин, коррозии, обрастания систем водоснабжения, цветения воды или зарастания водохранилищ-охладителей водной растительностью определяется местными условиями, их эффективностью, допустимостью по условиям охраны окружающей среды и экономическим соображениями.
В случае накипеобразующей способности охлаждающей воды (повышенной карбонатной жесткости) в зависимости от системы водоснабжения
электростанции должна проводиться обработка воды (продувка, подкисление либо фосфатирование, или комбинированная обработка, а также организация водообмена в источнике подпитки оборотного водоснабжения с водохранилищами-охладителями).
При невозможности понижения карбонатной жесткости охлаждающей воды до требуемого значения должны предусматриваться установки по кислотным промывкам конденсаторов и по очистке промывочных растворов.
Оптимизация сроков очистки теплообменных аппаратов
Если мероприятия по предотвращению загрязнения трубок поверхности теплообмена не дают результата, то для восстановления чистоты необходимо прибегнуть к очистке аппарата.
Систематический контроль чистоты поверхности аппаратов и осуществление их периодической очистки в оптимальные сроки имеют важное значение для эффективной эксплуатации теплообменных аппаратов.
Как отмечалось ранее, согласно ПТЭ, очистка трубок конденсатора должна проводиться при ухудшении вакуума по сравнению с его значением по нормативной характеристике на 0,5 кПа.
В УГТУ-УПИ разработана методика определения оптимальных сроков очистки и контроля состояния поверхности конденсатора, основанная на определении срока, при котором потери, связанные с проведением чистки, будут окупаться выигрышем от работы при более чистой поверхности конденсатора, т. е. при работе с более глубоким вакуумом. Затраты, связанные с проведением очистки, складываются из потерь от недовыработки мощности на турбине в периоды очистки, затрат на замыкающую электроэнергию в период чистки и собственно затрат на очистку трубок конденсатора и составляют
В,«тР =(р" ~ p'j^N bytc+ г + т,	(10.1)
где В — затраты на чистку, руб.;
рк — нормативное абсолютное давление в конденсаторе, соответствующее мощности турбоустановки в период чистки, МПа;
р" — абсолютное давление в конденсаторе при отключении на чистку одной половины или одного из корпусов конденсатора, МПа;
A7V — поправка к мощности турбины при изменении давления в конденсаторе на 1 • 103 МПа, МВт / МПа;
bt — удельный расход топлива на станции (турбоустановке), соответствующий мощности турбоустановки в период очистки конденсатора, кг/(МВт • ч);
с — стоимость 1 кг условного топлива, руб./кг;
t — продолжительность очистки конденсатора, ч;
г — стоимость одной очистки конденсатора, руб.;
т — затраты на замыкающую электроэнергию в периоды очистки, руб.
Выигрыш от работы при более чистой поверхности конденсатора В , руб.:	А..
B3KO„=^-^Nb0nc-2,4,	(10.2)
где Д/> — изменение давления в конденсаторе за период между очистками, МПа;
Ьо — удельный расход топлива при номинальной нагрузке турбоустановки, кг / (МВт-ч);
п — период времени между очистками конденсатора, сут.
Изменение давления удобно выразить в относительных единицах через темп изменения давления:
1-10,19/4 1-Ю,19р„,
8р =
(10.3)
1-10,19р1	1-10Д9рк
— значения давлений, соответствующие нормальной работе конденсатора при заданных условиях и той наилучшей чистоте, которая может быть получена в условиях конкретной электростанции, МПа; Р* Рк — давления, измеренные в первоначальный момент времени и через некоторый промежуток времени, МПа;
т — период времени между двумя последовательными измерениями давления, сут (рекомендуется 5...7 сут).
Оптимальный интервал между очистками конденсатора (при принятом условии Вжои = Вмт^ определяется из уравнения
zfВ&р + 7(вбр)2+2АВ5р (1-10,19р„,)-100 п =
где Ркп,Р КН
А5р(1-10,19рк„)100
(Ю.4)
где В = В атр, А = 2,4Д.\ boc ; z = (1 - 10Д9рю,)/ (1 - 10Д9рк ).
Полученным выражением для определения оптимального срока очистки конденсатора рекомендуется пользоваться в период непрерывной эксплуатации турбоагрегата. В тех случаях, когда представляется возможным (во время ремонта либо останова турбоагрегата) провести очистку конденсатора без дополнительных потерь, кроме собственно затрат на очистку, оправданы отступления от периодичности, определяемой приведенным выше выражением.
На рис. 10.15 в качестве примера приведен график для определения оптимального срока очистки конденсатора.
Чистота поверхности трубных пучков подогревателей сетевой воды является одним из основных факторов, определяющих эффективность работы аппаратов в условиях эксплуатации. Используемый ОРГРЭС способ оценки состояния поверхности нагрева подогревателя сетевой воды базируется на определении величины коэффициента чистоты р, вычисляемого по соотношению
Рис. 10.15. Оптимальный срок очистки конденсатора в зависимости от температуры охлаждающей воды на входе (tj) и темпа изменения давления (Sp)
(10.5)
где Az — фактический нагрев сетевой воды в подогревателе, °C;
8гф — расчетный и фактический недогрев сетевой воды, °C.
Фактический недогрев сетевой воды в подогревателе определяется как
разность между температурой насыщения, соответствующей измеренному
давлению пара в корпусе подогревателя, и измеренной температурой воды на выходе из подогревателя, т.е. = tn - t2a.
Расчетный недогрев определяется как разность между расчетной температурой насыщения пара в подогревателе и фактическим значением температуры воды на выходе из подогревателя, т.е. бг, = t - t2a. Расчетной температурой насыщения можно считать температуру, при которой с точностью в пределах ±1% соблюдается соотношение
Gcecp& = Kp&F
(10.6)
где Gca — расход сетевой воды, кг/с;
ср — теплоемкость сетевой воды, кДж/(кг-К);
К — расчетный коэффициент теплопередачи аппарата, Вт/(м2-К);
F — площадь поверхности нагрева подогревателя, м2;
AZ — расчетная среднелогарифмическая разность температур, °C;
Аг — нагрев сетевой воды, °C.
Расчетная среднелогарифмическая разность температур вычисляется по зависимости
А/ = *2в
. ^ир — Ge
In—-------
(Ю.7)
t -ti
1 up 12e
где t — расчетная температура насыщения пара в подогревателе.
Расчетный коэффициент теплопередачи определяется как сумма термических сопротивлений по формуле (1.25).
10.7.	Загрязнение и очистка теплообменных аппаратов. Оптимизация сроков очистки
Коэффициент теплоотдачи от стенок трубок к сетевой воде:

2
= 1,163 • 1230 + 20• tcp - 0,041 • t?
и,0-8
- 0,2 ’ ви
(10.8)
где м>в — скорость воды в трубках, м/с;
dea — внутренний диаметр трубок, м;
t„p — средняя температура воды.
Коэффициент теплоотдачи от пара к стенкам трубок:
•	для вертикальных подогревателей
_11М 5689 +76,34/н/,-0,2118/
•	для горизонтальных подогревателей
4320 + 47,54/ -0,14/*
а =1163 • —г_____т-_—___Д-__1
(Ю.9)
(10.10)
диамет-
гдеН — длина трубок между двумя соседними перегородками, м;
zm — максимальное количество рядов трубок по вертикали в ральном сечении пучка горизонтальных трубок;
dn — наружный диаметр трубок, м;
tcm — температура стенки трубок, tcm = (t +
Коэффициент чистоты 0 зависит не только от состояния поверхности теплообмена подогревателя, но и незначительно — от режима его работы, характеризуемого расходом сетевой воды, что приближенно выражается зависимостью
₽,=₽?"	(10 11)
где 0. — коэффициент чистоты подогревателя при расходе, отличающемся от номинального;
0н — коэффициент чистоты подогревателя при номинальном расходе сетевой воды;
G — относительный расход сетевой воды, G = Сф/С„,
Сф, Gu — фактический и номинальный расход сетевой воды соответственно;
п — показатель степени, равный 0,25 для вертикальных подогревателей и 0,17 — для горизонтальных.
Значения коэффициента 0 для сетевых подогревателей с латунными трубками должны находиться в пределах от 0,75 до 0,85. Более низкие значения свидетельствуют о неудовлетворительном состоянии поверхности нагрева подогревателя.
Достоинством приведенной методики контроля состояния поверхности теплообмена сетевых подогревателей является ее простота, однако для полноты информации необходимо дополнить определение величины коэффициента чистоты расчетом потери экономичности работы турбоустановки в целом.
Основной особенностью установки для подогрева сетевой воды теплофикационных турбин, состоящей из двух последовательно включенных по воде сетевых подогревателей, является ее прямая взаимосвязь с турбиной, с точки зрения как режимов работы, так и экономичности всей турбоуста
новки.
Вывод установки подогрева сетевой воды из эксплуатации для очистки, с одной стороны, влечет за собой затраты, величина и структура которых зависят как от продолжительности очистки, так и от способа ее организации. Так, например, для установки подогрева сетевой воды теплофикационных турбин ТМЗ, предусматривающей возможность отключения по воде только верхнего подогревателя сетевой воды, указанные затраты будут обусловлены главным образом снижением внутренней электрической мощности турбины (ДУ), при переходе от двух к одноступенчатой схеме подогрева сетевой воды, так как вся тепловая нагрузка во время очистки будет приходиться на один нижний сетевой подогреватель. При расчете окончательной стоимости проведения очистки могут быть уточнены и другие факторы (расход электроэнергии на очистку, стоимость реактивов, заработная плата персонала и т.д.). С другой стороны, в результате восстановления чистоты поверхности теплообмена может быть получена экономия, за счет которой окупятся затраты, произведенные во время очистки.
УГТУ-УПИ разработана методика, согласно которой полное снижение внутренней электрической мощности турбины (ДУ), связанное с изменением состояния подогревателя сетевой воды при работе в режиме одноступенчатого подогрева сетевой воды, составит
ДУ=ДУ'+ДУ"	(10.12)
где ДУ — изменение внутренней мощности турбины вследствие изменения расхода пара в подогреватель;
ДУ— изменение внутренней мощности турбины вследствие изменения давления в отборах турбины.
Определение величин ду иду производится с учетом тепловой схемы турбины, характеристики промежуточного отсека, а также коэффициентов удельной выработки электроэнергии соответствующих отборов (коэффициентов теплоценности). Расходы и теплосодержания потоков пара и воды определяются с привлечением данных испытаний, проведенных в конкретных условиях эксплуатации турбоагрегата.
Величина перерасхода топлива, обусловленная полученным значением ДУ, определяется по выражению (при работе по электрическому графику)
ДЛяяф = ДУ-й-т,	(10.13)
где ДЛ яяф — перерасход топлива на очистку, т у.т.;
b — удельный расход топлива турбоагрегатом;
т — продолжительность очистки.
Экономия, полученная от восстановления чистоты поверхности тепло-
обмена, может быть рассчитана по выражению
ДВ
ЭКОН
= рд/-$2'Д — • п-ъ, Д/
(10.14)
где ЛВ — экономия от восстановления чистоты поверхности, т у.т
ЭКОН	Г	у J 7
ц — коэффициент пропорциональности;
Az — расчетный нагрев сетевой воды;
Q — расчетная тепловая нагрузка сетевого подогревателя;
А — А/
— изменение относительного недогрева (разница между нормативным и фактическими значениями, осредненная за год);
п — продолжительность периода работы между очистками.
Выбирая величину п таким образом, чтобы затраты на проведение очистки окупались полученной экономией (т.е. АВ3(тф - вычислим оптимальное время между очередными очистками, сут:
&.В
затр
[д/
В качестве примера на рис. 10.16 представлена номограмма для определения оптимальных сроков очистки сетевого подогревателя турбины Т-100/110-130 применительно к условиям СУГРЭС.
(10.15)
п =
24ц- А/ Q • Д
Ь
Рис. 10.16. Номограмма для определения оптимального срока очистки подогревателей сетевой воды турбины Т-100/110-130.
Расход сетевой воды (GJ — 2500м’/ч; температура обратной сетевой воды 1 — 40,2 — 50,3 — 60
Контроль состояния поверхности теплообмена сетевых подогревателей ведется по величине условного коэффициента чистоты Р в зависимости от измеренных значений температуры обратной сетевой воды и давления в корпусе верхнего сетевого подогревателя (Р£). Значение Р = 1 соответствует чистой поверхности подогревателя, когда величина относительного недогрева равна своему нормативному значению. По величине фактического давления в верхнем сетевом подогревателе при конкретной температуре обратной сетевой воды по кривым правого верхнего квадранта находится величина коэффициента чистоты Р, по которому можно судить как о чистоте поверхности теплообмена, так и о качестве проведенной очистки. Результаты расчета отклонения относительного недогрева подогревателей
от нормативного значения в диапазоне изменения от 0,01 до 0,1 с точностью 1 % аппроксимированы зависимостью (при условии Q = const)
0 = 0,1785- Д — Д/
\-0,416
(10.16)
нанесенной в правом нижнем квадранте номограммы. Срок очистки, т. е. интервал времени, отсчитываемый от предыдущей очистки, определяется по соответствующей кривой левого нижнего квадранта номограммы в зависимости от полученного значения 0 и температуры обратной сетевой
воды.
10.8.	Характерные неисправности теплообменных аппаратов и способы их устранения
Причины неисправностей и отказов теплообменных аппаратов:
•	конструктивные недостатки (несовершенство системы подвода пара, большое гидравлическое сопротивление пароохладителя и т.д.);
•	технологические дефекты (непровары соединений, отсутствие герметичности в разъемах и т.д.);
•	низкое качество трубок поверхности теплообмена (особенно из медных сплавов);
•	дефекты монтажа;
•	нарушение правил эксплуатации.
Опыт многолетней эксплуатации теплообменных аппаратов, установленных в тепловых схемах отечественных паровых турбин, выявил целый ряд характерных дефектов.
1.	Недостаточная жесткость закрепления трубок в трубных пучках (из-за относительно больших свободных пролетов между перегородками, а также значительных положительных допусков на отверстия в промежуточных перегородках) приводит к тому, что при больших скоростях и неравномерном распределении парового потока возникает вибрация трубок. В результате происходит истирание трубок при соприкосновении их друг с другом или с промежуточными перегородками, приводящее в дальнейшем к утонению и разрыву трубок (рис. 10.17, в,г). Истирание поверхности трубок иногда отмечается на четырех-шести их образующих, что указывает на изменяющиеся условия колебаний (вибрации) и поочередное соприкосновение середин больших пролетов трубки с соседними трубками.
2.	Обрыв трубок у трубной доски чаще всего происходит из-за переваль-цовки трубок, их эрозионного износа и явления усталости, вызываемой вибрацией трубок под действием набегающего потока пара (см. рис. 10.17, а).
3.	Пониженная жесткость гибов U-образных или П-образных трубок также приводит к значительному взаимному истиранию. Износ гибов трубок происходит вследствие соприкосновения трубок друг с другом, тре-
ния об ограждающие листы кожуха и демпфирующей вставки, расположенной между гибами трубок для повышения их жесткости.
4.	Эрозионный износ с внутренней стороны выходных и входных участков латунных трубок (см. рис. 10.17, а) встречается преимущественно в ПНД, устанавливаемых в схеме последними по ходу воды. Наибольшему износу подвержены входные участки трубок в зоне последнего хода воды. Стенки трубок утоняются до 0,5...0,7 мм (исходная толщина 0,8... 1,0 мм), после чего происходит их разрыв вблизи трубной доски. Максимальная степень утонения стенок трубок наблюдается на участке, удаленном на 300...400 мм от верхней плоскости трубной доски. При этом выступающая над ней часть трубок — «колокольчик» — бывает полностью разрушена и наблюдаются следы эрозионного износа трубной доски.
Рис. 10.17. Характерные разрушения трубок теплообменных аппаратов (по данным НПО ЦКТИ).
а — эрозионный износ металла внутри стенки трубки входных и выходных участков, б — усталостный обрыв трубки около трубной доски, в — фрикционный износ трубки в месте прохода через промежуточную перегородку, г — истирание прямых участков трубок между собой
В ПВД имеет место коррозионно-эрозионный износ входных участков змеевиков, а также наружной и внутренней их поверхности, что дает наибольший процент отключений ПВД. Безопасная скорость воды в змеевиках составляет примерно 2 м/с, что, однако, не гарантирует отсутствия ударной коррозии в коллекторных ПВД при наличии неравномерного распределения воды в змеевиках.
5.	Несвоевременное отключение подогревателя при повреждении одной-двух трубок приводит к тому, что истекающая с большой скоростью струя воды вызывает эрозионное разрушение соседних трубок. Разрыв трубки в зоне встроенного охладителя пара, как правило, не приводит к эрозионно-
му разрушению струей воды соседних трубок, так как вытекающая из разрушенной трубки вода вскипает. Однако увеличение объема пара и его скорости в зоне охладителя приводит к возникновению опасной вибрации трубок как в отдельных зонах, так и во всем пучке в целом.
6.	Возникновение опасных для надежности трубных пучков скоростей пара может произойти из-за тепловой перегрузки при выводе в ремонт одного или двух предшествующих по ходу воды подогревателей (ПНД, ПВД).
7.	Эрозионный износ внутренней стенки корпуса подогревателя (ПНД, ПВД, ПСВ) возникает вследствие воздействия части потока греющего пара, движущегося с большой скоростью в зазоре между корпусом подогревателя и трубным пучком. Глубина такого износа может достигать 3...4 мм. Разрушение чаще всего начинается в местах с минимальным зазором между корпусом подогревателя и крайними трубками, т. е. там, где скорости пара максимальные.
8.	Высокие скорости пара на входе в трубный пучок во многих типах подогревателей вызывают эрозионное разрушение первой направляющей перегородки. Обычно разрушается край перегородки, при этом зона повреждения захватывает два-три первых ряда отверстий. В отдельных случаях перегородки утоняются с 12 до 4 мм, «мостики» между соседними отверстиями полностью разрушаются, отверстия для прохода трубок в этих местах размываются с 16,2 мм до 22...24 мм. Все вместе взятое приводит к местным нарушениям жесткости трубного пучка и увеличению амплитуды вибрации трубок в этих зонах.
9.	Эрозионное повреждение поверхности трубной доски (глубиной до 4...5 мм) с паровой стороны в районе расположения трубок первого хода воды вызывается повышенными скоростями греющего пара и срывом потоком этого пара конденсата с поверхности трубной доски и прилегающих к ней участков трубок.
10.	Эрозионное повреждение швеллеров и труб каркаса трубной системы ПНД и ПСВ происходит из-за воздействия потока влажного пара в местах его движения в нижнюю часть подогревателя через зазор между швеллерами и корпусом.
11.	В ряде случаев имеет место потеря герметичности трубного пучка аппаратов вследствие размыва пробок, отглушающих поврежденные трубки. Обычно в качестве заглушек применяются стальные конические пробки. При недостаточной герметизации зазора между пробкой и трубкой происходит интенсивный «размыв» пробки. Причиной такого разрушения пробки является, как правило, неудачный выбор соотношения между большим и меньшим диаметрами пробки и ее длиной. В ряде случаев в целях профилактики повреждений производится отглушение неповрежденных трубок. Такие трубки при отсутствии в них воды могут быть смяты наружным динамическим напором, а при наличии воды в них могут быть разорваны возникающим при нагреве внутренним давлением. В обоих случаях трубки меняют свое пространственное положение по отношению к проект-
ному, что при появлении даже незначительной вибрации приводит к разрушению соседних трубок.
12.	Значительный недогрев воды в вакуумных ПНД, работающих при давлении пара ниже барометрического, часто является следствием неудовлетворительной работы системы отвода неконденсирующихся газов (воздуха). Для их отвода из корпусов ПНД различными проектами предусматриваются: единичный патрубок; кольцевая перфорированная труба, устанавливаемая внутри или снаружи корпуса; вертикальная труба с отверстиями переменного сечения; горизонтальная перфорированная труба, устанавливаемая между трубками поверхности нагрева в области их гибов. Главный недостаток в работе таких устройств — поступление к ним части греющего пара помимо трубного пучка, что приводит к их запариванию и накоплению неконденсирующихся газов (воздуха) в застойных и плохо вентилируемых зонах трубной системы.
13.	Объединение трубопроводов отвода паровоздушной смеси из вакуумных подогревателей с аналогичными линиями от подогревателей сетевой воды, подогревателей химически очищенной воды и др. приводит к перегрузке этих трубопроводов и снижению тепловой эффективности ПНД. При каскадной схеме отвода паровоздушной смеси (из одного подогревателя в другой) условия для ее нормального удаления из последнего подогревателя ухудшаются.
14.	Нормальный режим работы вакуумных подогревателей (ПНД, СП) может нарушаться из-за подвода пара от уплотнений турбины в трубопроводы греющего пара этих подогревателей. В эти же трубопроводы иногда осуществляется сброс пара из расширительных баков. Воздух этих дополнительных потоков поступает к поверхностям нагрева подогревателей и резко ухудшает теплообмен.
15.	Эрозия наружной поверхности змеевиков зоны ОП ПВД от воздействия капель конденсата, особенно на АЭС, где ПВД работают на влажном паре.
16.	В ПВД камерного типа часто имеют место повреждения в водяных камерах. Здесь наряду с эрозией разделительной перегородки часто встречаются трещины в сварных швах, соединяющих водяную камеру с трубной доской и штуцерами, трубную доску с корпусом, и т.д.
При эксплуатации теплообменного оборудования могут возникнуть неисправности, вызванные различными причинами и приводящие к нарушению режима работы турбоустановки в целом.
Основные возможные неисправности работы теплообменного оборудования турбоустановки приведены в табл. 10.2.
Конденсационная установка		
Неисправность	Причина	Способ устранения
Увеличение сверх нормативного значения недогрева воды а) при одновременном увеличении гидравлического сопротивления конденсатора и нормальном состоянии воздушной герметичности вакуумной системы;	Загрязнение конденсаторных трубок (проверяется визуально осмотром трубок в отключенной по воде половине конденсатора, а также оценивается расчетом коэффициента чистоты)	Проверить и наладить режим обработки воды. Провести очистку трубок принятым на электростанции способом
б) при одновременном увеличении переохлаждения конденсата, содержания кислорода в конденсате (проверка воздушной герметичности свидетельствует об увеличении присосов воздуха);	Повышенные присосы воздуха в вакуумную систему. Пароструйные эжекторы работают на перегрузочной (крутой) ветви своей характеристики. Залив нижних рядов трубок конденсатом из-за неисправности регулятора уровня конденсата	Провести поиски мест присосов в вакуумной части установки и устранить неисправности. Исправить регулятор уровня конденсата в конденсаторе и наладить его работу
в) при одновременном увеличении содержания кислорода в конденсате и нормальном состоянии воздушной вакуумной системы	Ухудшение работы воздухоудаляющих устройств из-за недостаточного давления рабочей среды (пара, воды) перед ними;недостаточное поступление воды в охладители пароструйного эжектора Неисправность насоса рабочей воды водоструйного эжектора	Пароструйные эжекторы: восстановить давление пара перед соплами до нормального; проверить чистоту трубок холодильников; заглушить или заменить поврежденные трубки холодильников; проверить заполнение холодильников конденсатом и чистоту дренажных линий Водоструйные эжекторы: восстановить давление воды перед соплами до нормального. Провести ревизию сопел и диффузоров: очистку, замену изношенных
Увеличение сверх нормативного значения нагрева охлаждающей воды а) при одновременном увеличении давления охлаждающей воды перед конденсатором и гидравлического сопротивления конденсатора;	Загрязнение трубных досок или трубок. Неисправность водоочистительных устройств на водозаборе Засорение сопел градирни или брызгального устройства	Провести очистку трубных досок н трубок Проверить состояние и наладить работу фильтров Провести промывку сопел
б) при одновременном увеличении давления воды перед конденсатором, в сливных трубах конденсатора и уменьшении гидравлического сопротивления;	Наличие подпора на сливной линии конденсатора из-за неполного открытия сливной задвижки (затвора) или скопления воздуха в верхней части сливной камеры	Проверить открытие задвижки (затвора) на сливной линии (открыть полностью). Включить в работу эжекторы циркуляционной системы (восстановить сифон). Проверить состояние сопел брызгального бассейна
Табл. 10.2. Неисправности теплообменного оборудования и способы их устранения
в) при одновременном уменьшении давления в напорной магистрали, разрежения на всасывающей линии циркуляционного насоса, гидравлического сопротивления конденсатора; г) при одновременном увеличении разрежения в сифоне, уменьшении давления в напорной линии перед конденсатором и гидравлического сопротивления	Износ рабочих колес, засорение каналов колес и направляющих аппаратов, подсос воздуха через уплотнения вала циркуляционных насосов Наличие большого сопротивления по напорной линии конденсатора	Включить резервный циркуляционный насос. Остановить и отрсвизовать работавший насос Проверить положение задвижек на напорной линии конденсатора (открыть полностью)
Увеличение содержания кислорода в конденсате после конденсатных насосов сверх норм ПТЭ	Появление присосов воздуха на участке трубопровода конденсатор - конденсатный насос	Провести поиск и устранение неисправностей
Повышенная жесткость конденсата	Присосы охлаждающей воды в основном конденсаторе или конденсаторе ТПН	Проверить водяную герметичность конденсатора, обнаружить и устранить место присоса сырой воды
Водоструйные и пароструйные воздушные насосы (эжекторы)		
Водоструйный (пароструйный) эжектор при пуске турбины не создает требуемого разрежения в конденсаторе	Нарушение нормальной работы эжектора Очень большой присос воздуха Недостаточное давление рабочей воды (пара) пред соплами Засорились сопла	Проверить работу эжектора «на себя». Выявить места присосов Проверить подачу пара необходимых параметров. Отключить эжектор и очистить сетки Отключить эжектор и почистить сопла
Водоструйный (пароструйный ) эжектор при работе турбины не поддерживает необходимое разрежение в конденсаторе	Недостаточный расход рабочей воды Повышенный присос воздуха в вакуумную систему Значительное возрастание сопротивления тракта между конденсатором и эжектором Нарушение правильной работы сифона на сливе водяного эжектора Чрезмерное повышение температуры охлаждающего конденсата парового эжектора	Проверить работу насоса (подачу пара). Отключить эжектор и очистить водяные (паровые) сетки и сопла Отыскать и устранить присос Полностью открыть задвижку. Устранить заедание штока в уплотнении или сервомоторе Устранить места присоса воздуха в сливную трубу. Очистить сливную трубу Увеличить расход охлаждающего конденсата
Вода из водоструйного эжектора попадает в конденсатор	Заедание обратного клапана при нарушении подачи рабочей воды	Откачать воду из конденсатора до восстановления нормального уровня
Из выхлопного патрубка пароструйного эжектора выбрасывается вода	Повышенный уровень в паровом пространстве конденсатора	Откачать воду из конденсатора до восстановления нормального уровня
Табл. 10.2 (продолжение)
В воронку третьей ступени парового эжектора поступает вода	Появилась неисправность в трубной системе охладителя Нарушился слив конденсата в конденсатор	Отключить в ремонт поврежденный эжектор Наладить работу слива
Подогреватели (ПНД, ПВД, СП, ПСВ)		
Ослабление вальцовки и разрывы трубок вблизи трубных решеток	Некачественная вальцовка Неудовлетворительная компенсация температурных напряжений трубок Неэффективное анкерное крепление, допускающее большой прогиб трубных досок (что может быть не обнаружено при гидравлических испытаниях) Низкое качество трубок Коробление трубной доски при наличии значительной разности температур на отдельных ее участках	Подвальцевать трубки или заменить их новыми Наладить компенсацию температурных напряжений трубок Закрепить трубные доски надлежащим образом Заменить некачественные трубки новыми Произвести ремонт трубной доски
Разрывы трубок напротив патрубка входа пара или в местах расположения поперечных перегородок	Эрозия (разрушение) трубок от ударов паровой струи и истирание их о перегородки вследствие вибрации и температурных удлинений	Установить в корпусе, напротив входа пара, отбойный щит
Поломка пароотбойного щита	Нерасчетные режимы эксплуатации подогревателя Неправильная конструкция пароотбойного щита	Осуществлять эксплуатацию подогревателя в расчетных режимах или заменить аппарат Правильно сконструировать пароотбойный щит, позволяющий выдерживать динамические нагрузки от парового потока и компенсировать термические напряжения
Гидравлические удары в подогревателе	Местное парообразование в отдельных трубках при слабой циркуляции воды в них, что обычно происходит в подогревателях, питающихся паром повышенного	давления (0,4...0,7 МПа) при небольшом давлении воды	Давление воды должно быть не менее чем на 0,1 МПа больше давления пара
Гидравлические удары в паропроводах подогревателя	Наличие воды (конденсата) при пуске	Установить в нижних точках паропроводов дренажи и производить продувку паропроводов перед пуском
Гидравлические удары в трубопроводах сетевой воды	Разрывы потока при быстром включении и выключении сетевой воды, парообразование в трубопроводах при недостаточном давлении сетевой воды	Обеспечить возможность продувки трубопроводов, медленно включать и выключать линии и проверять соответствие температуры воды ее допускаемому давлению
Табл. 10 2 (продолжение)
Нарушение соединений, разрывы стыков арматуры, срывы опор	Неудовлетворительная температурная компенсация трубопроводов Быстрый прогрев трубопроводов и арматуры	Наладить компенсацию температурных напряжений трубопроводов Обеспечить медленный прогрев трубопроводов и арматуры
Пробивание прокладок фланцев	Неудовлетворительное качество прокладок Перекосы фланцев	Сменить прокладки Устранить перекос фланцев
Зарастание трубок накипью с водяной стороны	Повышенное солесодержание сетевой воды, а также вынос продуктов коррозии из сетей	Очистить трубки от накипи. Улучшить качество водоподготовки. Наладить деаэрацию воды
Коррозия трубных досок и водяных камер	Неудовлетворительная деаэрация сетевой или подпиточной воды Подсос воздуха в сеть вследствие неправильного ведения гидравлического режима Электрохимическая коррозия из-за наличия гальванических пар	Питать сети деаэрированной водой Поддерживать правильный гидравлический режим Устранить гальванические пары
Значительное снижение теп-лопроизводительности	Загрязнение поверхности теплообмена Наличие воздуха в паровом пространстве подогревателя	Произвести очистку трубок поверхности теплообмена Наладить работу системы воздухоудаления
Повышение уровня воды в корпусе подогревателя сверх допустимого уровня	Разрыв трубок Нарушение работы конден-сатоотводчика	Произвести ремонт с отглу-шением поврежденных трубок Отремонтировать конденсато-отводчик
Снижение температуры подогреваемой воды	Протечки через обводные линии по сетевой воде Снижение давления греющего пара Протечки под промежуточными перегородками в водяной камере	Устранить пропуск на обводных линиях Увеличить давление греющего пара Устранить протечки в водяной камере
Большое гидравлическое сопротивление по водяной стороне	Наличие загрязнения трубок Наличие воздушных мешков в водяных камерах	Устранить загрязнение трубок Устранить воздушные мешки и установить воздушники
Малое гидравлическое сопротивление по водяной стороне подогревателя	Протечки в водяных камерах помимо трубного пучка Протечки через арматуру обводных линий по сетевой воде	Провести ревизию прокладок водяных камер и крепления анкерных связей Устранить протечки через арматуру обводных линий
Деаэраторы		
Повышение содержания кислорода в деазрированной воде свыше 10 мкг/кг	Недостаточный расход выпара	Проверить достаточность открытия вентиля на линии выпара. В случае утилизации теплоты выпара в схеме блока направить его в атмосферу. Если содержание кислорода в деаэрированной
Табл. 10.2 (продолжение)
	Высокое содержание кислорода в основном конденсате, поступающем в деаэрационную колонку, а также в конденсате и дренажах, направленных в бак-аккумулятор Неправильно определена концентрация кислорода в пробе Неудовлетворительная вентиляция деаэрационной колонки при заданном значении давления в деаэраторе: •	температура ОК за последним ПНД близка к температуре насыщения при номинальном давлении в деаэраторе; •	недостаточный расход пара в колонку при полном открытии регулирующего клапана Тепловая перегрузка деаэратора (большая разность температур насыщения в деаэраторе и поступающего конденсата): •	в пусковых режимах •	в регулировочном диапазоне при отключении ПНД Неравномерная подача основного конденсата, вызванная неустойчивой работой регулятора уровня в конденсаторе Колебания давления в деаэраторе, вызванные неустойчивой работой регулятора давления Большая скорость изменения нагрузки блока в нестационарных процессах при работе деаэратора по скользящему графику давления	воде соответствует норме, оставить открытым выпар в атмосферу. Если содержание кислорода не уменьшается, искать другие причины неудовлетворительной работы деаэратора Выявить и ликвидировать места присосов воздуха Проверить правильность выполнения химических анализов; правильность отбора пробы, ее температуру, расход, отсутствие пузырьков воздуха; герметичность трубной системы охладителя пробы Снизить температуру основного конденсата открытием байпаса последнего ПНД либо прикрытием паровой задвижки к нему Повысить давление в источнике греющего пара. При необходимости перейти на питание от более высокого отбора или от коллектора собственных нужд Использовать пусковой подогреватель, если он имеется в системе, уменьшить расход питательной воды Повысить температуру поступающего конденсата. Если это невозможно (ПНД в ремонте), то следует разгрузить блок или работать с пониженным давлением в деаэраторе Проверить работу регулятора уровня в конденсаторе, при необходимости перейти на работу по байпасу клапана Проверить работу регулятора давления; при необходимости перейти на дистанционное управление клапаном регулятора давления Уменьшить скорость повышения или понижения нагрузки блока или работать с номинальным давлением в деаэраторе
Табл. 10.2 (продолжение)
	Неисправность деаэрационной колонки	Если режимными мероприятиями не удается снизить содержание кислорода в деаэрированной воде, провести экспресс-испытание деаэратора. По результатам испытаний решить вопрос о необходимости вывода деаэратора в ремонт или его реконструкции
Маслоохладители		
Температура масла за маслоохладителями выше 45 °C	Засорение водяных фильтров Попадание воздуха в корпус маслоохладителя Обрыв «щечек» задвижки на трубопроводе охлаждающей воды Засорение трубных досок маслоохладителя «Срыв» сифона маслоохладителя	Промыть фильтр Открыть воздушник водяной камеры маслоохладителя, удалить оттуда воздух, затем закрыть воздушник Включить резервный маслоохладитель Отключить маслоохладитель с неисправной задвижкой Включить резервный маслоохладитель Отключить маслоохладитель с засоренной трубной доской. Сообщить оператору на щит управления об отключении маслоохладителя и включении резервного Прикрыть задвижку на сливе охлаждающей воды. Открыть вентиль воздушника из верхней водяной камеры маслоохладителя и зарядить сифон. Закрыть воздушник и прикрыть задвижку на сливе охлаждающей воды
Понижение уровня масла в «чистом» отсеке главного маслобака	Течи в маслопроводах или в маслоохладителях Засорение сетчатых фильтров в главном маслобаке	Осмотреть маслопроводы. Проверить закрытие задвижки аварийного слива масла. Поочередно проверить герметичность маслоохладителей. Долить масло в главный маслобак Очистить сетчатые фильтры
Табл. 10.2 (окончание)
10.9.	Особенности эксплуатации теплообменных аппаратов ГТУ
Каждый теплообменный аппарат в соответствии со своим местом в цикле и схеме ГТУ (т. е. в соответствии с назначением), типом конструкции, видом теплоносителей, необходимостью и возможностью управления им, местом размещения (в помещении или вне его) имеет, естественно, и свои особенности в эксплуатационном поведении, в эксплуатационной надежности, во влиянии на надежность и экономичность эксплуатации ГТУ в целом.
Порядок эксплуатации турбоустановок и в числе другого их оборудования — теплообменных аппаратов определяется отраслевыми нормативными документами. Применительно к приводным ГТУ таким документом являются «Правила технической эксплуатации магистральных газопроводов» и «Правила технической эксплуатации компрессорных цехов с газотурбинным приводом». Для конкретных ГПА разрабатываются отдельные инструкции по эксплуатации (например «Инструкция 194 ИЭ» для ГПА типа ГТК-10-4). Инструкции для ряда конкретных систем и видов оборудования собраны в сборники.
10.9.1.	Вопросы эксплуатации теплообменных аппаратов ГТУ
Регенераторы
Регенераторы, как теплообменники, прямо включенные в цикл по обоим теплоносителям, не могут управляться отдельно от ГТУ и собственных органов регулирования не имеют. Как орган управления тепловым состоянием регенератора для предотвращения термоусталостных повреждений при пуске газотурбинной установки может рассматриваться система подогрева регенератора. Подогрев может осуществляться либо подводом продуктов сгорания или сжатого воздуха от соседних работающих ГТУ, либо с помощью огневого подогревателя — наподобие подтопочного устройства в системах подогрева сетевой воды (см. гл.6). Из-за сложности таких устройств указанные проблемы должны решаться при проектировании регенератора путем выбора метода компенсации взаимных тепловых перемещений корпуса и трубного пучка (например с помощью линзового компенсатора), а также анализа температурных полей и напряжений в деталях на переходных режимах (пуски, остановы).
В эксплуатации важно поддержание исправного состояния и правильной работы системы опорных лап регенератора, опор газоходов и воздуховодов для обеспечения свободы термического перемещения этих элементов схемы ГТУ и отсутствия их силового воздействия на соединенные с ними турбомашины. В опорах должна сохраняться подвижность и необходимые зазоры в установочных шайбах дистанционных болтов.
Наличие регенераторов (как мощных тепловых аккумуляторов в составе ГТУ) благотворно влияет на теплонапряженное состояние критических
деталей (лопаток и дисков) на переходных эксплуатационных режимах, в частности при погасании факела в камере сгорания, так как регенератор сглаживает скачки температуры газа при сбросе и набросе топливопода-чи, впрочем, эти явления управляются также системой регулирования ГТУ с помощью ограничителя приемистости.
Не менее важную роль в динамике ГТУ играет регенератор как аккумулятор рабочего тела — воздуха. Так, при внезапной остановке ГТУ необходимо сократить длительность выбега роторов, в то время как накопленное в объемах регенератора и его подводящих и отводящих трубопроводов сжатое рабочее тело продолжает вырабатывать в турбинах мощность, используя аккумулированную регенератором теплоту. Поэтому в конструкции регенеративных ГТУ имеются сбросные (выпускные) воздушные клапаны, через которые при указанной ситуации сбрасывается в атмосферу воздух из воздуховода, соединяющего цикловой компрессор и регенератор.
Чисто эксплуатационные проблемы регенераторов связаны с ухудшением их основной функции — возврата в цикл выхлопной теплоты, что может быть обусловлено ухудшением теплопередачи и протечками теплоносителей в аппарате.
Рост термического сопротивления поверхностей теплообмена связан с загрязнением их отложениями продуктов коррозии, пыли, песка, сажи. Последнее особенно характерно для ГТУ, работающих на жидком топливе, при пусках из холодного состояния с большими избытками воздуха. Для предотвращения образования отложений на газовой стороне применялись сажеобдувочные устройства и промывка водой, что весьма затруднительно при ходе газов в межтрубном пространстве. Конструкция регенератора должна исключать наличие карманов в полостях на стороне продуктов сгорания, где могли бы накапливаться в больших количествах такие отложения.
Причинами отклонений тепловых показателей регенератора от проектных величин во время эксплуатации могут быть также потери теплоты в окружающую среду при нарушениях теплоизоляции и неравномерности фактического распределения теплоносителей по сечениям трактов. Первое устраняется очевидными ремонтными действиями и выбором атмосферостойкого типа теплоизоляции; второе же гораздо сложнее и требует при проектировании регенератора тщательного анализа структуры течений теплоносителей в нем, например учета протечек через зазоры в промежуточных перегородках и закрутки потоков после турбомашин, выявления и устранения теневых, застойных и отрывных зон и т.п.
В качестве режимной характеристики для диагностирования состояния регенератора в [58] предлагается принять скорости теплоносителей, характеризующие интенсивность теплообмена и гидравлические сопротивления по трактам, что в конечном счете сводится к оценке стабильности зависимостей: Ей / Nu = f(Re,Pr) и Ей = J[Re). Первая зависимость напоминает ранее обсуждавшийся энергетический коэффициент. При методологической верности такого подхода неясна возможность его реализации, посколь-
ку в эксплуатационных условиях весьма затруднительна организация точных замеров расходов воздуха и продуктов сгорания.
Методы диагностики важнейшей эксплуатационной неисправности регенераторов — наличия и величины утечек сжатого воздуха базируются в основном на параметрах, контролируемых в процессе опрессовки регенераторов на неработающем агрегате [58], таких как:
•	темп падения давления в заглушенном испытываемом регенераторе;
•	изменение режима работы агрегатов, от которых осуществляется отбор воздуха на опрессовку;
•	показания специально установленной мерной шайбы в режиме критического истечения воздуха через неплотности регенератора;
•	замеренное проходное сечение щелей;
•	прирост мощности ГТУ после заделки дефектов;
•	материальный баланс расходов через щели и контролируемый штуцер подвода воздуха.
Все перечисленные методы требуют остановки ГТУ и глушения секций регенератора. Размеры и пропускная способность щелей могут существенно различаться в рабочем и нерабочем состоянии, к тому же данные параметры вообще трудно определить.
Этих недостатков лишен метод определения протечек воздуха из воздушного тракта в газовый на работающей ГТУ по сопоставлению содержания кислорода в продуктах сгорания до регенератора и после него, которые различаются вследствие примешивания протечек чистого воздуха [58]. Погрешность при утечках воздуха 3% и выше составляет ± 0,5%. Отметим, что допустимы утечки не более 1 %.
Промежуточные воздухоохладители
Особенность эксплуатации воздухоохладителей — выпадение влаги из сжатого воздуха при охлаждении его до точки росы, соответствующей рабочему давлению. Для надежной работы воздухоохладителей необходимы сбор капель влаги с помощью сепараторов и периодическая продувка конденсатосборника.
Причины ухудшения работы воздухоохладителей:
•	образование с водяной стороны отложений: карбонатных, алюмосиликатных, органических, продуктов коррозии;
•	загрязнение воздушной стороны пылью;
•	коррозия (обесцинкование) латунных трубок вплоть до образования сквозных дефектов;
•	возникновение воздушных мешков при подводе воды сверху.
Механическая чистка отложений внутри трубок щетками, шарошками и т.п., как правило, неэффективна, более полезна кислотная промывка.
Регулирование режима воздухоохладителей возможно путем различного включения секций по воде: параллельное соединение выгодно при большом расходе воды, причем в первой по ходу воздуха секции нагрев воды
выше и она может использоваться для теплофикации; при малых расходах воды эффективнее последовательное соединение.
Системы маслоохлаждения
При эксплуатации маслосистем ГТУ (как и маслосистем ПТУ) должен выполняться ряд мер по обеспечению требуемых физико-химических свойств турбинного масла, удовлетворению требований безопасности и экономичности:
•	не допускается смешение масел с разным комплексом присадок;
•	не допускается применение средств очистки масел, изменяющих их свойства (например сорбентов, поглощающих присадки);
•	тщательно контролируется состояние емкостей для хранения масла (отсутствие течей, попадания механических примесей и воды);
•	масло должно подвергаться систематическому контролю на соответствие требованиям, ежедневно контролируется прозрачность, содержание влаги и механических примесей;
•	все отработанное масло подлежит сбору и регенерации, в частности очистке с помощью пресс-фильтров и центрифуг;
•	не допускаются значительные утечки масел в окружающую среду по экологическим соображениям.
Эксплуатация водяных маслоохладителей тесно связана с работой систем оборотного водоснабжения и градирен. Вода для технологических нужд должна удовлетворять нормам СП 350-66. При циркуляции воды в открытой оборотной системе происходят повышение ее жесткости и насыщение кислородом. Первое создает опасность возникновения отложений на внутренних поверхностях трубок маслоохладителей, а второе повышает коррозионную активность воды.
Вода и трубопроводы системы, как уже было сказано, подвергаются ряду химических обработок: вода — подкислению, обработке фосфатами для предотвращения карбонатных отложений и хлорированию для предотвращения биологических отложений, а трубопроводы — промывкам фосфатами и серной кислотой.
Эксплуатационные проблемы градирен:
•	потери воды за счет испарения и капельного уноса в окружающую среду, а также через трещины в стенках водосборного бассейна;
•	обледенение конструкций и входных окон воздуха в зимнее время;
•	гниение деревянных и коррозия металлических конструкций;
•	неравномерность плотности дождя в оросителе из-за смещения розеток, протечек желобов и лотков и др.;
•	заиление бассейна песком и илом.
При эксплуатации градирен, оснащенных вентиляторами, должны контролироваться вибрации и посторонний шум на вентиляторе, температура его подшипников и уровень масла в корпусе редуктора.
Важен контроль состояния циркуляционных насосов и уровня воды в
бассейне для предотвращения срыва на всасывании насосов при попадании воздуха во всасывающую трубу.
Основная эксплуатационная проблема собственно водяных маслоохладителей — это загрязнение трубок и полостей с водяной стороны.
Как уже отмечалось ранее, в современных ГТУ преимущественно применяются воздушные системы маслоохлаждения, в том числе с промежуточным теплоносителем, при которых проблемы оборотного водоснабжения исчезают.
Возможные управляющие воздействия при регулировании систем маслоохлаждения с АВО:
•	поочередное включение—выключение вентиляторов;
•	изменение частоты вращения вентиляторов вплоть до реверсирования;
•	изменение углов установки лопастей вентиляторов;
•	изменение положения жалюзи;
•	полное выключение вентиляторов и переход на охлаждение за счет естественной конвекции (самотяги);
•	перепуск масла и промежуточного теплоносителя.
Целесообразная последовательность применения этих воздействий должна вырабатываться с учетом минимизации расхода электроэнергии.
При эксплуатации воздушных систем маслоохлаждения необходимо соблюдать ряд рекомендаций:
•	для предупреждения рециркуляции горячего воздуха на выходе из АВО учитывать при выборе их размещения преобладающее направление ветра, обеспечивать достаточные расстояния между блоками АВО, применять верхнее расположение вентиляторов, устанавливать теплообменники на одном уровне;
•	при заполнении контуров следить за выходом воздуха через воздушники, при сливе теплоносителей — обеспечивать полное опорожнение теплообменников через дренажные линии в емкости достаточного объема, при необходимости приподнимать одну сторону теплообменника;
•	в зимнее время применять подогрев масла и укрытий АВО перед запуском системы;
•	в промежуточный теплоноситель должны добавляться ингибиторы коррозии, при использовании воды следить, чтобы она была либо дистиллированной, либо умягченной;
•	следить за свободой тепловых перемещений пучков трубок теплообменников АВО;
•	избегать частых пусков и остановов (особенно в зимнее время) для предупреждения расслаивания биметаллических трубок и появления термоусталостных трещин в монометаллических трубках из алюминиевых сплавов;
•	контролировать и предупреждать образование наледей на патрубках и лопастях вентиляторов;
•	контролировать разницы температур промежуточного теплоносителя на параллельно включенных секциях — при необходимости уменьшать их путем регулирования расхода промежуточного теплоносителя;
•	в летний период периодически очищать наружную поверхность оребренных трубок от пыли, пуха, семян и листьев растений путем промывки водой под давлением, продувки паром или сжатым воздухом, реверсирования вентилятора;
•	периодически проверять и при необходимости восстанавливать балансировку колес вентиляторов, предпочтительно без разборки вентилятора;
•	контролировать температуру подшипников редуктора и уровень масла в нем.
Утилизационные подогреватели воды
Схемы подключения утилизаторов, требуемое оборудование, арматура и некоторые вопросы управления утилизационными установками описаны ранее (см. гл. 6).
Требования к оснащению утилизаторов контрольной и защитной аппаратурой определяют «Правила устройства и безопасной эксплуатации водогрейных котлов».
Трубопроводы системы утилизации и запорная арматура должны быть теплоизолированы.
При эксплуатации систем утилизации теплоты должен соблюдаться ряд правил:
•	вода, используемая для пополнения контуров утилизаторов, должна удовлетворять требованиям СН 350-66 и подвергаться соответствующей обработке; в частности, допустимо качество воды по следующим нормам: жесткость общая— 0,03 мг • экв/л; растворенный кислород — 0,03...0,1 мг/л; содержание железа — 0,2 мг/л; содержание масла — 3...5 мг/л;
•	для обеспечения безопасности ГТУ должны быть согласованы открытие и закрытие шибера по газовой стороне на утилизаторе и шибера на подходе к выхлопной трубе; их конструкция должна исключать одновременное закрытие;
•	при включении утилизатора в работу подача воды должна быть плавной для предотвращения гидравлических ударов; открытие и закрытие входных, выходных и продувочных задвижек должно производиться согласованно, чтобы обеспечить вытеснение воздуха; следует открыть шибер по газовой стороне и прикрыть шибер на подходе к выхлопной трубе;
•	в зимнее время включать утилизатор в работу только при работающей ГТУ;
•	необходимо контролировать давление воды трубном пучке (3,5... 3,75 кгс/см2) и тепловой режим утилизатора (температура греющих газов — 250...320 °C, температура воды — 70... 100 °C);
•	при отсутствии роста температуры воды, что свидетельствует о возникновении парообразования, необходимо увеличить расход воды и(или) произвести дополнительную продувку через дренажную задвижку;
•	при отключении утилизатора сначала открыть шибер на подходе к выхлопной трубе и закрыть шибер по газовой стороне; затем закрыть входные и выходные задвижки по воде и открыть продувочные;
•	при отключениях утилизаторов должно быть гарантировано полное удаление из них воды, в том числе продувкой сжатым воздухом;
•	утилизатор должен быть отключен немедленно при повреждении теплообменных трубок и остановке циркуляционных насосов, а также не позднее 30 мин после остановки ГТУ в зимнее время.
10.9.2.	Переменные режимы работы теплообменных аппаратов ГТУ
Виды переменных режимов
Переменные режимы работы теплообменных аппаратов ГТУ — это такие режимы, когда возникают изменения «входных» параметров: расходов теплоносителей и их температур и давлений на входе. При этом определенным образом меняются «выходные» параметры и характеристики аппарата: теплопроизводительность (тепловая мощность), коэффициент теплопередачи, температуры теплоносителей на выходе, их потери давления, степень регенерации для регенераторов, степень охлаждения для цикловых воздухоохладителей. Меняются также и внутренние параметры теплоносителей, в частности, скорости их течения по трактам. Одновременно изменяется температурное и напряженное состояние деталей теплообменников.
Причины возникновения переменных режимов различаются для разных видов теплообменников и разных эксплуатационных ситуаций и состояний:
•	изменение режима работы ГТУ при изменениях потребления вырабатываемой ими мощности для аппаратов, включенных в цикл, — регенераторов и промежуточных цикловых воздухоохладителей;
•	ручные и/или автоматические регулировочные воздействия на органы управления (жалюзи, перепускные клапаны, шиберы), изменение углов установки лопастей вентиляторов, изменение частоты вращения электроприводов насосов и вентиляторов для маслоохладителей, АВО, утилизационных подогревателей воды, градирен в целях оптимизации работы соответствующих систем или при отключениях секций аппаратов для обслуживания;
•	возникновение загрязняющих отложений на поверхностях теплообмена; при этом изменяются проходные сечения трактов аппаратов и термическое сопротивление стенок поверхностей теплообмена;
•	возникновение утечек теплоносителей при повреждениях стенок поверхностей теплообмена;
•	уменьшение площади поверхности теплообмена при повреждениях трубок и их отглушении;
•	изменение вида теплоносителя при сезонной замене антифриза на воду и обратно в системах маслоохлаждения с промежуточным теплоно-
сителем;
• изменение параметров окружающей среды (температуры, влажности
воздуха, скорости и направления ветра) для аппаратов, сообщающих-
ся с атмосферой — АВО, градирни.
Следует различать «статику» и «динамику» переменных режимов. Динамическими переменными режимами для теплообменников, включенных в цикл ГТУ, являются режимы пусков и остановов (нормальных и аварийных), при которых за короткое время (10... 15 мин) происходит резкое изменение состояния аппарата. Эти режимы наиболее опасны с точки зрения термопрочности, так как при них возникают наибольшие градиенты температур в деталях теплообменников и быстрее всего исчерпывается их ресурс.
Пример изменения входных параметров регенератора при пуске и нормаль-
Рис.10.18. Изменение входных параметров теплоносителей регенератора при пуске и нормальном останове ГТУ. а — изменение частоты вращения ротора ТВД, б—изменение температур, в — изменение давлений, г — изменение расходов, т — время от момента трогания ротора ТВД; сплошная линия — пуск; штриховая — нормальный останов
ном останове показан на рис.10.18. «Ведущим» параметром ГТУ, задающим темп изменения всех остальных параметров, является частота вращения ротора ТВД. Из графиков видно, что согласованно, в высоком темпе и довольно сложным образом меняются расходы теплоносителей, их давления и температуры на входе в регенератор.
При рассмотрении переменных режимов считается, что конструкция аппарата в основном не меняется, за исключением ряда отмеченных выше ситуаций.
Анализ переменных режимов теплообменных аппаратов ГТУ
Исследование переменного режима теплообменников может выполняться разными способами, выбор которых зависит от целей анализа.
Если рассматривается переменный режим установки в целом и исследование ведется не методом малых отклонений, то целесообразно иметь частные, простые в использовании зависимости, позволяющие выполнять быстрые оценки изменений характеристик аппарата. Причем важно, чтобы эти зависимости правильно отражали основные воздействия и «работали» в широком диапазоне изменения входных параметров без потери точности.
Так, для наиболее важного теплообменника ГТУ — регенератора — в [58,59] получены формулы, с помощью которых можно оценить изменение его наиболее важной характеристики — степени регенерации.
Формула [59] выведена на базе уравнения теплопередачи в регенераторе с использованием противоточного температурного напора с поправкой на перекрестный ток теплоносителей; применены также формула Уварова и эмпирические формулы расчета коэффициентов теплоотдачи для воздуха (внутри трубок) и продуктов сгорания (между трубками); учтены и зависимости теплофизических свойств теплоносителей — воздуха и продуктов сгорания — от температуры и давления. Из этого перечня видно, что при построении формулы отражены практически все важные взаимосвязи в теплообменном аппарате.
В результате получена следующая зависимость:
\0,32/
\ 0,06 z
\0,25<
Го +(1-г0)

к 7
здесь индекс «о» относится к номинальному режиму;
Т — расход и входная температура воздуха;
Т — входная температура продуктов сгорания,
Сд, — поправка к противоточному температурному напору при перекрестном течении воздуха и продуктов сгорания.
В этой зависимости представлены главные факторы, определяющие изменение степени регенерации на переменном режиме. Формула компактна, внутренние структуры безразмерны, т. е. имеют свойства параметров подобия.
Из формулы видно (по величине показателей степеней), что наиболее сильно на изменении степени регенерации сказывается изменение расхода воздуха (и продуктов сгорания), а наиболее слабо —- изменение его температуры. Отметим, что это же (с точностью до знаков воздействия) следует из представленной в разделе 6.3 методики расчета регенератора методом малых отклонений (см. величины коэффициентов влияния в табл. 6.11).
Формула пригодна для расчетов при изменении режима от номинального до нулевого. Действительно, при стремлении отношений в скобках к единице, т. е. при приближении к номинальному режиму, г —>го. Это показывает логическую верность формулы. Интересен и другой предельный случай — при G —>0. Это режим остановленной ГТУ и, естественно, неработающего регенератора. Из формулы следует, что в этом случае г —>1. Для промежуточных режимов это означает, что при снижении нагрузки ГТУ степень регенерации в регенераторе возрастает. Это же видно из графика, изображенного на рис. 10.19.
Рис. 10.19. Изменение степени регенерации в регенераторе ГТУ в зависимости от относительного расхода воздуха (номинальное значение г = 0,7)
Характер изменения степени регенерации показывает, что в указанных ситуациях доля возвращаемой в цикл теплоты возрастает, тем самым частично компенсируется падение КПД цикла вследствие падения КПД турбомашин при работе на режимах, отличающихся от номинального. Регенеративная схема ГТУ оказывается выгодной еще и с этой точки зрения.
Сходным образом могут быть построены и проанализированы подобные зависимости и для других теплообменников ГТУ [59].
Вывод конечных формул типа приведенной выше возможен при заметных упрощениях и допущениях, например при отсутствии учета изменения характера и закономерностей теплообмена при смене режимов течения теплоносителей с турбулентного на ламинарный при очень малых расходах. Однако учет этих обстоятельств сделает невозможным построение простой и наглядной формулы. Кроме того, в рассмотренной формуле не отражены связи режимных параметров теплообменника с конструктивными. А попытка увязать еще и гидравлические характеристики приведет (если удастся) к появлению громоздких формул, аналогичных использованной при расчете пластинчатого регенератора в разд. 6.3.
Более широкие возможности предоставляет метод малых отклонений при наличии базы коэффициентов влияния для внутренних взаимосвязей параметров теплообменника (см. табл. 6.11) и для связей внешних показателей теплообменного аппарата с показателями ГТУ [50].
Преимущества метода малых отклонений проявятся при исследовании переменного режима ГТУ с учетом взаимодействия всех ее компонентов — турбомашин, камеры сгорания, теплообменных аппаратов, вспомогательного оборудования, органов регулирования, патрубков и т.д.
Метод малых отклонений применительно к переменному режиму теплообменного аппарата будет рассмотрен далее.
Для теплообменников, не включенных в цикл ГТУ, может быть развит метод анализа переменного режима в форме построения балансовых моделей, основы которого продемонстрируем на примере двух систем маслоох-лаждения — с прямым воздушным охлаждением масла и с промежуточным теплоносителем.
Цель работы обеих систем и основная целевая функция (параметр-функция) при рассмотрении переменного режима — поддержание в заданных пределах температуры масла на выходе. Причем для нее характерно большое число факторов регулирования — параметров-аргументов переменного режима: расход «горячего» масла, который можно менять с помощью клапана перепуска; расход воздуха, зависящий от режима работы вентиляторов, положения жалюзи, число включенных вентиляторов; в системе с промежуточным теплоносителем к отмеченным факторам добавляется еще один — расход промежуточного теплоносителя, который можно регулировать его байпасированием (перепуском) мимо АВО. Внешними параметрами-аргументами переменного режима являются температура «горячего масла», определяемая режимом работы ГТУ, и температура атмосферного воздуха, зависящая от климатической зоны, сезона, времени суток, т. е. от метеоусловий. При этом, если температура «горячего масла» —- это лишь контролируемый параметр, введенный к тому же в систему аварийной защиты агрегата, то слишком высокая температура атмосферного воздуха может быть понижена (например, с помощью водоиспарительного охлаждения).
Модель переменного режима системы с прямым воздушным охлаждением масла состоит из двух подсистем — тепловой и гидравлической.
Тепловая подсистема строится для теплообменника АВО и состоит из уравнения теплового баланса масляной и воздушной сторон, уравнения теплопередачи, метода расчета температурного напора, методов расчета теплоотдачи масла и воздуха, метода описания теплофизических свойств обоих теплоносителей. В подсистему включается описание конструкции теплообменника, как определяющей проходные сечения трактов, т. е. скоростей теплоносителей. Ясно, что такой комплекс разнородных зависимостей будет нелинейной системой уравнений. При задании теплопроизво-дительности теплообменника (по прогнозируемому тепловыделению в маслосистему) и уровня нагрева воздуха (или охлаждения масла) путем решения указанной системы уравнений можно построить зависимость требуемого расхода атмосферного воздуха от его температуры:	=/(*„„_,<))
Эта зависимость может быть выражена в табличной, графической (см. рис. 10.20 а) или (после аппроксимации) в аналитической формах. Диапазон изменения температуры атмосферного воздуха задается техническими условиями на ГТУ и обычно не шире интервала -60...+50 °C.
Гидравлическая подсистема воздушного тракта описывает зависимость потерь давления в тракте от расхода воздуха: ДР^ =/U ,за) и в силу однозначной связи — от его температуры: ДР^ = Полученная зависимость также выражается в табличной, графической (см. рис. 10.20, б) и ана
Т)
'вент
н
пвент
возд
1возд
Рис. 10.20. Функциональные зависимости модели переменного режима системы воздушного маслоохлаждения.
а — зависимость расхода воздуха от его температуры, б — зависимость потери давления воздуха и напора самотяги от температуры воздуха, в — характеристика вентилятора с рабочей точкой, г—зависимость температуры охлажденного масла от температуры воздуха, д — зависимость температуры охлажденного масла от температуры воздуха и от расхода промежуточного теплоносителя, ал — угол установки лопастей вентилятора, г)генга — КПД вентилятора, Нс — напор самотяги, GnTH—расход промежуточного теплоносителя, Р. Т. — рабочая точка вентилятора, А — точка равенства напора вентилятора и напора самотяги
литической формах. Наложение зависимости ДР,(,3() = /(на характеристику вентилятора напор—расход Нент = /(К()3<>) (см. рис. 10.20, в), для которого тракт АВО является сетью, позволит найти рабочую точку и определит требуемую частоту вращения и угол установки лопастей вентилятора. Такой принцип можно назвать принципом баланса гидравлических потерь в сети и напора побудителя расхода.
Целесообразно одновременно построить также зависимости для напора самотяги Нс ~ flV,UIJ) и Нс -flt,mJ), что позволит определить зону режима (левее точки Л), в которой расход самотяги воздуха больше, чем от побудителя расхода — вентилятора и в которой вентиляторы можно отключать (см. рис. 10.20, б).
Гидравлическая подсистема модели состоит из метода расчета потерь давления при течении в межтрубном пространстве теплообменника АВО, учитывающего местные и линейные сопротивления; особо важна эмпирическая зависимость для коэффициента гидравлического сопротивления при обтекании труб.
В подсистему должно входить описание конструкции воздушного тракта: параметров трубного пучка (число рядов труб по ходу воздуха, разбивка и шаги труб, наличие оребрения труб и его геометрия), указание на наличие переходных патрубков, защитных сеток, жалюзи. Последнее можно отобразить на графике зависимости потерь давления в тракте от расхода воздуха в виде дополнительных линий при разных положениях жалюзи.
Для экономических оценок работы системы маслоохлаждения может быть построена зависимость затрат мощности (затрат электроэнергии) на привод вентиляторов TV =Jlttmi). При этом должен быть учтен КПД вентилятора в соответствии с найденной ранее рабочей точкой.
В качестве результирующей может быть построена зависимость температуры масла на выходе теплообменника от температуры атмосферного воздуха: tM = flteuJ (см. рис.10.20, г).
Совокупность зависимостей F A=flt .), ДР = ЯК J, Н - flV .), Аз - fit tM = f[tвмй) и составит модель переменного режима системы маслоохлаждения ГТУ с прямым воздушным охлаждением. На основе такой модели можно будет решать задачи управления системой, в том числе и задачу минимизации энергозатрат. Модель может быть усложнена введением байпасирования масла мимо теплообменника для учета обычно имеющегося в системе маслоохлаждения клапана перепуска.
Для анализа переменного режима системы маслоохлаждения с промежуточным теплоносителем необходимо построенную выше модель дополнить моделью второго теплообменника — охладителя масла, в котором теплоносителями являются масло и промежуточный теплоноситель. Принципы построения такой модели точно такие же, как и уже рассмотренные. После решения системы уравнений переменного режима этого теплообменника в комплексе функциональных связей для температуры охлажденного масла вместо зависимости tM = Jitбудет использоваться зависимость tM - fit^, 6ПТН), учитывающая расход промежуточного теплоносителя и
которая в случае использования его перепуска мимо АВО может иметь вид, представленный на рис. 10.20, д.
Из изложенного ясно, что методика построения моделей переменного режима на основе балансов теплоты теплоносителей и принципа совмещения гидравлических характеристик трактов теплообменников с характеристиками побудителей расходов теплоносителей универсальна и пригодна практически для любых теплообменных аппаратов.
Анализ переменных режимов теплообменника методом малых отклонений
Рассмотрим последовательность аналитического построения системы коэффициентов влияния для теплообменника, пригодной для анализа его переменного режима [8,50].
В первую очередь должна быть построена модель основных связей для процессов в теплообменнике и их параметров. При этом необходимо принять разумные упрощения и ограничения для облегчения дальнейших аналитических преобразований.
Воспользуемся выражением для поверочного расчета теплопроизводитель-ности теплообменника, которое верно в случае относительно небольших изменений температур теплоносителей вдоль поверхности теплообмена [1]:
/, -г,
„ ______1«А~ 2вх_____
L 1 1 1 ’
К F 2-Wi2-W2 а также известными соотношениями для выходных температур теплоносителей:
-e/w15 *2выЛ. =t2ex +qiw2,
для коэффициента теплопередачи:
К = ~\	1	8С,„ ’
— + — + ^~
(Xj <Х2 г,ц,р
для массовых расходных теплоемкостей теплоносителей (водяных эквивалентов):
Wzi=cpi'G'i, W2=cp2-G2,
для термического сопротивления поверхности теплообмена с учетом термического сопротивления стенки и термического сопротивления возможного загрязнения:
'*тр ^загр
Здесь и далее индекс 1 относится к горячему теплоносителю, а 2 — к холодному.
Приняв оба теплоносителя газовыми, тип теплообменника — кожухотрубным, движение горячего теплоносителя в трубках, а холодного — между тру-
бок, разбивку трубок по равностороннему треугольнику, запишем выраже-
ния для коэффициентов теплоотдачи при развитом турбулентном течении:
а, = — • 0,021 •
wi ’<*i
Vi
•РгЛ43, а2 = —-0,420 • rf2
• Рг»’33.
\0,8
\0,6
W2 в
V2
Приведем связи скоростей теплоносителей с проходными сечениями их
трактов:
И'] =———> w2 = —^—
Р1«1	Р2’^2
Далее можно ввести описания связей площади поверхности теплообмена и проходных сечений трактов с конструктивными параметрами теплообменника — размерами и числом трубок, размерами и числом перегородок и т.д., чего, однако, не требуется при рассмотрении переменного режима, поскольку конструкция теплообменника считается неизменной.
Полная модель теплообменника должна включать выражения для вычисления теплофизических свойств теплоносителей (плотности, вязкости, теплопроводности) в зависимости от температуры и давления и методику определения гидравлических потерь по трактам.
В дальнейших выкладках, носящих демонстрационный характер, для их сокращения будем принимать теплофизические свойства теплоносителей постоянными, что допустимо лишь в определенной степени даже при ма-
лых изменениях режима относительно номинального.
Дополнительно приведем важный тепловой параметр регенератора ГТУ — его степень регенерации:
Г = ^2вых ~ f 2вх V^1«д - f2ex ) •
Заметим, что для теплообменников других типов (воздухоохладителей, маслоохладителей) можно использовать сходный параметр качества работы — степень охлаждения.
Введем следующую систему взаимосвязей между малыми изменениями параметров теплообменника на переменных режимах:
8<2 =	• 8zlev + К2 . Б12их + К3 • БК + К4 • SWj + К5  8W2;
&1выг = К6 • &1вх + к, • 80 + Ks • 5Wp
&2вых = к9 •	+ *ю • 86 + *п • 8W2;
БК = К12-Бах+К13-Ба2',
БХУ1=К14Бвх, 8VV2 = tf15 • 8G2; 8а j = /с1б •би'р 8а 2 К• 8iv 2,
8wi=X'18-8G1;
8м>2 = Л\9 -8G^
8г = *2о • 8/lex + К21 • 8/2вх + К22 • б/2выл..
Нетрудно видеть, что в этих выражениях параметры-аргументы переменного режима — это входные температуры теплоносителей t и t , а также их расходы G, и Gv все же остальные переменные — это параметры-функции, причем последовательные подстановки приведут, в конечном счете, к несводимым друг к другу параметрам-функциям — выходным температурам теплоносителей г1вых, tu и степени регенерации г.
Полученная система состоит из совокупности линейных взаимосвязей между аргументами и функциями, поэтому она достаточно легко обозрима, доступна анализу и преобразованиям простыми алгебраическими приемами.
Перестроим систему, выделяя наиболее важные взаимосвязи, исключая промежуточные и доводя их до связей со входными параметрами-аргументами переменного режима:
80 = ^1	+К2 '&2вх + (^3 ’ ^12’^16 ’^18 + К4	+
+ (K3Kl3-KvlKi9 + KsKisy&G2-,
= (Кб + Kt-K7 )• 8tlex + К2-К7. St 2ех +
+ (^3 ’ Ку '^12 ' К if, ’ ^-18 + К4 ‘ К7 ' Kj4 +	 ^14) ‘ 8Gj +
+ (Кз • К7 • К13 • Кг7  Ki9 + К5 • К7 • КХ5)• SG2;
^2вых =	’ ^10 ' &1вх + ^9 + К2  Kw) • 8t2(LV +
+ (К3  К10 • АГ12 .	. к 18 + К4 . К10  Кl4). SGi +
+ (^3	' ^13 ' Кп  А19 + Ks • К10 • KIS + Кц -ЙГ15)-5С2,
8К = Кп . К16 . ЛГ18 • 8G, + *13 • К17 • Х19 • 8G2;
80.1 =	• Л"18 -SGp
Scc2 = К17 K19-8G2;
Sw4 = К18 -SGi;
Sw2 = К19 • 5G2 ;
br = {K29 + K1-Kl9K22)-btiex +
(/<2i + K9  K22 + K2 •	- K22)-btZex +
+ K22  (A3 • /<10 • Kl2  /<16 • ^18 + ^4  ^10 ' ^14)'8Gx +
+ K22  (K3  Klo  K13 • Kl7 • K79 + Ks  Ki0  Kls + Хц • K1S)- 8G2
Как видно, и после перестройки система сохранила линейность.
При любых формах связей между малыми изменениями параметров-функций с параметрами-аргументами они определяются набором коэффициентов влияния К. при i = 1...22.
Покажем на примере коэффициента методику построения выражений для коэффициентов влияния.
В соответствии с принципами, сформулированными в разд. 6.3:
к	.
1 dtlex Q
Частная производная:
эе ___________1_________
Э/ 1 i 1
KF 2-Wj 2-W2
Для упрощения дальнейших записей введем обозначение 1 1 1
А —------1----1------•
K-F 2 Wt 2-W2
После подстановки получаем:
кг=—	1 А'Чех - Чех
^Чвх	Чех Чех Чех Чех
Подобным же образом выводятся выражения для остальных коэффициентов влияния:
А ' Чех
ч к2 =-------—;
Gex - Чех
t, Т7 _	1вХ
Аб -	—;
-е/и'!
кл = —-—; ^4 = —-—; К5 = 1—;
K-F-A 2-Wi-A 2-W2-A v _ e/wi л8  ------------\—;
4ex~Q^l
'to-e/Wi
к _	(2«	. к _ 0*2
к9~	---> л10“
t2ex+Q/W2
v _	е/^2
ли -	\	>
^+е/^2
Чех+Q/^’
v _	«2
Л12 _	,
cq +а2
/Г17 = 0,6; /Г18 =
К13 = Щ ; К = 1; К = 1; /С1Л = 0,8; cq+аг 14	15	16
1; *•„=!; *»=—
lex 2ех
^21
___(Чех Че-х Чех___________ . j, ____ Чвых
’	*^22 — —
(Ч -ч )-U,	-Г, ) t -t
' lev 2ex7 v 2вых lex r	12вых l2ex
Отметим полезные связи между коэффициентами влияния, обеспечивающие контроль расчетов и несколько уменьшающие их объем:
/С8 = -/Г7; /Гн = -/Г10; Kt + K2=l, К3 + К4 + К5 = 1, К6 + К, = 1;
/С9 +/Г10 = 1; Л-12 + /Г13 = 1; K20 = -Kv К20 + К21 = -К22,
К20 +	 ^0- К22= 0; ^21 + к22 (К9 + к2 KJ = 0.
Совокупность вышеприведенных связей малых изменений параметров-функций с малыми изменениями параметров-аргументов и выражений для коэффициентов влияния представляет модель теплообменника в малых отклонениях для анализа его переменного режима.
Применение метода малых отклонений к анализу переменного режима теплообменного аппарата
Проанализируем методом малых отклонений переменный режим секции трубчатого регенератора ГТУ.
Для расчета коэффициентов влияния используем численные значения параметров номинального режима секции трубчатого регенератора, определенные в разделе 6.3 в результате поверочного расчета. Отметим, что здесь горячим теплоносителем являются продукты сгорания, а холодным — воздух.
Значения коэффициентов влияния:
/Г, = 1,641; К2 = - 0,641; К3 = 0,307; К4 = 0,337;
К5 = 0,356; К6 = 1,674; К, = - 0,674; Ks = 0,674;
К9 = 0,479; К10 = 0,521; Ю„ = -0,521; Кп = 0,716;
/С13 = 0,284; /С14 = 1; Кк = 1; К16 = 0,8; /С,7 = 0,6;
К. =1; К =1; Кг =-1,641; Я =-0,277; /С = 1,918.
Связи изменений основных параметров-функций с изменениями пара-метров-аргументов в малых отклонениях:
86 = 1,641 • бг,ох - 0,641 • бг2м + 0,513 • 56, + 0,408 • 562;
бг,вых = 0,568 • 5г,вх + 0,432 • 5г2вх + 0,334 • 66, - 0,275 • б62;
5г = 0,855 • бг“ + 0,145 • 5г “ + 0,267 • 56, - 0,308 • 56,;
ЬК = 0,573 • 56, + 0,170 • б62;
ба, = 0,800 • 56,;
ба2= 0,600 • 562;
би', = 56,;
би'2 = 562;
5г = 0,512 • 56,-0,591 • 562.
Числовые коэффициенты в этих выражениях — это окончательные коэффициенты влияния параметров-аргументов на параметры-функции при переменных режимах работы регенератора. Эти коэффициенты учитывают все промежуточные взаимосвязи и показывают значимость каждого фактора переменного режима.
Сопоставление значений вычисленных здесь коэффициентов влияния со значениями, приведенными в табл. 6.11, показывает их хорошее согласие и по силе, и по знаку влияний. Некоторые расхождения могут быть отнесены на отсутствие учета влияний исключенных из рассмотрения изменений теплофизических свойств теплоносителей.
Полученная система представляет собой модель поведения секции трубчатого регенератора на переменных режимах.
Практикум 1. Частота вращения ротора ТВД ГТУ мощностью 10 МВт понизилась на 7,7% от номинального значения. Определить изменение параметров регенератора.
Следует иметь в виду, что рассмотрение переменного режима регенератора в составе ГТУ при изменениях режима ее работы не допускает задания произвольных изменений входных параметров, а требует их согласования в соответствии с перемещениями рабочей точки ГТУ по линии совместных режимов на характеристике циклового компрессора.
По данным анализа переменного режима ГТУ для указанного в задании изменения принимаем
3'u.v = -12,7%; 5G«.v = -13,7%; SG, = -12,7%; 5G2 = -12,6%.
Тогда параметры регенератора изменятся следующим образом:
5£ = 1,641 (-12,7) —0,641 • (-13,7) + 0,513 • (-12,7) + 0,408  (-12,6) =-23,7%, sG«„,.v = 0,562 • (-12,7) + 0,432 - (-13,7) + 0,334 • (-12,7) — 0,275 • (-12,6) =-13,9%; 5/2в,„А. = 0,855  (-12,7) + 0,145  (-13,7) + 0,267 • (-12,7) — 0,308 • (-12,6) = -12,3%; 8А = 0,573  (-12,7) + 0,170  (-12,6) = -9,4%;
5а! = 0,800 • (-12,7) = -10,2%; 5а2 = 0,600 • (-12,7) = -7,6%;
5»!= 1,000-(-12,7) = -12,7%; 5 н>2 = 1,000 • (-12,6) = -12,6%;
5г = 0,512  (-12,7) - 0,591 • (-12,6) = 0,94%.
По этим данным можно сделать некоторые заключения:
•	Несмотря на весьма большие изменения входных параметров, метод малых отклонений дал достаточно точные результаты: более точный анализ переменного режима ГТУ показал, что 5/2выЛ. = -13,3 % и 5г2<ЫЛ. = -12,7%.
•	Интересно отметить большое изменение теплопроизводительности регенератора при слабом изменении степени регенерации.
•	Степень регенерации увеличивается при снижении расходов теплоносителей, как это было показано выше по методике [59].
•	Снижение температуры продуктов сгорания за регенератором ухудшит работу водяных утилизаторов, установленных за ним.
Практикум 2. За счет повреждения трубок регенератора из его воздушного тракта происходит утечка 5% воздуха. Определить изменение параметров регенератора.
В этом примере также необходимо учитывать реакцию ГТУ в целом на указанное воздействие. С учетом коэффициентов влияния утечек рабочего тела на параметры ГТУ для программы регулирования постоянства температуры газа перед турбиной, принимаем
5/Ьх = 2,0 %; 5/2м = -6,3 %; 5G, = 5G2 = -3,5 %.
Тогда наиболее важные параметры регенератора изменятся следующим образом:
8Q = 1,641  2,0 - 0,641 • (-6,3) + 0,513 • (-3,5) + 0,408 • (-3,5) = 4,11 %;
5^1>ых = 0,568 • 2,0 + 0,432 • (-6,3) + 0,334 • (-3,5) - 0,275 • (-3,5) = -1,79 %;
8 £1 = °>855 ’ 2>° + °,145 - (-6,3) + 0,267 • (-3,5) - 0,308 • (-3,5) = 0,94 %;
5г = 0,512 • (-3,5) — 0,591 • (-3,5) = 0,28 %.
10.10. Контрольные вопросы
1.	Что является важнейшим эксплуатационным документом, регламентирующим работу энергообъекта?
2. Как определяется допустимое нормами ПТЭ для конденсационной установки количество воздуха, содержащееся в паре? ---------------------------------------------
3.	По каким показателям производится эксплуатационный контроль за работой конденсационной установки?
4.	Почему нецелесообразно реализовывать режимы работы паровой турбины при давлении в конденсаторе меньше предельного? ___________________________________________
5.	Как производится удаление воздуха из вакуумной системы при пуске турбины?___________________________________
6.	Какая характеристика работы подогревателя питательной воды установлена и регламентирована тепловой характеристикой турбины?______________________________________
7.	Какие показатели являются критерием оценки состояния вертикального и горизонтального подогревателя сетевой воды?
8.	Какие эксплуатационные показатели характеризуют работу деаэрационной установки, согласно ПТЭ?
9.	В каких пределах должна находиться температура масла, сливающегося из подшипников турбоагрегата? 
10.	Назовите основные виды загрязнений поверхности теплообмена аппаратов.__________________________________
11.	Какие способы применяются цля предотвращения образования отложений?___________________________________
12.	Какими причинами обусловлены неисправности и отказы теплообменных аппаратов?
13.	Какие величины приняты в качестве режимной характеристики для диагностирования состояния регенераторов ГТУ?
14.	В чем заключается особенность эксплуатации воздухоохладителей ГТУ?_______________________________________
15. Каким эксплуатационным документом регламентируется работа утилизационных подогревателей воды ГТУ?
Глава 11
МОНИТОРИНГ ТЕХНИЧЕСКОГО СОСТОЯНИЯ И ДИАГНОСТИКА
ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ
Эффективная и надежная работа теплообменного оборудования невозможна, если в процессе эксплуатации оперативный персонал не располагает информацией, характеризующей качество исполнения аппаратами своих технологических функций, а также техническое состояние оборудования. Непрерывное отслеживание характеристик технологического процесса и показателей состояния оборудования, анализ полученной информации и принятие на его основе оперативных решений по управлению режимом работы теплообменного оборудования позволяют повысить эффективность его эксплуатации и снизить вероятность отказов и аварий.
Процесс непрерывного отслеживания и наглядного отображения некоторых показателей, характеризующих состояние оборудования, называется мониторингом его состояния (monitor — наставник, советчик).
11.1.	Техническое состояние теплообменного аппарата
Теплообменный аппарат, работающий в составе ПТУ, представляет собой сложную техническую систему, состоящую из элементов, взаимосвязанных в технологическом процессе. Технологический процесс подчинен основной цели, для выполнения которой и предназначен теплообменный аппарат. От технического состояния элемента и аппарата в целом зависит достижение основной цели и, в конечном счете, эффективная и надежная работа паротурбинной установки.
Рассмотрим понятие «.техническое состояние оборудования». В ГОСТ 20911-89 это понятие описывается как состояние, которое характеризуется в определенный момент, при определенных условиях внешней среды значениями параметров, установленных технической документацией на оборудование. В [60] термин «техническое состояние» определяется как совокупность свойств объекта, изменяющихся при его эксплуатации и ремонте, характеризуемая в определенный момент времени значениями показателей и (или) качественными признаками, установленными в эксплуатационной и ремонтной документации.
Контроль состояния оборудования предназначен для определения вида технического состояния. Теплообменные аппараты могут находиться в одном из следующих состояний:
•	исправном;
•	неисправном;
•	работоспособном;
•	частично работоспособном;
•	неработоспособном;
•	рабочем;
•	частично рабочем;
•	нерабочем;
•	предельном.
Рассмотрим подробнее приведенную классификацию применительно к ТА как объекту мониторинга.
Исправное — состояние аппарата, при котором он соответствует всем требованиям нормативно-технической и конструкторской документации.
Работоспособное — состояние, при котором значения всех параметров, характеризующих способность выполнять заданные функции, соответствуют требованиям нормативно-технической и конструкторской документации.
Рабочее — состояние, при котором объект способен выполнить все заданные функции в полном или частичном объеме.
Частично рабочее — состояние объекта, в котором он выполняет хотя бы часть заданных функций.
Для энергетического оборудования разделение состояния на работоспособное и рабочее связано с тем, что частичное снижение качества функционирования объекта (например снижение теплопроизводительности подогревателя сетевой воды) не приводит к отказу, если оно совпадает по времени со снижением спроса на продукцию у потребителя. Другими словами, работоспособное состояние характеризует принципиальную возможность выполнения оборудованием своих функций, а рабочее определяет реальное выполнение объектом своих функций с учетом текущего уровня потребления.
Например, полностью в рабочем состоянии находится частично работоспособный объект, если он выполняет все требования, предъявляемые потребителем. Полностью или частично работоспособный объект может находиться в нерабочем состоянии, например, во время планового и предупредительного ремонта или не-нагруженного резерва.
В связи с вышесказанным для энергетического оборудования требует корректировки понятие неработоспособное состояние, определяемое в ГОСТ 27.002-89 как состояние объекта, при котором значение хотя бы одного параметра, характеризующего способность выполнять заданные функции, не соответствует требованиям нормативно-технической и (или) конструкторской (проектной) документации. Предпочтительнее по отношению к теплообменному аппарату использовать термин нерабочее состояние — как состояние, при котором оборудование не может выполнять одну или все заданные функции.
Предельное состояние — состояние аппарата, при котором его дальнейшая эксплуатация недопустима или нецелесообразна, либо восстановление его работоспособного состояния невозможно или нецелесообразно.
Приведем поясняющий пример. Если трубы в конденсаторе негерметичны, то в паровое пространство будет поступать циркуляционная вода, что вызовет повышение солесодержания конденсата и приведет к необходимости отключения кон-810
денсатора и поиска дефектной трубки. В этом случае говорят о неработоспособном состоянии конденсатора. Если же в подогревателе низкого давления нарушится герметичность трубки (или нескольких трубок), то до тех пор, пока система отвода из аппаратов конденсата греющего пара справляется с возросшим расходом конденсата, а уровень в подогревателе не увеличивается, можно говорить о частично работоспособном состоянии аппарата.
Практикум. Маслоохладитель будет находиться в неисправном состоянии, если он или масляные трубопроводы не покрашены в желтый цвет. При этом свои функции маслоохладитель выполнять может, т. е. находится в работоспособном состоянии.
Каждое отдельное несоответствие признака технического состояния теплообменного аппарата установленным требованиям называется дефектом. Отказом является событие, заключающееся в нарушении работоспособного состояния объекта.
Практикум. Определите среди нижеперечисленных событий дефекты и отказы теплообменных аппаратов.
1.	Обрыв в линии датчика измерения температуры основного конденсата на входе в подогреватель низкого давления.
2.	Нарушение герметичности фланцевого разъема ПВД.
3.	Нарушение подачи рабочего пара на основной эжектор конденсационной установки.
Состояние оборудования прежде всего связывается с его способностью выполнять свою функцию в заданном объеме с заданным качеством. Качество исполнения функций оборудования зависит от признаков и параметров его технического состояния.
Признак технического состояния — качественная или количественная характеристика любых свойств объекта.
Параметр технического состояния [61] — признак технического состояния, количественно характеризующий любые свойства объекта.
В качестве параметров состояния могут быть выбраны, например, доля отглу-шенных трубок в теплообменном аппарате; состояние запорно-регулирующей арматуры (степень открытия, закрытия, степень байпасирования теплообменного
G
аппарата: 8Б -——, где GE—расход среды через байпас помимо теплообменного
го аппарата; Go — расход среды в трубопроводе, на котором установлен теплообменник); параметр, характеризующий коррозионные повреждения и т.д. Выбор параметров состояния для каждого объекта, подлежащего контролю — главная задача разработки системы мониторинга.
Необходимо различать параметры состояния и параметры технологического процесса. В качестве последних выбираются давление, температура пара и воды, тепловая нагрузка аппарата, расход пара, воды и т.д.
Практикум. Укажите, какие из перечисленных параметров являются параметрами состояния теплообменного аппарата.
1.	Расход конденсата греющего пара.
2.	Давление воды.
3.	Остаточные толщины стенки трубок.
4.	Вакуум в конденсаторе.
5.	Собственные частоты колебаний трубок в теплообменном аппарате.
11.2.	Принципиальные положения и определения мониторинга технического состояния оборудования
Рассмотрим цели и задачи, которые должны решаться в системе мониторинга технического состояния энергетического оборудования.
Для энергооборудования, выработавшего свой ресурс или находящегося на последней стадии его отработки, поток отказов, вызванный износом и старением металла, может оказаться серьезным препятствием к продолжению дальнейшей эксплуатации. Положение чаще всего усугубляется еще и тем, что очередные планово-профилактические мероприятия (в том числе и замены отдельных элементов оборудования) уже не приносят сколько-нибудь ощутимого эффекта. Таким образом, затраты на техническое обслуживание продолжают неуклонно возрастать, а производительность — падать из-за многочисленных аварийных простоев.
В подобных случаях продуктивным может оказаться подход, заключающийся в непрерывном отслеживании факторов нагрузки на металл и поддержании их в определенных пределах, обеспечивающих меньшую скорость процессов износа и деградации свойств металла. Важно отметить, что такое «сдерживание» факторов нагрузки не всегда должно сопровождаться снижением производительности и выходных параметров энергетического оборудования, чаще всего бывает достаточно уменьшить флуктуации параметров, скорости их изменения в переходных процессах, ужесточить допуски на параметры, выполнить небольшую реконструкцию некоторых элементов оборудования или их более тщательную наладку.
Отметим, что задачу непрерывного контроля нагрузок и анализа их влияния на состояние оборудования штатная АСУ ТП электростанции выполнить не может.
Традиционная штатная АСУ ТП выполняет непрерывный мониторинг параметров технологического процесса. В общем случае значения этих параметров являются лишь косвенными свидетельствами износа и старения технологического оборудования, и поэтому толкование изменений технологических параметров с точки зрения состояния оборудования вызывает значительные трудности. Воспользоваться данными мониторинга технологического процесса для определения степени износа оборудования возможно лишь на предельных стадиях развития аномалий, когда состояние становится полностью неработоспособным и проявившаяся аномалия перерастает в аварийную ситуацию.
Для систематического отслеживания процессов износа и старения, выражающихся в постепенном изменении состояния оборудования — от полностью работоспособного до частично работоспособного, а затем и абсолютно неработоспособного, необходимо создание дополнительной к АСУ ТП системы, в задачи которой входят:
•	сбор данных об истории нагружения (конкретной реализации режимов нагружения объекта);
•	моделирование процессов износа и старения на основании данных о нагрузках;
•	моделирование процесса изменения состояния оборудования.
Непрерывное отслеживание состояния оборудования—это принципиально отитная от мониторинга технологического процесса задача, при решении которой данных, собираемых штатной АСУ ТП, оказывается, как правило, недостаточно.
Таким образом, в целях контроля работоспособности оборудования и факторов, влияющих на работоспособность, а также, по возможности, в целях управления этими факторами и поддержания их на уровне, обеспечивающем приемлемую надежность стареющего оборудования, необходимо создание специальной системы, решающей задачи непрерывного отображения и регистрации состояния и нагрузок, вызывающих изменение этого состояния. Такая система может быть определена как система мониторинга состояния. ,
Важным моментом мониторинга является режим отображения информации о значении параметров состояния -— это должен быть режим реального времени или максимально приближенный к нему. Режим связан со скоростью изменения состояния объектом. Отображение нового состояния должно следовать вскоре после того, как объект в это состояние перешел, и задолго до того, как объект перейдет в следующее состояние, иначе отображение потеряет смысл.
Не менее важен момент наглядности отображения — это следует уже из перевода слова monitor. Совет должен быть выражен в максимально доступной и ясной форме.
Таким образом, ключевыми моментами в мониторинге являются режим реального времени и наглядность отображения параметров состояния объекта.
При разработке системы мониторинга состояния как автоматизированной системы для отображения информации возможно использование признаков технического состояния, выраженных как в количественном или логическом виде, так и отражающих качественные характеристики свойств объекта мониторинга.
Системы мониторинга должны позволять отслеживать фактическое состояния оборудования; оперативно диагностировать его элементы; прогнозировать остаточный ресурс; осуществлять на этой основе техническое обслуживание по состоянию.
Итак, техническое состояние объекта описывается совокупностью параметров. Изменение состояния оборудования есть следствие процессов старения и износа, неизбежных для любого оборудования. Ряд параметров состояния характеризует свойства объекта, восстановление которых достигается только заменой узлов или оборудования в целом, что осуществляется в процессе капитальных ремонтов, а также другие параметры, определяющие свойства, восстанавливаемые наладкой, регулировкой или текущим ремонтом. Например, выявление дефектной трубки в конденсаторе требует проведения текущего ремонта, заключающегося в отыскании и отглушении этой трубки специальными пробками. При массовом выходе трубок из строя надо принимать решение о замене всей трубной системы.
Один и тот же параметр состояния определяет неисправности, которые могут быть ликвидированы в процессе наладки, текущего или капитального ремонта
оборудования. Так, байпасирование подогревателя из-за неплотного закрытия задвижки на байпасной линии может быть устранено или обычным обжатием задвижки, или ее полной ревизией, или даже заменой.
Для выбора параметров состояния воспользуемся моделью надежности объекта мониторинга. Описание модели надежности контролируемого объекта начнем с формулировки основных понятий [62].
•	Технологическая система (51) — группа технологического оборудования, связанного функциональной схемой; это может быть или вся станция, или отдельный агрегат, или отдельная единица оборудования. Технологическая система и есть объект мониторинга состояния.
•	Внешняя система (52) зависит от границ технологической системы: для всей электростанции — это энергосистема и окружающая среда; для конденсационной установки ПТУ — турбоагрегат, система регенеративного подогрева питательной воды, окружающая среда и т.д.
•	Технологический процесс (Т) направлен на выполнение системой 51 функций, требуемых внешней системой 52. Можно представить, что технологический процесс — это обмен системы 51 с системой 52. Основные параметры технологического процесса в настоящее время контролируются в рамках АСУ ТП ТЭС и их можно передать в систему мониторинга. Кроме того, в рамках системы мониторинга состояния могут быть предусмотрены дополнительные измерения отдельных параметров технологического процесса, обычно не охватываемых АСУ ТП.
•	Процессы старения и износа — неизбежное следствие любого технологического процесса, причина изменения состояния технологической системы.
•	Процесс восстановления — ремонты и замены, направленные на полное или частичное восстановление или продление ресурса оборудования технологической системы.
Для описания взаимодействия систем 51 и 52 используем параметры состояния технологической системы и параметры технологического процесса.
Параметры технологического процесса отражают реакцию системы на воздействие внешней среды при выполнении системой своих функций.
Состояние технологической системы в каждый момент времени t описывается параметрами {лг^/),...^/)}, образующими вектор состояния. Эти параметры характеризуют две стороны работоспособности:
1) функциональную работоспособность;
2) несущую способность.
Главной задачей системы мониторинга состояния является отображение параметров состояния оборудования в режиме реального времени, а главной задачей разработки системы мониторинга — выбор параметров состояния элементов оборудования.
Состояние объекта зависит от нагрузок, возникающих в элементах объекта. Параметрами нагрузки являются характеристики, приводящие к износу и старению оборудования. К таким характеристикам относятся: скорость коррозии теплообменных трубок (мм/год), величина напряжений в трубках от вибрации (МПа), скорость роста отложений в трубках (мм/ч) и т.п. Нагрузки на объект связаны с параметрами технологического процесса, они могут быть вычислены через эти параметры.
Определим группу показателей, которые в каждый момент времени будут описывать способность объекта выполнять заданные ему функции. Это должны быть показатели надежности и показатели качества выполнения функций объектом мониторинга. Показателями качества могут быть, например, тепловая производительность теплообменного аппарата, коэффициент теплопередачи, недогрев воды до температуры насыщения греющего пара и т.д.
Для теплообменных аппаратов выбирают следующие показатели надежности:
•	коэффициент готовности;
•	вероятность безотказной работы;
•	средняя наработка на отказ;
•	срок службы;
•	наработка между отказами;
•	среднее время восстановления;
•	остаточный ресурс.
Приведем определение ряда показателей надежности.
Коэффициент готовности оборудования — вероятность того, что объект окажется в работоспособном состоянии в произвольный момент времени, кроме планируемых периодов, в течение которых применение объекта по назначению не предусматривается, — определяется по формуле
Л;=77(Г+Т),	(11.1)
где Т — средняя наработка на отказ;
Г— среднее время восстановления.
Вероятность безотказной работы — вероятность того, что в пределах заданной наработки отказ объекта не возникнет — вычисляется по формуле
Р(/) = N(t)/N0 = 1 - N'( t)/No = 1 -	(11.2)
где N(f), №(1) — число работающих и отказавших объектов соответственно к моменту времени I;
N — полное число объектов;
Р’(Г) — вероятность отказа объекта к моменту времени /.
Средняя наработка на отказ вычисляется по формуле
Т=Г/Л/(г(0),	(11.3)
где t — суммарная наработка объекта;
— математическое ожидание числа отказов, наступивших в течение этой наработки.
Срок службы — календарная продолжительность эксплуатации от начала эксплуатации объекта или ее возобновления после ремонта до перехода в предельное состояние.
Наработка между отказами — наработка объекта от окончания восстановления его работоспособного состояния после отказа до возникновения следующего отказа.
Среднее время восстановления — математическое ожидание времени восстановления работоспособного состояния объекта после отказа.
Остаточный ресурс — суммарная наработка объекта от момента контроля его технического состояния до перехода в предельное состояние.
Практикум. Приведем данные по распределению отглушенных трубок за десять лет работы подогревателя сетевой воды ПСВ-500-3-23:
Время с начала
эксплуатации, год	12345678910
Количество отглушенных
трубок, шт.	4	110	0	10	15	7
Общее количество трубок в аппарате 1920 шт.
Определить вероятность безотказной работы аппарата. Построить график зависимости данного показателя от времени работы аппарата.
Вероятность безотказной работы вычисляется по формуле (11.2)
Р(0 = М'Ж = 1 - ЛфЖ = 1 -
где N(f), N’(t) — число работающих и отглушенных трубок к моменту времени t соответственно,
7V— число трубок в аппарате.
На рис. 11.1 приведена рассчитанная зависимость.
Рис. 11.1. Зависимость вероятности безотказной работы подогревателей сетевой воды ПСВ-500-3-23 от времени его работы
Если для объекта мониторинга возможно измерение каких-либо показателей, имеющих смысл симптомов приближающегося отказа, то возможно и определение диагностических показателей (признаков). Параметры состояния в этом случае могут моделироваться не только через характеристики нагрузок, но и через значения диагностических признаков, а в некоторых случаях — только через значения диагностических признаков. Следует отметить, что при умелом подборе диагностических признаков полученная модель может оказаться значительно проще в вычислительном отношении, чем модель, связывающая параметры состояния с характеристиками нагрузок на оборудование.
Наиболее удачен в практическом отношении объект, у которого пространство состояний, пространство качества и диагностическое пространство совпадают. Тогда диагностические измерения дают непосредственно значения параметров состояния. К сожалению, такое положение не характерно для энергетического оборудования и, в частности — для теплообменных аппаратов.
Остановимся кратко на понятии диагностика.
В ГОСТе 20911-89 техническая диагностика определена как область знаний, охватывающая теорию, методы и средства описания технического состояния объекта. Задачи технического диагностирования:
•	контроль технического состояния — определение вида технического состояния;
•	поиск места и определение причин отказа (неисправности);
•	прогнозирование технического состояния.
Применительно к энергетическому оборудованию термин «диагностирование» используется в том случае, когда основной задачей является поиск места и определение причин неисправности.
В соответствии с концепцией системы мониторинга диагностика является одной из процедур, позволяющих определить параметры состояния. Диагностика энергетического оборудования — это одна из активно развивающихся в последнее время областей, получившая дополнительный импульс в связи с широким применением вычислительной техники.
Диагностика неисправностей может осуществляться путем непосредственных наблюдений за отклонением измеряемых параметров или иных характеристик. Там же, где непосредственные измерения невозможны, применяются косвенные методы, основанные на статистическом моделировании состояния оборудования или экспертном анализе. При этом особое значение приобретают экспертные системы, применяемые в диагностике и развиваемые в процессе эксплуатации.
11.3.	Структурно-функциональная схема системы мониторинга состояния
Рассмотрим функциональную схему системы мониторинга состояния энергетического оборудования.
На рис. 11.2 приведена укрупненная блок-схема мониторинга.
Система разделена на пять функциональных уровней, каждым из которых можно ограничить исполнение системы на конкретном энергообъекте.
Первый уровень — СБОР ИСХОДНЫХ ДАННЫХ (БАНК ДАННЫХ). На этом уровне действуют принципы, наиболее общие как для ТЭС в целом, так и для отдельных элементов станции: технологических систем, групп оборудования, отдельных единиц оборудования. Описание этих принципов приводится далее без подразделения системы на конкретные объекты мониторинга.
Первый уровень может функционировать как независимый, выполняя задачи информационной системы.
Структурные элементы этого уровня:
•	банк данных, в котором собираются все данные, полученные системой в результате как измерений, так и расчетов, а также эксплуатационные данные о проявленной надежности оборудования (данные об отказах, дефектах, повреждениях и отключениях оборудования электростанции);
•	устройства и программы сбора данных о параметрах технологического процесса;
Рис. 11.2. Укрупненная структурно-функциональная схема системы мониторинга
•	устройства и программы сбора данных о значении диагностических признаков.
Банк Данных системы мониторинга состояния оборудования ТЭС — это электронный архив с довольно сложной структурой. Банк Данных системы мониторинга должен содержать информацию, необходимую для расчета моделей состояния и моделей надежности. Такой Банк состоит из двух частей — стационарной и изменяемой.
Стационарная часть содержит технические характеристики оборудования, расчетные константы, характеристики механических свойств материалов, физические свойства сред и т.п.
Изменяемая часть состоит из:
•	баз данных, собираемых вручную', они содержат данные по отказам, дефектам и отключениям оборудования, а также данные дефектоскопии и металлографии;
•	баз данных, собираемых автоматически через измерительные каналы', содержат данные о значениях параметров технологического процесса, а также данные устройств вибродиагностики и акустического контроля;
•	архивов, содержащих результаты расчетов параметров состояния, расчетных диагностических признаков, значений векторов качества оборудования, показателей надежности оборудования и показателей качества технологического процесса.
Устройствами сбора данных о параметрах технологического процесса являются в основном датчики и измерительные каналы штатной системы технологического контроля и регулирования (или АСУ ТЭС, если такая имеется на конкретном энергообъекте). Если для выполнения алгоритмов расчета нагрузок и алгоритмов оценки состояния энергооборудования штатных точек контроля недо-
статочно, то штатная система должна быть дополнена необходимыми точками. К числу таких точек относятся дополнительный контроль температурного состояния теплоносителей и металла, дополнительный контроль давления на различных участках пароводяного тракта энергоблока и т.п. Необходимость в дополнительных точках зависит от степени новизны проекта контроля. Если станция проектировалась до 80-х годов, то штатная система контроля, как правило, не отвечает требованиям мониторинга состояния оборудования. В этом случае разработчики систем мониторинга могут столкнуться с неприспособленностью оборудования к оснащению некоторыми точками контроля. Эти проблемы могли быть успешно решены на этапе проектирования, что определяет важность принятия единой концепции контроля за состоянием оборудования до начала широкомасштабной модернизации парка тепломеханического оборудования.
Обязательным устройством первого уровня является КСО — комплекс связи с объектом, в задачу которого входит аналогово-цифровое преобразование сигналов датчиков штатной системы контроля.
Программы сбора данных о параметрах технологического процесса — это программы опроса КСО и программы ведения баз данных, хранящих статистические характеристики измеренных параметров.
К устройствам сбора данных о значениях специальных диагностических признаков относятся:
•	датчики измерения обычных теплофизических параметров (давления, температуры теплоносителя, расхода и т.п.);
•	устройства дефектоскопии и металлографии;
•	тензометры и деформометры;
•	датчики контроля коррозионного износа.
Устройства дефектоскопии и металлографии относятся к устройствам периодического действия, причем результаты их действия, а также результаты, полученные с помощью тензометров и деформометров, могут быть занесены в базу данных вручную, с помощью программ сбора данных периодической диагностики.
Для оценки степени коррозионного износа могут быть использованы так называемые «свидетели коррозии» — пластины из того же металла, что и материал элементов теплообменного аппарата.
Особое место среди данных диагностики занимают результаты периодических испытаний оборудования:
•	гидроиспытаний;
•	обкаток;
•	испытаний на максимальной нагрузке и т.п.
Отметим, что первый уровень определяет возможность и полноту реализации задач более высоких уровней и в этом смысле является важнейшим. Особое значение имеют средства измерения, так как без исходных данных, получаемых сенсорным путем, т.е. с помощью датчиков, система «слепа и глуха». Использование статистических данных много дает для уточнения диагнозов и заключений системы, но лишь в том случае, если в основе своей эти диагнозы и заключения строятся на показаниях измерительных устройств.
Второй уровень — РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ НАГРУЗКИ И ДИАГНОСТИЧЕСКИХ ПРИЗНАКОВ.
Второй уровень системы мониторинга формируют несколько программ.
1.	«Реконструкция параметров нагрузки». Например, расчет характеристик статических и циклических температурных напряжений в металле поверхностей нагрева теплообменного аппарата по измеренным температурам теплоносителей, металла, а также измеренным температурным разверкам и скоростям изменения этих температур в переходных режимах.
Как уже отмечалось выше, нагрузки на объект представляют собой функции мгновенных и локальных реализаций параметров технологического процесса в элементах оборудования. Параметры нагрузки должны определяться как в стационарных, так и в переходных режимах. Например, в стационарных режимах вычисляются распределения по узлам и участкам температур и давлений рабочей среды, температур металла, тепловых потоков, давлений среды, коэффициентов теплопередачи, температурных напоров и т.п. Рассчитываются также средние значения указанных параметров. Расчет параметров производится через определенный фиксированный интервал времени. Полученные на текущем шаге значения сравниваются со значениями предыдущего шага. При заданном расхождении старых и новых значений последние запоминаются в системе мониторинга, в противном случае — игнорируются.
В переходных режимах вычисляются скорости изменения температур сред и металла, давлений и т.д. для выбранного участка. Расчет указанных параметров производится с минимальным шагом, который смогут обеспечить выбранные аппаратные системы мониторинга. Все значения, рассчитанные по алгоритмам переходных режимов, запоминаются в банке данных системы мониторинга.
Для определения указанных параметров необходимо оснащение оборудования специальной схемой измерений: температурными вставками в трубах, датчиками давлений на локальных участках, в трубах, коллекторах и т.п. Полнота оснащения датчиками будет определять возможности системы мониторинга по оценке параметров состояния оборудования, а также эффективность системы мониторинга по прогнозированию комплексных показателей надежности объекта в целом (остаточного ресурса, вероятности безотказной работы) и случайных отказов отдельных элементов оборудования.
2.	«Оценка значений диагностических признаков». Программа анализирует диагностические признаки, полученные путем непосредственного измерения при работе оборудования; неразрушающего контроля металла во время ремонтов; расчета диагностических параметров по отдельным параметрам технологического процесса; регламентных испытаний.
Приведем поясняющие примеры. Непосредственные измерения — это, к примеру, оценка толщины стенок трубок на вырезанных из конденсатора образцах. Неразрушающий контроль — это оценка структуры металла змеевиков ПВД. Расчет диагностических параметров — это вычисление коэффициентов загрязнения подогревателей сетевой воды по измеренному давлению пара, расходу и температурам воды и т.д.
3.	«Оценка вычисляемых параметров технологического процесса». Программа анализирует параметры режима работы аппарата, рассчитываемые по результатам
первичных измерений технологических параметров (например коэффициент теплопередачи, гидравлическое сопротивление и т.д.).
Третий уровень — ОЦЕНКА ТЕКУЩИХ ЗНАЧЕНИЙ ПАРАМЕТРОВ СОСТОЯНИЯ.
Эти параметры могут быть непосредственно измерены или вычислены следующим образом:
•	по измеренным или вычисленным диагностическим признакам, согласно модели;
•	по реконструированным параметрам нагрузки, согласно модели.
В качестве примера для последнего случая можно привести оценку параметра структурных повреждений металла труб поверхности теплообмена ПВД, реализованную на основе методики суммирования повреждений.
Условия разрушения, сформулированные на основании правила линейного суммирования повреждений от ползучести и малоцикловой усталости, имеет вид [63]:
'“‘[/VyJ. <='LC
(И-4)
где n(f) — число циклов нагружения в i-м режиме;
Nf — число циклов до разрушения в i-м режиме;
т(Х) — продолжительность статического нагружения к моменту времени эксплуатации /;
tr — долговечность материала в условиях ползучести при напряжении в i-м режиме.
При непрерывной регистрации температурных режимов работы поверхности, как стационарных, так и переходных, в каждый момент времени эксплуатации возможна оценка текущих значений n(t) и т(/), подстановка которых в левую часть уравнения дает значение меньше единицы. Именно это значение можно принять за параметр структурных повреждений, который является одним из параметров состояния, учитывающих как статические, так и циклические нагрузки.
Четвертый уровень — РАСЧЕТ КОМПЛЕКСНЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ.
Четвертый уровень формируют различные программы для оценки параметров качества, в том числе показателей надежности объекта мониторинга.
Пятый уровень — ОТОБРАЖЕНИЕ ПОКАЗАТЕЛЕЙ.
На верхнем уровне системы мониторинга выведены модули интерфейса, т.е. некоторого аппарата взаимодействия системы мониторинга с пользователем. Функция интерфейса состоит в отображении данных, являющихся результатом работы системы мониторинга состояния оборудования ТЭС. К таким данным относятся:
•	непосредственно измеренные параметры состояния объекта (отдельной единицы оборудования или целой технологической системы) ( X(t));
•	параметры состояния, вычисленные по некоторым измеренным диагностическим признакам;
•	параметры состояния, вычисленные по измеренным параметрам нагрузок;
•	комплексные показатели качества, характеризующие способность объекта выполнять заданные функции, вычисленные по значениям как измеряемых, так и расчетных параметров состояния.
11.4.	Основные функции и показатели качества теплообменных аппаратов ПТУ
Интерфейс позволяет эксплуатационному персоналу, а также и другим специалистам в интерактивном режиме выполнить запрос о текущем или ретроспективном значении как измеренного, так и вычисленного параметра или признака из числа описанных выше.
11.4. Основные функции и показатели качества теплообменных аппаратов ПТУ
Сформулируем основные функции и параметры качества функционирования теплообменных аппаратов ПТУ.
Конденсатор
Основная функция: создание разрежения за последней ступенью паровой турбины.
Параметры качества выполнения функций:
•	давление пара в конденсаторе (вакуум);
•	недогрев воды до температуры насыщения пара;
•	нагрев воды в конденсаторе;
•	величина присосов воздуха;
•	уровень конденсата в корпусе конденсатора;
•	содержание кислорода в конденсате;
•	солесодержание конденсата;
•	гидравлическое сопротивление конденсатора по циркуляционной воде.
Подогреватели системы регенеративного подогрева питательной воды
Основная функция: нагрев основного конденсата и питательной воды за счет теплоты пара из отборов турбин.
Параметры качества выполнения функций:
•	температура воды за аппаратом (ступенью нагрева);
•	недогрев воды до температуры насыщения греющего пара в подогревателе;
•	гидравлическое сопротивление;
•	переохлаждение конденсата греющего пара;
•	содержание неконденсирующихся газов в конденсате;
•	уровень конденсата в корпусе аппарата.
Деаэратор
Основная функция: снижение содержания кислорода и других неконденсирующихся газов в питательной воде и обеспечение аварийного запаса воды в технологической схеме. Согласно ПТЭ, содержание кислорода в питательной воде не должно превышать 10мкг/дм3 для турбоустановок с давлением свежего пара перед турбиной 9МПа (90кг/см2) и выше.
Деаэратор имеет еще одну функцию — нагрев основного конденсата. Однако считать ее основной нельзя, так как расход пара в деаэратор задается с учетом необходимости обеспечения хорошей деаэрации воды.
Параметры качества выполнения функций:
•	содержание кислорода в питательной воде;
•	производительность деаэратора по питательной воде;
•	нагрев воды в деаэраторе;
•	уровень воды в баке.
Подогреватели сетевой воды
Основная функция-, нагрев сетевой воды за счет теплоты пара из отборов турбины или других источников (паровые коллектора, РОУ и др.).
Качество выполнения этой функции описывают следующие параметры:
•	недогрев сетевой воды до температуры насыщения греющего пара;
•	относительный недогрев сетевой воды;
•	температура сетевой воды на выходе из подогревателя;
•	тепловая нагрузка подогревателя;
•	гидравлическое сопротивление аппарата;
•	солесодержание конденсата греющего пара;
•	уровень конденсата в подогревателе;
•	переохлаждение конденсата греющего пара;
•	содержание неконденсирующихся газов в конденсате.
Маслоохладители
Основная функция-, охлаждение масла.
Параметры качества выполнения функции:
•	температура масла на выходе из аппарата;
•	тепловая производительность аппарата;
•	наличие масла в охлаждающей воде;
•	гидравлическое сопротивление.
Практикум. Сформулируйте основную функцию охладителей основных пароструйных эжекторов.
11.5.	Параметры состояния
В настоящем разделе будут рассмотрены параметры качества и параметры состояния некоторых типов теплообменных аппаратов турбоустановок.
Конденсатор ПТУ невозможно рассматривать изолированно от систем, обеспечивающих его работу, поэтому анализ должен производиться для конденсационной установки в целом с учетом ее связей с турбиной и другими подсистемами ПТУ.
Подогреватели низкого и высокого давления рассматриваются совместно, так как имеют ряд идентичных параметров. Параметры состояния деаэраторов анализируются в связи с параметрами состояния подогревателей системы регенеративного подогрева питательной воды.
Подогреватели сетевой воды и маслоохладители характеризуются параметрами состояния, аналогичными параметрам состояния конденсатора и ПНД, поэтому на них с некоторыми отмеченными в соответствующем разделе особенностями могут быть распространены подходы, использованные при анализе ПНД и ПВД.
В отдельном разделе описываются особенности анализа параметров состояния регенераторов ГТУ.
11.5.1. Конденсационная установка
На рис. 11.3 приведена структурная схема конденсационной установки и ее элементов. Конденсационная установка состоит из следующих подсистем (см. также главу 2): конденсатора, подсистемы воздухоудаления, подсистемы циркуляционного водоснабжения и др. Каждая из этих подсистем для реализации системы мониторинга разбивается на более мелкие, вплоть до элемента, для которого можно описать параметры, характеризующие его состояние.
Параметры качества выполнения функций конденсатором
Давление пара в конденсаторе (вакуум) определяет теплоперепад в турбине и, в конечном счете, вырабатываемую турбиной мощность. Этот параметр, наряду с недогревом циркуляционной воды до температуры насыщения пара, регламентируется нормативно-технической документацией на турбоустановку. В гл. 10 приведены примеры нормативных характеристик конденсатора.
Присосы воздуха, наряду с количеством отложений в трубках конденсатора, определяют эффективность работы конденсатора. Величина присосов зависит от герметичности вакуумной системы и от ее объема. Так, под вакуумом (кроме непосредственно конденсатора) находятся разъем и уплотнения ЦНД турбины, конденсатные насосы (сальниковые уплотнения), трубопроводы отсоса паровоздушной смеси из подогревателей низкого давления (как правило, ПНД-1 и ПНД-2), а также подогреватель сетевой воды ПСГ-1 теплофикационных турбин, когда давление пара в нем ниже барометрического.
Повышение уровня конденсата в конденсаторе может привести к затоплению нижних рядов трубок и переохлаждению конденсата. В переохлажденном конденсате увеличивается концентрация кислорода, который поступает в конденсат из воздуха, скапливающегося в нижней части конденсатора. Снижение уровня конденсата может привести к срыву работы конденсатного насоса и его отказу.
Солесодержание конденсата может увеличиться из-за плохой герметичности трубок. Герметичность трубок может нарушиться из-за ослабления вальцованного соединения трубок с трубными досками, появления повреждений в трубках, вызванных коррозионными или вибрационными воздействиями.
Гидравлическое сопротивление характеризует ряд параметров состояния конденсационной установки, в частности занос трубных досок, загрязнение внутренней поверхности трубок, состояние циркуляционных насосов и запорно-регулиру-ющей арматуры на трубопроводах циркуляционной воды, а также количество от-глушенных трубок.
ZE
Корпус
	Горловина конденсатора
Обечайка
Конденсатосборник
Патрубки подвода и отвода различных потоков
Подшипники
колесами
_________
. Корпус
—» Фильтры
Прочее
арматура
Охладитель эжектора
Паровой эжектор
Рабочее колесо
Хозэжек-тор
Подшипники
КОНДЕНСАЦИОННАЯ УСТАНОВКА
Конденсатор		Система воздухоудаления
Система циркуляционного водоснабжения

Прочее
Трубный пучок
Водяные камеры
Трубные доскн

Теплообмен-ные трубки
Трубопроводы отсоса воздуха из конденсатора
Крышки водяных камер
	Трубопроводы	
	Эжектор
Циркуля ционный насос
циркуляционной воды
Трубо-
проводы

Конденсатный насос
Вакуумная система
турбоустановки
Стенки водяных камер
	
	 Промежуточные перегородки		 Промежуточные перегородки
	Арматура
-» -Арматура рабочими
I Устройства l’ ввода
J различных
J потоков в паровое
I пространство



Рис. 11.3. Структурная схема конденсационной установки
Качество выполнения основной функции конденсатором может ухудшаться постепенно, но при этом речь не идет об отказе и аварийном отключении турбины. Например, постоянное загрязнение конденсатора приводит к повышению давления пара за турбиной и снижению эффективности работы турбины. Однако у конденсатора есть и полные, внезапные по проявлению отказы, когда выполнение им своих функции становится невозможным.
К полным отказам относятся:
•	внезапное повышение жесткости конденсата;
•	повышение давления пара в конденсаторе выше нормы (как правило, выше 0,01 МПа (0,1 кгс/см2)), что соответствует температуре насыщения пара в конденсаторе — примерно 50 °C.
•	резкое изменение (повышение или понижение) уровня конденсата.
Отказы (отключения) структурных элементов конденсационной установки, эжектора или циркуляционного насоса вызовут частичное ухудшение качества функционирования конденсатора, так как эти элементы, как правило, резервируются; на энергоблок устанавливается по два основных эжектора и циркуляционных насоса. Подобные отказы вызовут необходимость снижения нагрузки на турбине до уровня, когда давление в конденсаторе достигнет приемлемой величины.
Практикум. Выберите полные и частичные отказы конденсационной установки.
1.	Срыв сифона в отводящем водоводе.
2.	Обрыв трубки около вальцованного соединения из-за ее интенсивной вибрации.
3.	Повышенное загрязнение трубок.
4.	Повышение присосов воздуха в конденсатор в два раза сверх нормативного значения.
Рассмотрим подробнее функциональную работоспособность конденсационной установки.
Функциональный отказ, заключающийся в невозможности поддерживать необходимое давление в конденсаторе, может быть обусловлен:
•	ухудшением тепловосприятия поверхностью теплообмена вследствие внутренних, реже наружных загрязнений;
•	уменьшением расхода циркуляционной воды вследствие увеличения гидравлического сопротивления тракта водоснабжения, заноса трубных досок мусором, неисправности циркуляционных насосов;
•	снижением уровня теплообмена вследствие повышенных присосов воздуха в конденсатор или неисправности в работе эжекторов.
Таким образом, ухудшение качества выполнения функций конденсационной установкой может быть связано с неисправностями следующих структурных элементов:
•	трубного пучка конденсатора в части загрязнения трубок и трубных досок;
•	элементов технологической схемы, находящихся под разрежением, в части герметичности этих элементов;
•	основных эжекторов;
•	циркуляционных насосов;
•	арматуры и других элементов тракта циркуляционного водоснабжения.
Перечисленные выше параметры качества функционирования теплообменных
аппаратов изменяют свои значения по причинам, которые условно можно разделить на две группы:
1) изменение состояния структурных элементов теплообменного оборудования;
2) изменение режима работы аппаратов.
К первой группе относятся дефекты, вызванные процессами старения или износа, т. е. дефектами, устранение которых требует восстановления (ремонта) отказавшего оборудования. Ко второй группе причин относятся те изменения режима работы, которые вызваны либо неправильными действиями персонала, либо изменениями или нарушениями в работе автоматики.
Связь причин первой и второй групп с параметрами, определяющими качество выполнения функций теплообменным оборудованием, есть задача структурной надежности, основной вопрос которой состоит в определении влияния надежности отдельных структурных элементов системы на показатели надежности всей системы и на качество ее основных функций.
Практикум. Давление в конденсаторе было выше нормативного значения из-за того, что давление рабочего пара на пароструйный эжектор (воздушный насос) было завышено. К какой группе причин можно отнести данный дефект?
Рассмотрим структурные элементы конденсационной установки (см. рис 11.3).
Как и конденсационной установке в целом, каждому ее структурному элементу может быть поставлен в соответствие вектор качества выполнения функции, т. е. определены основная функция и параметры качества выполнения этой функции.
Практикум. Определите вектор качества функционирования охладителя пароструйного эжектора (воздушного насоса).
Ответ: основная функция охладителя пароструйного эжектора заключается в уменьшении объема отсасываемой паровоздушной смеси путем конденсации пара из смеси.
Параметры качества выполнения функции:
•	количество сконденсировавшегося пара;
•	гидравлическое сопротивление охладителя;
•	температура паровоздушной смеси на выхлопе эжектора.
Опишем пространство состояний элементов трубного пучка конденсатора (табл. 11.1).
Описанные в табл. 11.1 параметры состояния могут обладать информативностью сами по себе. Значения некоторых из них можно отображать наряду с вычисленными на их базе показателями надежности и параметрами качества выполнения функции.
Определим процедуры, необходимые для оценки параметров состояния трубной системы конденсатора.
Хо — номинальная толщина стенки трубок не требует измерений и расчетов; источник — паспортные данные на конденсатор.
X] (/) — остаточная толщина стенки трубок из-за коррозионных повреждений требует измерений на образцах трубок, вырезанных из трубного пучка во время проведения ремонта аппарата. Для оценки остаточной толщины стенки проводится индивидуальный осмотр торцевых шлифов образцов или анализ образцов с помощью сканирующего микроанализатора (см. гл. 12).
Параметр	Процедура оценки	Периодичность оценки
Номинальная толщина стенки трубок, Х°	Принимается по паспортным данным завода-изготовителя	Однократно
Остаточная толщина стенки трубок из-за коррозионных повреждений, Xj(/)	Определяется по результатам анализа образцов трубок, вырезанных из трубного пучка	Один раз в несколько лет
Герметичность вальцованных соединений, Хг(Т)	Оценивается статистически	Во время проведения ремонтов
Вибрационные повреждения, Xjtf)	Оценивается по результатам вибрационных расчетов	Однократно при проектировании аппарата
Загрязнения трубок, X^t)	Расчет по результатам испытаний	При проведении регламентных испытаний конденсационной установки (один раз в неделю или в месяц)
Занос трубных досок, Х5(/) Коррозионные повреждения трубных досок, Xb(t)	По результатам измерений Оценивается визуально во время проведения ремонтов	При проведении регламентных испытаний При ремонте конденсатора
Состояние устройств для сброса потоков в конденсатор, Х7(/)	Оценивается визуально во время проведения ремонтов	При проведении ремонтов
Табл. 11.1. Параметры состояния элементов трубного пучка конденсатора
Коррозийная стойкость трубок определяется правильным выбором материала трубных систем при проектировании конденсатора (см. гл. 8) и условиями эксплуатации аппарата, в частности поддержанием оптимальных скоростей в трубках от 1 до 2 м/с, что не приводит, с одной стороны, к интенсивному образованию отложений и возникновению коррозии под отложениями, а с другой — к эрозии вследствие высоких скоростей воды.
В конденсаторах возможно проявление нескольких видов коррозионных повреждений: щелевая, питтинговая коррозия; ударная коррозия в результате абразивного износа или кавитационных разрушений защитных пленок на поверхности трубок и др. (см. гл. 1).
X2(t) — параметр герметичности вальцованных соединений. Вальцованное соединение представляет собой прочно-плотное закрепление трубки в отверстии трубной доски, достигаемое раздачей конца трубки в отверстии.
Как показано в гл.8, при вальцевании с помощью инструмента к трубке прикладывается усилие за счет которого происходит сначала упругая, а затем упругопластическая деформация. Напряжения по толщине стенки трубки в процессе вальцевания превышают предел текучести для материала, из которого изготовлена трубка. При этом она деформируется главным образом в радиальном направлении с небольшим уменьшением толщины стенки за счет увеличения диаметра.
Дальнейшее увеличение усилия вальцевания приводит к совместной деформации трубки и трубной доски. Под действием внутренних усилий (со стороны инструмента) и наружных (со стороны трубной доски) трубка практически деформируется в радиальном и осевом направлении, вследствие чего происходит существенное утонение стенок трубы.
При снятии внутреннего давления (удалении инструмента) происходит упругая совместная разгрузка элементов вальцованного соединения. В результате на поверхности контакта трубки и доски появляется остаточное напряжение Рв.
Герметичность и прочность соединения, выполненного путем развальцовки трубки в отверстии трубной доски, обусловлены остаточными радиальными напряжениями в упругопластической зоне деформации их материала. Значения этих напряжений для соединения данных размеров зависят от степени развальцовки и механических свойств металла трубы и трубной доски. Степень развальцовки является основным критерием оценки качества вальцованных соединений и определяется по формуле (1.5).
В процессе работы конденсаторов в результате воздействия термических усилий с течением времени происходит релаксация напряжения Рв. Когда Рв станет равным давлению Р (разность давления между паром и водой), произойдет разгерметизация вальцованного соединения.
Таким образом, параметр состояния трубок, связанный с нарушением герметичности вальцованного соединения, можно определить как отношение остаточ-
ного давления вальцевания Рв к рабочему давлению Р: Х2 (/)= —-— .
Так как конденсаторы имеют от нескольких тысяч до нескольких десятков тысяч трубок с различной степенью развальцовки, то давление Po(f) в каждый момент времени есть величина случайная. Контролируется Рв(1) периодической опрессовкой теплообменников с давлением Р = 1,25Р, причем Рп>Р + 0,3 МПа.
Таким образом, регулярная гидроопрессовка позволяет контролировать запас прочности вальцованного соединения.
— параметр вибрационных повреждений.
Вибрационное состояние теплообменных аппаратов паротурбинных установок определяется целым рядом факторов, а именно [13,18,53,57]:
•	параметрами теплоносителей;
•	конструкцией аппарата (видом трубок—U-образные, П-образные или прямые; типом, количеством и характером расположения промежуточных перегородок);
•	наличием температурных компенсаторов на корпусе;
•	компоновкой аппарата в машинном зале (близостью к турбине как к основному источнику кинематического возбуждения вибрации и конфигурацией подводящих трубопроводов);
•	типом опирания корпуса на фундамент и др.
Самым ответственным элементом с точки зрения надежности теплообменного аппарата являются теплообменные трубки (трубный пучок). Как показано в [57], до четверти всех повреждений трубок (а в отдельных типах аппаратов и более половины) имеют в качестве основной причины вибрацию. Основные виды вибрационных повреждений: фрикционный износ трубок в зоне прохождения их через отверстия в промежуточных перегородках, усталостный излом трубок в месте перехода от вальцованной части к невальцованной вблизи трубных досок, фрикционный износ трубок в серединах больших пролетов (за счет ударов и трения соседних трубок друг о друга), а также ряд других повреждений.
Параметр вибрационных повреждений Х3(/) может быть оценен по трем показателям:
1. По несовпадению частоты собственных колебаний (£) с частотой возмущающей силы {fy, последняя принимается равной 25 или 50 Гц (частота вращения ротора турбины), либо 10 Гц (частота колебаний конструкций здания); эта со-
ставляющая параметра X3(f) находится в пределах 0,75 > Х3 ] =	> 1,25.
fв
2. По отсутствию соударений между трубками; эта составляющая параметра X3(t)
А
3 2 =-------> гДе Апах — максимальная амплитуда колебании тру-
Si -dH
бок; — поперечный шаг между трубками; dn — наружный диаметр трубок. 3. По несовпадению скорости пара в узком сечении между трубками с критичес-
кой по гидроупругой неустойчивости; эта составляющая параметра X3(f) равна
Х3 з =	-• (г^Ц) < 0,9, где U, UKp — соответственно скорость пара в узком
U кр 154
сечении трубного пучка и критическая скорость пара; о — расчетное напряжение в материале трубок; [а] — допускаемое напряжение.
В табл. 11.2 в качестве примера приведены расчетные значения вибрационных характеристик трубок ряда конденсаторов.
Анализ данных табл. 11.2 позволяет сделать следующие выводы:
•	частота собственных колебаний трубок большинства конденсаторов отличается от 50 Гц, следовательно, резонансное возбуждение трубок маловероятно (исключение составляет конденсатор 300 КЦС-1 турбины К-300-240 ЛМЗ);
•	амплитуды колебаний трубок близки к нулю, следовательно, соударения соседних трубок невозможны;
•	скорости пара на номинальном режиме работы аппарата не превышают критических значений, что также делает маловероятными вибрационные повреждения трубок конденсаторов.
х& — параметр загрязнения трубок. Для вычисления этого параметра необходимы данные о расходе, температуре и давлении теплоносителей, а также нормативные значения основных характеристик теплообменника. В качестве данного параметра в [10] рекомендуется использовать коэффициент загрязнений р(/), равный
Марка аппарата	Частота колебаний, Гц		Максимальная амплитуда колебаний, мм	Отношение скоростей U/U , м/с	Материал трубок
	без воды	с водой			
КГ2-6200-П	26,5	20,9	ОДО 1	13Д/17Д	Л68
100ЮДС-2 >	21,9	>	17,1	1	0,001	17,1/65,9 ’	Л68
	25,6	20,1	0,001	20,1/78,1	МНЖ5-1
200 КЦС-1	33,2	24,9	0,001	24,9/128,2	Л68
	38,9	29,2	0,001	29,2/149,8	МНЖ5-1
300 КЦС-1	58,1	44,4	0,001	44,4/273,1	МНЖ5-1
К-15240	36,7	27,9	0,001	27,9/150,0	Л68
К-11520x2	43,0	32,8	0,001	32,8/180,5	МНЖ5-1
Табл. 11.2 Вибрационные характеристики трубных систем конденсаторов
где Ки, К#- соответственно нормативный и фактический коэффициенты теплопередачи.
Х5(/) — параметр заноса трубных досок.
Занос трубных досок проявляется в том, что часть теплообменных трубок выключается из процесса теплообмена ввиду того, что они забиваются щепками, рыбой, полиэтиленовыми листами и прочим мусором. В качестве параметра состояния по критерию заноса трубных досок можно взять отношение количества неза-несенных трубок в одном ходе воды к полному количеству трубок /V в этом ходе
N воды:	= 1---
N 1 о
где Nt}— количество заглушенных трубок в одном ходе воды.
X6(t) — параметр коррозионных повреждений трубных досок.
Трубные доски конденсаторов, как правило, изготовлены из углеродистой стали. Для защиты от коррозии трубные доски могут покрываться различными составами (например эпоксидной смолой и т. п.). Если все же коррозия трубных досок имеет место, то это не так опасно, как коррозия трубок (толщина трубных досок 25...40 мм, толщина стенки трубки — 1 мм). Коррозия трубных досок может привести к потере герметичности вальцованного соединения, если коррозионный процесс происходит в щели между трубкой и стенкой отверстия в трубной доске. Такой дефект достаточно трудно обнаружить. Ремонт такого соединения заключается в дополнительном вальцевании трубки, и если соединение не удается восстановить, то необходимо отглушить трубки с помощью заглушки (см. главу 12) или восстановить дефектный участок трубной доски по специальной технологии.
Так как сквозное коррозионное повреждение трубной доски маловероятно ввиду относительно большой ее толщины, то в качестве параметра коррозионных повреждений трубной доски принимается отношение количества трубок, имеющих отказавшее вальцованное соединение ( N ов ) к общему количеству трубок в аппарате:
"ое
где No — полное количество трубок.
Если в процессе ремонта конденсатора производится отглушение трубок, то в качестве параметра повреждений трубных досок можно взять отношение количества отглушенных трубок к общему количеству трубок в аппарате. Тогда в системе мониторинга будут отражаться два параметра: Хх — остаточная толщина стенки в результате коррозионных повреждений и Х6 — параметр коррозионных повреждений трубных досок, определяющих две характеристики одного процесса: коррозионного повреждения трубок и вальцованного соединения. Данная информация может оказаться очень полезной при анализе состояния конденсатора с точки зрения оценки остаточного ресурса.
X7(t) — параметр состояния устройств для сброса потоков в конденсатор.
Этот параметр многокомпонентный. Размерность параметра Х7(/) соответствует количеству устройств для сброса потоков в конденсатор; такими потоками являются добавка химочищенной воды, циркуляция основного конденсата, потоки при пусках или остановах энергоблока и т. п.
Значение параметра Х7. (здесь i — номер устройства сброса потока в конденсатор) должно быть равно единице, если устройство исправно, или нулю, если неисправно.
Аналогичным образом рассмотрим параметры, характеризующие состояние других структурных элементов конденсационной установки (см. рис. 11.3).
Xg(/) — параметр герметичности парового пространства конденсатора.
Состояние корпусных элементов конденсатора определяется наличием дефектов, приводящих к присосам воздуха. Этот же дефект может проявляться в других элементах конденсационной установки. Возможные места присосов воздуха, наряду с корпусом конденсатора:
•	сальники конденсатных насосов и арматуры, находящейся под вакуумом;
•	задвижка срыва вакуума, в случае ее неплотного закрытия;
•	фланцевые разъемы трубопроводов, задвижек, подогревателей, находящихся под разрежением;
•	концевые уплотнения турбин;
•	фланцевые разъемы, сварные швы ЦНД;
•	трубопроводы дренажей турбины, ПВД, котла в конденсатор и т.д.
Параметр состояния, характеризующий герметичность парового пространства, можно выразить следующим образом:
v _ ^возд Л. О — ---
СНОМ 9
возд
где Geo3d,	— соответственно фактическое и номинальное значения присосов
воздуха в конденсатор.
Состояние водяных камер отслеживать в системе мониторинга необязательно, так как возможные дефекты малозначимы или проявляются крайне редко.
Рассмотрим пространство состояний элементов подсистемы удаления воздуха. Параметры, характеризующие состояние элементов подсистемы воздухоудаления X9(t)... Хм(/), сведены в табл. 11.3.
Параметр	Процедура оценки	Периодичность оценки
Качество поверхности сопла (паровой эжектор), *,(') Засорение сопел, сеток на подводящей линии водоструйного эжектора, X|0(/) Герметичность внутренних кожухов пароструйного эжектора, Хп(/) Герметичность трубок и вальцованных соединений трубок с трубными досками охладителя пароструйного эжектора, Хп(1) Герметичность водяных камер охладителя пароструйного эжектора, А’13(/) Состояние арматуры, А'и(/)	Оценивается визуально и по результатам испытаний Оценивается визуально и по результатам испытаний Оценивается визуально или с помощью гидроиспытаний Оценивается по результатам гидроиспытаний, непосредственных измерений уровня в корпусе эжектора или статистически Оценивается по результатам гидравлических испытаний Оценивается по данным контрольных испытаний	Во время проведения ремонта и испытаний Во время проведения ремонта и испытаний Во время проведения ремонта и испытаний Во время проведения ремонта или проведения регламентных испытаний Во время проведения ремонта Периодические проверки и испытания
Примечание. Для водоструйного воздушного насоса определяющим его состояние является параметр X10(Z), а для пароструйных — все остальные параметры.
Табл. 11.3. Параметры состояния подсистемы воздухоудаления
Качество поверхности сопла пароструйного эжектора может нарушиться из-за коррозионно-эрозионных процессов, а также из-за загрязнения внутренней поверхности сопла. Значение параметра состояния Х9 может быть равно единице при хорошем качестве поверхности или нулю, если сопло требует ремонта.
Параметр, характеризующий засорение сопел на подводящей линии водоструйного эжектора (или сеток перед эжектором), можно оценить по результатам замера
разрежения во всасывающей камере эжектора или после его разборки во время
ремонта. Значение параметра Х10 может равняться нулю или единице.
Аналогичные значения принимают параметры Хи, Х13, Х14.
Параметр Х12 герметичности трубок и вальцованных соединений трубок с трубнъми досками охладителя эжектора оценивается следующим образом:
N.
%12 =1-----
N ’ 1 ’ о
где 7V, — количество заглушенных трубок в одном ходе воды;
N — полное количес гво трубок в этом ходе.
Рассмотрим параметры состояния системы циркуляционного водоснабжения
Х15(/)... Х21(/).
Система циркуляционного водоснабжения включает в себя циркуляционные насосы, трубопроводы, арматуру, фильтры (сетки) и хозяйственный эжектор.
В табл. 11.4 в качестве примера приведены параметры состояния осевого циркуляционного насоса.
Параметр	Процедура оценки	Периодичность оценки
Угол разворота лопастей, Xa{i) Износ лопастей, водяной камеры и т.п., Затяжка сальников насоса (зазор между валом и подшипником), Л'17(/) Вибрация, X {{)	По результатам прямых измерений Визуально и по результатам испытаний По результатам прямых измерений По результатам вибрационных измерений	Во время проведения ремонта Во время проведения ремонта Во время проведения ремонта Постоянно при наличии виб-роизмерительной аппаратуры
Табл. 11.4. Параметры состояния осевого циркуляционного насоса
Оценка параметра Х15 {угол разворота лопастей) при ремонте насоса не представляет больших трудностей.
Износ лопастей и водяной камеры всасывания приводит к снижению напора, создаваемого насосом. Однако по снижению напора однозначно продиагностиро-вать данный дефект, а тем более оценить степень износа нельзя. В связи с этим значение параметра Х16 может равняться нулю, если имеется износ, или единице, если износа нет.
Повышение степени затяжки сальников насоса приводит к увеличению потребляемой электродвигателем мощности, а недостаточная затяжка - к присосам воздуха в тракт циркуляционной воды. Скопление воздуха в верхних точках водя-
ного тракта может привести к уменьшению сифона и к возможному его срыву. Значение параметра Х17 поэтому может равняться нулю или единице.
Параметр вибрации Х18 зависит от большого числа факторов; подробнее о вибрации роторных машин можно прочитать в [64].
Состояние трубопроводов циркуляционной системы можно описать двумя параметрами: Х|9 — параметром коррозионных повреждений и Х20 — параметром заноса трубопроводов.
Параметр коррозионных повреждений:
С v _ ° ост Л19	>
50
где 8о, бост — номинальная и остаточная толщина стенки трубопровода.
Параметр заноса трубопроводов:
X
Л. 70 —--,
ЛР„
где ЛРН, ДР — номинальное и фактическое гидравлическое сопротивление трубопровода.
Состояние арматуры целесообразно оценить одним параметром, характеризующим способность задвижки исключить пропуск циркуляционной воды. Значение этого параметра принимается равным нулю или единице.
Состояние фильтров (сеток) определяется параметром, значение которого рассчитывается по соотношению
Y
21 ^7’
где &РфН, &Рф — номинальное и фактическое сопротивление фильтра.
Параметры состояния хозяйственного эжектора выбираются аналогично основному эжектору.
11.5.2.	Система регенеративного подогрева питательной воды
Основная функция и параметры качества выполнения функций подогревателями системы регенеративного подогрева питательной воды были определены ранее. Проанализируем эти параметры.
Температура воды за подогревателем (ступенью нагрева)
Подогреватели системы регенерации нельзя рассматривать изолированно от технологической схемы их включения и от самой турбины. В нормативных характеристиках турбин нормируется величина температуры воды за ступенью нагрева, причем под ступенью нагрева понимается участок схемы, расположенный от входа в анализируемый подогреватель до входа в следующий аппарат по линии питательной воды (основного конденсата). Отклонение температуры питательной воды
за подогревателем от нормируемого значения является экономическим показателем. По этому отклонению рассчитываются затраты теплоты на выработку электроэнергии и потери мощности в турбине. При этом показатель температуры воды за ступенью можно считать и надежностным, что не только не противоречит, а прямо исходит из определения как надежности, т.е. способности системы выполнять функции в заданном объеме с заданным качеством, так и основной функции подогревателей системы регенеративного подогрева питательной воды в схеме ПТУ, которая состоит в нагреве воды за счет теплоты пара отборов турбины.
Большое значение имеет параметр температуры воды за последней ступенью низкого давления (перед деаэратором). Значительное отклонение от нормы температуры основного конденсата перед деаэратором может снизить качество деаэрации и привести к ухудшению водно-химического режима части высокого давления тепловой схемы.
В расчете технико-экономических показателей турбоустановки в целом участвует также параметр температуры питательной воды перед котлом. По этому параметру оценивается работа всей системы регенерации. По разности фактической и расчетной конечной температуры питательной воды находим поправку к расходу теплоты и топлива на выработку единицы электроэнергии и теплоты.
Температура питательной воды за ступенью может отличаться от расчетной по разным причинам. Перечислим их:
•	неплотность байпасных задвижек помимо подогревателей;
•	загрязнение поверхности нагрева подогревателя;
•	скопление воздуха в паровом пространстве;
•	снижение температуры перед подогревателем из-за неудовлетворительной работы предвключенного аппарата;
•	снижение давления пара в аппарате;
•	затопление части поверхности теплообмена аппарата конденсатом греющего пара;
•	протечки воды между ходами.
Температура воды за ступенью не регулируется в процессе эксплуатации ПТУ и может изменяться вследствие ухудшения состояния аппаратов только в сторону уменьшения.
Таким образом, ухудшение параметра качества — температуры питательной воды за подогревателем (ступенью нагрева)—связано с отказами следующих структурных элементов:
•	предвключенный подогреватель;
•	паропровод отборного пара;
•	регулятор уровня;
•	трубный пучок ( в том числе трубная доска);
•	система отсоса газа из подогревателя;
•	перегородки в водяных камерах ПНД или заглушки между участками водяного тракта ПВД.
Недогрев воды до температуры насыщения греющего пара в подогревателе
Недогрев воды до температуры насыщения пара является основным показателем, характеризующим тепловую эффективность любого конденсирующего теплообменного аппарата в схеме турбоустановки. Величина недогрева обычно регламентируется либо нормативной, либо типовой энергетической характеристиками турбины (турбоустановки), которые, как правило, обобщают результаты промышленных испытаний большой группы однотипных аппаратов в различных условиях эксплуатации.
На изменение недогрева воды до температуры насыщения греющего пара оказывают влияние такие факторы, как загрязнение теплообменной поверхности; за-воздушивание аппарата; протечки воды помимо трубного пучка; заливание конденсатом части поверхности теплообменника.
Величина недогрева характеризует эффективность использования теплоты, поступающей с греющим паром, т. е. термодинамическое совершенство аппарата. Недогрев зависит от величины коэффициента теплопередачи в подогревателе, и любая интенсификация теплообмена, приводящая к увеличению коэффициента теплопередачи, влечет за собой снижение недогрева. Недогрев уменьшается с увеличением удельной поверхности подогревателя, приходящейся на единицу расхода нагреваемой питательной воды, но при этом возрастает стоимость аппарата. Оптимальный недогрев в аппарате определяется технико-экономическими расчетами, так как снижение недогрева приводит к повышению тепловой экономичности ПТУ и к экономии топлива на электростанции, но сопровождается ростом затрат металла и стоимости. Обычно рекомендуемая величина недогрева для ПВД и ПНД современных конструкций не превышает 1,5 °C. Отклонение фактического значения недогрева от нормативного является диагностическим признаком неудовлетворительной работы аппарата.
Для подогревателей сетевой воды горизонтального типа в качестве универсального показателя, характеризующего тепловую эффективность аппарата, завод-изготовитель использует относительный недогрев 8/ / А/, где 8/ — недогрев сетевой воды до температуры насыщения греющего пара; А/ — нагрев сетевой воды. Эта характеристика строится по данным расчета аппарата в зависимости от расхода воды через аппарат при различных фиксированных значениях средней температуры сетевой воды. Характеристика включается заводом-изготовителем в комплект эксплуатационной документации.
Необходимо отметить, что для подогревателей сетевой воды вертикального и горизонтального типов, как и для других теплообменных аппаратов, используется также и показатель недогрева воды.
Гидравлическое сопротивление аппарата
Если величина гидравлического сопротивления ПНД ниже нормативных значений, то это может свидетельствовать о нарушении плотности прилегания промежуточных перегородок в водяных камерах к трубным доскам или о байпасирова
нии подогревателя из-за неплотного закрытия соответствующих задвижек. Повышенное гидравлическое сопротивление ПНД свидетельствует, как правило, о большом количестве отглушенных трубок.
Уменьшение гидравлического сопротивления ПВД свидетельствует о неисправностях, связанных с целостностью ограничительных шайб и заглушек. Как правило, на ТЭС гидравлическое сопротивления отдельного подогревателя высокого давления не измеряется, а контролируется значение данного показателя для всей группы ПВД. В этом случае уменьшение ДР свидетельствует о пропуске в обводной линии.
Переохлаждение конденсата греющего пара
Причиной переохлаждения конденсата является заливание конденсатом части поверхности теплообмена или плохая организация отсоса газов из парового пространства.
Содержание неконденсирующихся газов в конденсате
Повышенное содержание неконденсирующихся газов в конденсате ПНД и ПВД свидетельствует о неудовлетворительном отсосе из аппарата неконденсирующихся газов или о наличии дефектов, приводящих к повышенным присосам воздуха в элементы технологической схемы, находящиеся под разрежением.
Наконец, уровень конденсата в подогревателе может выйти из регулируемого диапазона по причине нарушения работы регулятора уровня или разрыва трубок и заполнения парового пространства питательной водой с высоким давлением.
Как уже отмечалось, качество целевой функции, определенной через температуру воды за ступенью, может постепенно снижаться, но при этом не произойдет отказа и аварийного отключения подогревателя. Однако, у аппаратов системы регенеративного подогрева питательной воды ПТУ есть и полные, внезапные по проявлению, но постепенные по развитию отказы, когда дальнейшее выполнение аппаратами своих функций становится невозможным.
К полным отказам относятся разгерметизация корпуса подогревателя, неисправность конденсатоотводчика и заполнение корпуса подогревателя конденсатом греющего пара, а также разгерметизация поверхности теплообмена.
Первые два вида отказов диагностируются достаточно просто. На подогревателях устанавливается защита от повышения уровня, отключающая в случае опасности аппарат. Проверка работы системы регулирования уровня и защиты проводится перед включением подогревателей в работу. Разгерметизация корпуса, как правило, может происходить по фланцевому разъему у ПНД либо через уплотнительную мембрану у ПВД из-за некачественного монтажа соединений. Наибольшую опасность разгерметизация корпуса представляет для ПВД в случае, если корпус полностью заполнен водой. Раскрытие разъема приведет к мгновенному вскипанию конденсата, повышению давления и разрушению всего подогревателя. Для защиты от такого типа аварий на корпусе ПВД предусмотрен предохранительный клапан.
Заполнение корпуса подогревателя конденсатом чаще происходит из-за разгерметизации трубной системы. Причины попадания питательной воды в паровое пространство: снижение несущей способности трубок и соединения трубок с трубными досками.
В качестве критерия прочности теплообменной трубки (отказ, связанный с разгерметизацией поверхности теплообмена) принято отношение предельного давления Р( к действующему рабочему давлению Р, где под Р понимается разность давлений в аппарате между водяной и паровой сторонами: К = Р(;!Р-
В момент начала эксплуатации Кр равен запасу прочности, вычисляемому как отношение рабочего напряжения к номинальному пределу прочности для материала данной марки при рабочей температуре металла. Отношение P(.l Р характеризует наиболее вероятное соотношение несущей способности и нагрузки в данный момент эксплуатации. Событие отказа определяется как момент, когда нагрузка равняется несущей способности, в этот же момент происходит пересечение вектором надежности границы области работоспособности.
Значение параметра Кр = Рс /Р на границе области работоспособности равно единице, а стремление этого параметра к единице указывает на приближение отказа, связанного с нарушением герметичности металла поверхности нагрева. При Кр > 1 поверхность работоспособна, при Кр < 1 находится за границей работоспособности.
В качестве показателя надежности, описывающего работоспособность поверхности, выбирается Тр — ресурс поверхности нагрева.
Интерес к оценке остаточного ресурса и, в частности, к оценке связи скорости его исчерпания с характеристиками эксплуатационных режимов, вызван тем, что практический ресурс поверхностей нагрева подогревателей часто не совпадает с назначенным ресурсом.
Рассмотрим далее параметры состояния аппаратов системы регенеративного подогрева питательной воды (табл. 11.5).
Большинство параметров состояния аппаратов системы регенерации определяются аналогично соответствующим параметрам конденсатора; отметим здесь особенности определения параметра структурных повреждений металла труб поверхности теплообмена ПВД на основе методики суммирования повреждений [63] по формуле (11.4).
Важной процедурой, дополняющей расчетные оценки параметра структурных повреждений, должны стать периодические исследования свойств металла труб ПВД по вырезанным образцам, а также контроль металла неразрушающими методами. Сочетание расчетных оценок с периодическими физическими исследованиями позволит «настроить» модели накопления повреждений для конкретных видов аппаратов, что в дальнейшем позволит ограничиться только расчетными оценками, реализуемыми в рамках задач системы мониторинга.
Параметр	Процедура оценки	Периодичность оценки
Номинальная толщина стенки металла трубок, \(')	Принимается по паспортным данным завода-изготовителя	Однократно, при инициализации системы
Структурные повреждения металла трубок от совместного действия ползучести и усталости, X^f)	Рассчитывается по графикам рабочих температур металла; периодически сравнивается с данными неразрушающей диагностики	С шагом 1000 ч работы на стационарной нагрузке и после каждой реализации переходного режима
Толщина отложений с внутренней стороны поверхности теплообмена, Хг(1)	Для ПНД и ПВД незначительна, оценивается статистически с учетом данных по водно-химическому режиму системы реге нерации	Один раз за несколько месяцев
Глубина наружной эрозии, X3(t)	Оценивается статистически с учетом влажности пара, поступающего в аппарат или в его зоны. Коррозия незначительна	Один раз в несколько месяцев
Коррозионные или эрозионные повреждения с внутренней стороны труб (трубок),	Оценивается статистически	
Качество сварных соединений, X5(t)	Оценивается статистически	
Вибрационные повреждения, X6(t)	Оценивается по результатам вибрационного расчета подогревателя	Однократно при инициализации с.гстемы
Качество вальцованных соединений трубок, Х,(/)	Оценивается статистически	Один раз в несколько месяцев
Герметичность промежуточных перегородок, Х/Г)	Оценивается по результатам испытаний и визуально	Во время испытаний или ремонта
Табл. 11.5. Параметры состояния аппаратов системы регенеративного подогрева питательной воды
Параметр герметичности промежуточных перегородок определяется через отношение фактического и расчетного гидравлических сопротивлений аппарата: Х8=АР/ АРя при заданном расходе воды. Если Xt< 1, то при условии герметичности обводных задвижек помимо подогревателя имеет место износ промежуточных перегородок, ограничительных шайб или заглушек.
Параметры качества деаэраторов
Содержание кислорода в питательной воде — при удовлетворительной работе деаэратора в широком диапазоне гидравлических нагрузок должно оставаться постоянным. Содержание кислорода зависит не только от состояния самого деаэратора, его конструктивных элементов и режимных параметров, но и от кислородо-содержания поступающего в деаэратор основного конденсата, которое, в свою очередь, зависит от герметичности вакуумной системы и нормальной работы деаэрационных устройств конденсатора (если они имеются).
Производительность деаэратора по питательной воде (гидравлическая нагрузка) задается в виде расчетной зависимости предельной гидравлической нагрузки от нагрева воды при различных давлениях пара в деаэраторе (рис. 11.4).
Рис. 11.4. Расчетная зависимость предельной гидравлической нагрузки от нагрева воды и давления пара в деаэрационной колонке.
1 — р = 0,685 МПа (7 кгс/см2), / = 300 °C; 2 — р = 0,395 МПа (4 кгс/см2), / = 300 °C; 3 — р = = 0,118 МПа (1,2 кгс/см2), t "= 200 °C
Приведенные на рис. 11.4 зависимости позволяют выделить зону устойчивой работы деаэратора. Если режим работы деаэратора, определяемый гидравлической нагрузкой и нагревом воды, характеризуется точкой, лежащей ниже кривой при соответствующем давлении, то деаэратор будет работать устойчиво. Если рабочая точка находится выше кривой предельного режима, то деаэратор окажется перегруженным. При этом наблюдается неустойчивая работа деаэратора, характеризующаяся появлением гидравлических ударов в колонке, сильной вибрацией деаэратора и связанных с ним трубопроводов, колебаниями давления пара в деаэраторе, ухудшением деаэрации воды.
Уровень воды в баке деаэратора поддерживается регулятором уровня, кроме того, на баке устанавливаются водомерные стекла, по которым может осуществляться контроль за уровнем воды «по месту».
Нормальная работа деаэратора связана с изменением состояния некоторых его конструктивных элементов - дырчатых тарелок (листов), коллекторов и т.д., а также различных регуляторов.
Изменение состояния конструктивных элементов деаэратора связано, как правило, с загрязнением (заносом) дырчатых тарелок (листов) и разрушением внутренних элементов аппарата из-за коррозионного или механического (гидравлические удары) воздействия теплоносителей. Эти дефекты можно обнаружить лишь при вскрытии деаэратора во время ремонта. Оценить изменение состояния элементов деаэратора другими методами не представляется возможным. Если дефекты незначительны, то они не сказываются на выполнении деаэратором своей основной функции — деаэрации воды. Гораздо большее влияние на эффективность деаэрации оказывают режимные факторы и правильная настройка регуляторов. В связи с этим мониторинг состояния деаэраторов целесообразно ограничить контролем состояния аппарата в целом (т.е. определением вида состояния — рабочее, нерабочее и т.д. в соответствии с разд. 11.1).
11.6. Применение экспертных систем для диагностики состояния аппаратов
Модели, используемые для оценки параметров состояния, могут быть достаточно сложными, если они основаны на методиках расчета теплообменников или статистических данных. Более простой путь предоставляют диагностические процедуры и, в частности, экспертные системы.
Отклонение параметра качества процесса от нормативного значения является диагностическим признаком состояния элементов системы. Появление диагностического признака может служить основанием для более глубокого анализа состояния системы, заключающегося в использовании экспертной системы или проведении дополнительных исследований.
В качестве примера приведем описание экспертной системы, разработанной для диагностики состояния конденсационной установки.
Применение экспертных систем для диагностики и анализа работы такой сложной системы, какой является конденсационная установка, весьма целесообразно, так как экспертные системы предназначены для решения трудно формализуемых задач или задач, не имеющих алгоритмического решения. При этом имеется возможность повышения уровня эксплуатации оборудования за счет переноса в повседневную практику знаний высококвалифицированных экспертов, применяемых при выработке решения задач оперативного контроля и диагностики. Использование экспертной системы позволяет при установлении причин нарушений в работе конденсационной установки преодолеть трудности, связанные с неоднозначностью поведения оборудования, а также получать достаточно правдоподобные и достоверные заключения при неполной и фрагментарной исходной информации.
Известны два принципиально различных подхода к построению экспертных систем, основанные либо на жесткой причинно-следственной связи между конкретным нарушением и вызвавшими его причинами с построением соответствующего «дерева решений», либо на использовании нечеткой логики (теорема Байеса), позволяющей оперировать субъективными оценками эксперта или пользователя, неполной или неоднозначной информацией. Последний подход дает значительно большие возможности при анализе такой сложной системы, как конденсационная установка.
Программная оболочка экспертной системы включает в себя базу знаний, которая содержит в формализованном виде экспертную информацию о возможных нарушениях в работе элементов конденсационной установки конкретного турбоагрегата в условиях конкретной ТЭС и соответствующих этим нарушениям признаках-свидетельствах с их априорными вероятностями, а также универсальную программу обработки информации, основанную на формуле Байеса с учетом «цены» каждого свидетельства по методу К. Нейлора [65].
Конкретное наполнение базы знаний, т.е. формирование ее содержания и установление величин априорных вероятностей гипотез и цены свидетельств, производится методом экспертных оценок с привлечением знаний специалистов, работающих с тепломеханическим оборудованием ТЭС, и с учетом специфики работы оборудования на конкретной электростанции, а также путем анализа статистической информации о повреждаемости оборудования.
При использовании экспертной системы программа обратится к исходным данным (базе данных), проанализирует их и запросит недостающую информацию у пользователя. Полученные ответы будут формализованы в зависимости от степени их определенности, и вычисленная таким образом «цена» каждого свидетельства будет учтена при расчете апостериорной вероятности всех гипотез. После отработки всех свидетельств, имеющихся в базе знаний, программа проанализирует вероятности всех гипотез и сделает окончательное заключение о наиболее достоверной причине неисправности.
После установления причин имеющихся неисправностей система диагностики может дать рекомендации персоналу относительно способов устранения диагностированных нарушений и некоторые прогнозные оценки, касающиеся, например, определения срока чистки поверхности конденсатора, если причиной нарушения является загрязнение трубок.
Для диагностирования нарушений в работе конденсационной установки разработана структурная схема, отражающая взаимосвязь различных нарушений с их внешними признаками-свидетельствами и реализованная соответствующей программной оболочкой. В полном объеме база знаний содержит 12 гипотез о различных видах нарушений работы конденсационной установки. На рис. 11.5 представлена в качестве примера структурная схема (алгоритм) работы реализованной в минимальном объеме (три гипотезы) экспертной системы, разработанной применительно к конденсационной установке турбины Т-250/300-240.
После обработки исходных данных (1) были определены диагностические признаки (2) — установлено наличие отклонений вакуума в конденсаторе и недогрева воды до температуры насыщения от нормативных значений. В приведенном
1. Исходные данные
2. Диагностические признаки Вакуум ниже нормы. Недогрев выше нормы.
3. Гипотезы неисправностей Гипотезы	Априорная
вероятность 0,5 0,5 0,1
Загрязнение трубок
Герметичность вакуумной системы Нарушение в работе эжектора
4. Расчет вероятностей гипотез
Вопрос	Ответ	Апостериорная вероятность
Присосы выше нормы?	Да	0,207	0,799 0,149
Гидравлическое сопротивление	Незна-	
конденсатора выше нормативного?	чительно	0,221	0,799 0,149
Нагрев воды выше нормативного?	Да	0,221	0,952 0,467
Велик ли темп изменения вакуума?	Нет	0,010	0,952 0,467
Переохлаждение конденсата выше нормы? Да		0,001	0,994 0,583
Давление рабочего пара на эжектор		
соответствует норме?	Нет	0,001	0,994	0,926
5. Рекомендации персоналу
Вероятные причины нарушений	Рекомендации персоналу
в работе конденсационной установки
Нарушение герметичности
вакуумной системы
Нарушение в работе эжекторной установки
Устранить повреждения в вакуумной системе
1. Проверить уровень и кислородосодержание конденсата
2. Отрегулировать давление рабочего пара, увеличить производительность эжекторной установки
Рис. 11.5. Структурная схема (алгоритм) работ! экспертной системы для диагностики конденса ционной установки
примере экспертной системы выбор осуществляется из трех гипотез, каждая из которых имеет свою априорную вероятность, величина которой определяется методом экспертных оценок и обусловлена конкретными условиями работы ТЭС (блок 3). Экспертная система задает пользователю вопросы, которые в зависимости от полученных ответов являются свидетельствами в пользу или против рассматриваемой гипотезы. Если ответ на очередной вопрос может быть получен из исходных данных, то программа обрабатывает его автоматически. При отсутствии замера или недостоверной исходной информации ответ может быть дан в диалоговом режиме, причем как в количественной, так и в качественной форме с различной степенью уверенности. После каждого полученного ответа вероятности всех гипотез пересчитываются с учетом цены каждого свидетельства. Апостериорная вероятность гипотез, полученная после обработки всех свидетельств, характеризует степень их достоверности (блок 4). На последнем этапе (блок 5) система диагностики указывает наиболее вероятные причины имеющихся нарушений и дает рекомендации персоналу ТЭС.
Адаптация экспертной системы в каждом конкретном случае заключается в отражении в содержании базы знаний конкретных особенностей и условий работы конденсационной установки, а также оперативного опыта персонала станции и экспертов-специалистов, работающих с энергетическим оборудованием, что является наиболее сложной и трудоемкой частью общей задачи диагностики.
При неизменном алгоритме обработки информации база знаний может видоизменяться и расширяться, что позволяет более гибко и точно настраивать работу системы диагностики применительно к конкретным условиям эксплуатации и предъявляемым требованиям. Аналогичным образом с использованием того же алгоритма, но со своей базой знаний строится экспертная система для диагностики других групп теплообменного оборудования турбоустановки.
В заключение приведем краткие выводы по главе.
Мониторинг состояния теплообменных аппаратов турбоустановок —- это процесс непрерывного и наглядного отображения ряда параметров, характеризующих состояние оборудования. Целью разработки системы мониторинга является выбор и контроль параметров состояния, характеризующих процессы старения и износа элементов оборудования.
Мониторинг состояния не может быть реализован в рамках традиционной АСУ ТП, предназначенной для управления технологическим процессом. Однако исходная информация для системы мониторинга может быть получена в том числе и из АСУ ТП.
Для оценки параметров состояния оборудования могут применяться как расчетные, так и диагностические процедуры. Последние, используя статистическую информацию или опыт экспертов, могут работать с неполной или недостоверной исходной информацией, определяя вероятностными методами неисправности оборудования и параметры его состояния.
Отображение данных параметров позволяет отслеживать изменение технического состояния оборудования и на этой основе реализовать на конкретном энергопредприятии концепцию его ремонта (см.гл.12).
Элементы описанной системы мониторинга состояния теплообменных аппаратов турбоустановок реализуются в настоящее время на ряде ТЭС.
11.7. Контрольные вопросы
. Что понимается под мониторингом состояния оборудования?
2.	Какой вид технического состояния оборудования называется рабочим?_________________________________________________________
3.	Что является главной задачей системы мониторинга состояния?
4.	Что отражают параметры технологического процесса?
5.	Дайте определение технической диагностики.
6.	Какими методами может осуществляться диагностика неисправностей оборудования?___________________________________________
7.	Какова основная функция конденсатора?
8.	Каковы параметры качества выполнения функций для аппаратов системы регенеративного подогрева питательной воды?
9.	Каковы параметры качества выполнения функций деаэратора?
10.	Какой параметр используется в качестве критерия прочности теп-лообменной трубки?___________________________________________
11.	Какие существуют подходы к построению экспертных систем и чем они отличаются?__________________________________________
12.	Из каких основных модулей состоит экспертная система, основанная на нечеткой логике?
Глава 12
ТЕХНИЧЕСКОЕ ОБСЛУЖИВАНИЕ
И РЕМОНТ ТЕПЛООБМЕННЫХ
АППАРАТОВ
12.1.	Основные понятия и определения
Наиболее распространенными последствиями отказов теплообменных аппаратов ПТУ являются отключение турбины, ограничение отпуска теплоты, снижение коэффициента готовности оборудования, снижение экономичности турбоустановки и, как следствие, увеличение удельных расходов топлива. В связи с этим большое значение имеют оперативное устранение неисправностей аппаратов и профилактика отказов, которые производятся в системе технического обслуживания и ремонта.
Способность оборудования к эффективной работе в течение длительного времени в большой степени зависит от качества технического обслуживания и ремонта. Для обеспечения работы оборудования в соответствии с требованиями нормативно-технической документации необходимо высокое качество выполнения ремонтных работ по каждому узлу в течение всего срока эксплуатации оборудования.
Приведем определения некоторых понятий, используемых в настоящей главе [60].
Система технического обслуживания и ремонта оборудования — совокупность взаимосвязанных элементов, документации и исполнителей, необходимых для поддержания и восстановления качества оборудования, установленного на станциях и сетях и входящего в эту систему.
Техническое обслуживание — комплекс операций по поддержанию работоспособности или исправности изделия при использовании его по назначению, ожидании, хранении и транспортировке (ГОСТ 18322-78).
Ремонт — комплекс операций по восстановлению исправности или работоспособности изделий и восстановлению ресурсов изделий и их составных частей (ГОСТ 18322-78).
Ремонтопригодность — свойство объекта, заключающееся в приспособленности к поддержанию и восстановлению работоспособного состояния путем технического обслуживания и ремонта (ГОСТ 27.002-78).
Система технического обслуживания и ремонта оборудования в общем случае включает в себя:
•	техническое обслуживание оборудования;
•	накопление и изучение опыта эксплуатации и ремонта, установление оптимальной периодичности и продолжительности проведения капитальных, средних и текущих ремонтов;
•	внедрение прогрессивных форм организации и управления ремонтом с применением вычислительной техники;
•	внедрение передовых методов ремонта, комплексной механизации и прогрессивной технологии;
•	модернизация оборудования;
•	широкое внедрение специализации ремонтных работ;
•	контроль качества выполняемых работ в процессе ремонта и контроль качества отремонтированного оборудования;
•	своевременное обеспечение ремонтных работ материалами, запчастями и комплектующим оборудованием;
•	анализ параметров технического состояния оборудования до и после ремонта по результатам испытаний.
Техническое обслуживание и ремонт предусматривают выполнение комплекса работ, направленных на обеспечение исправного состояния оборудования и надежной и экономичной его эксплуатации, проводимых с определенной периодичностью и последовательностью при оптимальных трудовых и материальных затратах.
Модернизация действующего оборудования — изменение конструкции действующего оборудования, обеспечивающее улучшение его показателей назначения, повышение надежности, уменьшение энергетических, материальных затрат и трудовых ресурсов при эксплуатации, техническом обслуживании и ремонте, а также возможности применения при эксплуатации более дешевых видов топлива, сырья, материалов.
К основным видам работ, которые проводятся на станциях для восстановления работоспособности теплообменных аппаратов, относятся: очистка и антикоррозионная обработка трубных досок и водяных камер; очистка внутренней и наружной поверхностей теплообменных трубок; восстановление герметичности соединений трубок с трубными досками; заглушка вышедших из строя трубок, а также их замена при капитальных ремонтах аппаратов. Ресурс между капитальными ремонтами должен быть не менее 40000ч.
12.2.	Классификация видов ремонта
Классификацию ремонта проводят по одному из следующих разграничительных признаков: планируемости, периодичности проведения, объему проводимых работ, степени регламентации работ и т.д [60].
Различные виды ремонта можно производить с помощью различных методов, то есть совокупности технологических и организационных правил выполнения ремонтных операций. Классификация видов ремонта по некоторым разграничительным признакам представлена на рис. 12.1.
В практике различают следующие виды ремонта (ГОСТ 18322-78).
Плановый — ремонт, постановка оборудования на который осуществляется в соответствии с требованиями нормативно-технической документации.
Неплановый {аварийный) — ремонт, постановка на который осуществляется без предварительного назначения, производится при внезапном отказе аппарата.
Текущий — ремонт, выполняемый для обеспечения или восстановления работоспособности изделия и состоящий в замене и (или) восстановлении отдельных частей.
Средний — ремонт, выполняемый для восстановления исправности и частичного восстановления ресурса изделий с заменой или восстановлением составных частей ограниченной номенклатуры и контролем технического состояния составных частей, выполняемым в объеме, установленном в нормативно-технической документации.
Капитальный — ремонт, выполняемый для восстановления исправности и полного (или близкого к полному) восстановления ресурса изделия с заменой или восстановлением любых его частей, включая базовые.
Обезличенный (агрегатный) — метод ремонта, при котором неисправные агрегаты заменяются новыми или заранее отремонтированными. Под агрегатом понимается сборочная единица, обладающая свойствами полной взаимозаменяемости, независимой сборки и самостоятельного выполнения определенной функции в изделиях различного назначения.
Рис. 12.1. Классификация видов ремонта
Степень регламентации объема
По техническому состоянию
Контроль технического состояния
По наработке
Ремонт по техническому состоянию — метод ремонта, при котором перечень операций определяется по результатам контроля технического состояния и диагностирования оборудования.
Рассмотрим содержание вышеперечисленных видов ремонта.
Плановый ремонт оборудования основан на изучении и анализе ресурсов работы деталей и узлов с установлением технически и экономически обоснованных норм и нормативов. Плановый ремонт предусматривает вывод в ремонт оборудования с учетом требований действующих в отрасли нормативов.
В плановом порядке выполняются капитальный, средний и текущий ремонты. Вид ремонта вспомогательного (теплообменного) оборудования может отличаться от вида ремонта основного оборудования (турбоустановки), но выполняется в сроки, определяемые ремонтом основного оборудования.
Планирование ремонта оборудования включает в себя разработку перспективных графиков ремонта и модернизации основного оборудования станций (электрических и компрессорных); годовых графиков ремонта основного оборудования станций; годовых и месячных графиков ремонта вспомогательного и общестанционного оборудования.
Перспективный график ремонта и модернизации основного оборудования станций обычно разрабатывается на пять лет на основании сведений, представляемых станциями, и служит основанием для планирования трудовых, материальных и финансовых ресурсов по годам планируемого периода. Перспективный график ремонта может ежегодно корректироваться с учетом сложившейся обстановки или возникших потребностей.
Годовой график ремонта основного оборудования, как правило, устанавливает календарное время вывода в ремонт каждой турбоустановки (энергоблока), продолжительность ремонта и планируемый объем работ по исполнителям. Годовой график разрабатывается на планируемый год в соответствии с утвержденным перспективным графиком с учетом технического состояния оборудования. При этом в годовой график могут быть внесены обоснованные изменения позиций перспективного графика.
Текущий ремонт теплообменных аппаратов производят в целях контроля и поддержания оборудования в работоспособном состоянии. Он должен производиться на остановленном оборудовании. Основные операции, выполняемые при текущем ремонте теплообменных аппаратов, включают в себя:
•	наружный осмотр аппарата с исправлением внешних дефектов изоляции, заменой болтов и шпилек, подтяжкой болтовых и резьбовых соединений;
•	проверку состояния арматуры и замену или ремонт ее;
•	осмотр и наладку контрольно-измерительной аппаратуры;
•	проверку и наладку конденсатоотводчиков и дренажей;
•	осмотр и оценку состояния внутренних поверхностей аппарата.
Средний ремонт теплообменного аппарата предусматривает ревизию отдельных узлов, а также восстановление и замену изношенных деталей и связан, как правило, с разборкой аппарата. К основным операциям, выполняемым при среднем ремонте, относятся:
•	работы, предусматриваемые текущим ремонтом;
•	замена арматуры с проверкой предохранительных клапанов на гидравлическом прессе;
•	проверка герметичности трубной системы и корпуса и устранение повреждений путем подвальцовки, заварки или заглушения отдельных трубок;
•	ревизия разъемных резьбовых, сальниковых и фланцевых соединений;
•	разборка и ремонт вспомогательных элементов с восстановлением или заменой отдельных узлов и деталей;
•	ремонт обмуровки и антикоррозионных покрытий;
•	ремонт изоляции и окраска поверхностей аппарата.
Капитальный ремонт имеет целью восстановление работоспособности оборудования по возможности до начального технического состояния. При капитальном ремонте производится полная разборка аппарата совместно с ремонтом отдельных деталей и узлов на месте, в ремонтных цехах или предприятиях. Капитальный ремонт производится по специально разработанному плану и обеспечивается необходимыми документами и материалами (дефектными ведомостями, чертежами, запасными частями, инструментами, приспособлениями, подъемно-транспортным и такелажным оборудованием), а также рабочей силой и ремонтной площадкой. При капитальном ремонте может быть произведена замена трубного пучка или всего теплообменного аппарата.
Последовательность операций при капитальном ремонте:
1.	Ознакомление с чертежами и дефектной ведомостью на аппарат; подготовка необходимых запасных деталей, инструмента, материалов и подъемно-транспортных приспособлений.
2.	Получение разрешения на отключение оборудования, подлежащего ремонту.
3.	Снятие контрольно-измерительных приборов, вскрытие аппарата и разборка его на узлы и детали.
4.	Промывка и очистка.
5.	Отбраковка деталей методом осмотра и измерений, уточнение дефектной ведомости на ремонт и ведомости на запасные части.
6.	Ремонт деталей, сборка узлов, подгонка деталей и узлов.
7.	Изготовление новых деталей и узлов, внесение усовершенствований, намеченных к реализации в период капитального ремонта.
8.	Сборка, опробование аппарата и устранение выявленных дефектов.
9.	Проверка аппарата после сборки, подготовка к испытанию.
10.	Испытание аппарата и сдача его в эксплуатацию.
Завершается выполнение капитального ремонта составлением акта о передаче оборудования в эксплуатацию.
Обезличенный метод ремонта используется в том случае, когда не сохраняется принадлежность восстановленных элементов и узлов определенному теплообменному аппарату. Этот метод может применяться, если на станции установлено несколько однотипных теплообменных аппаратов. При этом методе сокращается время ремонта, работы могут быть полнее специализированы, повышается производительность труда.
12.3.	Основные этапы ремонта
В силу неравномерного износа и случайного характера повреждений и отказов теплообменного оборудования обычно требуется восстановление или замена только некоторой части узлов и деталей. Так, наиболее повреждаемым узлом (сборочной единицей) теплообменного аппарата является трубная система, в частности, теплообменные трубки. Вследствие этого материальные затраты на выполнение ремонта, как правило, меньше, чем на изготовление нового оборудования.
12.3.1.	Экономическое обоснование целесообразности проведения ремонта
Полная стоимость ремонта оборудования определяется стоимостью постоянных работ, которая не зависит от его фактического технического состояния (разборка, сборка, испытания после ремонта и др.), и стоимостью переменных работ, объем которых зависит от состояния узлов и деталей оборудования. В процессе эксплуатации оборудования число узлов, ресурс которых уже исчерпан, возрастает, поэтому стоимость работ также возрастает с каждым ремонтом. Стоимость же нового оборудования со временем снижается в связи с совершенствованием технологии производства, повышением производительности труда и другими факторами.
На рис. 12.2. приведена качественная зависимость изменения стоимости ремонта и изготовления оборудования от времени [60]. Кривые 1 (стоимость ремонта) и 2 (стоимость изготовления нового оборудования) пересекутся в точке А, в которой стоимость ремонта и стоимость нового изделия равны между собой. Следовательно, экономически целесообразно производить ремонт оборудования только до этого момента. Можно существенно снизить стоимость ремонта оборудования (кривая 4), совершенствуя технологический процесс ремонта, повышая производительность труда, внедряя в практику ремонта достижения научно-технического прогресса. Для повышения конкурентоспособности своей продукции предприятия-производители вынуждены постоянно совершенствовать конструкцию и технические характеристики теплообменного оборудования. Это, с одной стороны, приводит к тому, что стоимость нового оборудования снижается медленнее (кривая 3), а с другой — возрастает темп морального износа работающего оборудования. Уменьшить износ можно как за счет повышения коэффициента использования оборудования, так и за счет модернизаций, проводимых во время ремонта. При этом кривая 4 пересечется с кривой 3 в точке А . Поэтому число экономически выгодных ремонтов увеличивается, особенно если в процессе ремонта проводится модернизация оборудования с повышением показателей эффективности и надежности, а так как повышение этих показателей увеличивает срок службы оборудования, то результатом будет уменьшение расходов на эксплуатацию и ремонт оборудования в целом.
Рис.12.2. Обоснование целесообразности проведения ремонта теплообменных аппаратов (усл. обознач. см. текст)
12.3.2.	Структурные схемы проведения ремонта
Технологический процесс ремонта определяется прежде всего стратегией ремонта, т.е. совокупностью правил управления техническим состоянием оборудования. В настоящее время реализуются две основных стратегии ремонта — по наработке и по техническому состоянию.
Под стратегией ремонта по наработке понимается стратегия, согласно которой объем ремонта оборудования и его составных частей назначается одинаковым для однотипного оборудования в зависимости от времени наработки с начала эксплуатации или после капитального и среднего ремонта аппарата, а перечень операций восстановления определяется с учетом результатов дефектации составных частей оборудования. Физическим обоснованием целесообразности проведения такого периодического ремонта является ухудшение с течением времени основных параметров, определяющих работоспособность оборудования (старение, износ и т. п.). Реализация стратегии ремонта по наработке означает, что оборудование, поступающее в ремонт, независимо от его фактического технического состояния подвергается ремонту в объеме, предусмотренном заранее заданным перечнем обязательных работ.
Типовая структурная схема технологического процесса, характеризующая средний и капитальный ремонты по наработке теплообменного оборудования, представлена на рис.12.3. В общем случае схема содержит восемь основных операций, часть которых при среднем ремонте будет отсутствовать.
Приемка аппарата в ремонт (этап 1 на рис. 12.3) включает в себя оформление соответствующей документации, проверку комплектности общего технического состояния и оценку наработки с начала эксплуатации или после последнего ремонта.
Разборка (этап 2) производится до уровня, позволяющего выполнить как обязательные работы, оговоренные в их перечне, так и необходимые доработки по действующей нормативно-технической документации. Упомянутый уровень определяется конструктивными особенностями теплообменного аппарата.
Рис. 12.3. Схема технологического процесса, соответствующего стратегии ремонта по наработке
После разборки теплообменного аппарата его трубная система поступает на очистку и промывку (этап 3). Эта операция выполняется на отдельном участке. В зависимости от степени и характера загрязнений очистка производится различными способами, перечисленными в соответствующем разделе.
После очистки производится дефектация (этап 4), цель которой — выявление неисправностей (обрывов трубок, трещин, износа и т. д.). В процессе ремонта для углубленной оценки технического состояния может применяться инструментальная дефектация с помощью средств неразрушающего контроля металла элементов конструкции на наличие трещин, раковин и т. п. Выявленные дефекты заносятся в ведомость дефектации.
Собственно ремонт (восстановление) включает в себя этапы 5 и 6: выполнение обязательных работ, оговоренных в технологии ремонта данного аппарата, и устранение дефектов, согласно ведомости дефектации.
После ремонта производятся сборка аппарата (этап 7) и включение его в технологическую схему. Окончательными этапами ремонта являются приемка в эксплуатацию (этап 8) и проведение испытаний аппарата (этап 9) с целью определения его характеристик и оценки качества ремонта.
Стратегия ремонта по наработке применяется не только из-за наличия естественных процессов износа и старения теплообменного оборудования, но и из-за отсутствия доступных методов контроля его технического состояния. Оценка параметров технического состояния (см. гл. 11) возможна как в условиях эксплуатации, так и во время проведения ремонта теплообменного аппарата. По мере повышения надежности теплообменных аппаратов, совершенствования методов контроля и анализа диагностической информации необходимость в их разборке для проверки технического состояния постепенно будет уменьшаться.
Повышение общего технического уровня конструирования, совершенствование технологии изготовления, применение новых более надежных материалов, реализация мониторинга технического состояния аппаратов с использованием средств диаг-
ностирования, обеспечивающих обнаружение отказов и неисправностей (в том числе и без разборки оборудования), значительное расширение возможностей систем контроля — все это создает условия для перехода к ремонту по техническому состоянию.
Реализация стратегии ремонта по техническому состоянию (РТС) приводит к сокращению затрат на ремонт, что определяется уменьшением объема ремонта или увеличением межремонтного периода.
При ремонте теплообменных аппаратов по техническому состоянию объем работ определяется по результатам оценки параметров состояния. Одним из методов контроля состояния оборудования является диагностика неисправностей (см. гл.11). В отличие от стратегии ремонта по наработке перечень работ при РТС содержит указание на перечень параметров состояния, которые необходимо диагностировать (например, необходимо оценить остаточную толщину стенки трубок конденсатора и характер коррозионных повреждений для принятия решения о замене трубок). Объем же собственно ремонта (разборка и восстановление) зависит от результатов полученной оценки технического состояния поступившего в ремонт оборудования. Необходимо отметить, что, как указывалось выше, средний и капитальные ремонты теплообменных аппаратов, как правило, связаны с ремонтом турбоустановки.
Ремонт по техническому состоянию основан на том, что для конкретного теплообменного аппарата проводятся только те работы, которые необходимы для поддержания высокого уровня его эффективности и надежности в процессе эксплуатации. Ремонтные работы, не обусловленные фактическим состоянием оборудования, особенно разборочно-сборочные, не проводятся, так как это может только ухудшить техническое состояние за счет дефектов, вносимых при ремонте.
На рис. 12.4 приведена схема типового технологического процесса ремонта оборудования, соответствующего стратегии РТС.
Рассмотрим технологический процесс по этапам.
В процессе эксплуатация регулярно проводится оценка показателей работы теплообменного оборудования (этап 1), на основании которой определяется вид его технического состояния (работоспособное, рабочее, нерабочее и т.д.). В случае несоответствия показателей требованиям нормативно-технической документации может быть принято решение о выводе оборудования в ремонт (этап 2).
Одним из основных этапов ремонта по стратегии РТС является оценка параметров состояния и диагностирование неисправностей (этап 5). На этом этапе проводятся осмотр элементов теплообменного аппарата и (при наличие соответствующей диагностической аппаратуры) оценка параметров его технического состояния, по результатам чего принимается решение о необходимости и объеме ремонтных работ с фиксацией их в ведомости дефектации. В эту ведомость заносятся выявленные (визуально и с помощью приборов) дефекты, после чего принимается решение о ремонте оборудования.
В процессе диагностирования производится устранение небольших дефектов, влияющих на работоспособность аппаратов (этап 6). Если неисправности, подлежащие устранению, в процессе диагностирования не выявлены, то устраняются только те дефекты, которые привели или могут привести при эксплуатации аппарата к снижению эффективности и надежности его работы. В этом случае теплообменный аппарат не выводится в ремонт, а готовится к приемке в эксплуатацию (этап 12).
кому СОСТОЯНИЮ
Если диагностирование показало необходимость проведения ремонта, т лообменный аппарат разбирают (этап 8) и реализуют этапы очистки (этап' транения дефектов (этап 10) и сборки (этап 11), аналогичные соответству! этапам стратегии ремонта по наработке (см. рис. 12.3).
На заключительном этапе после приемки теплообменного аппарата пре испытания (этап 13) силами эксплуатационного персонала для оценки пок лей работы и качества ремонта.
12.4.	Типовые работы при ремонте теплообменных аппарат! ।
Рассмотрим основные типовые операции по ремонту на примере теплое ных аппаратов ПТУ. Ремонт теплообменных аппаратов ГТУ в основных мом производится аналогичным образом. При ремонте кожухотрубных теплообм< аппаратов ПТУ ведутся следующие типовые работы:
•	разборка, сборка;
•	ремонт водяных камер, каркаса трубного пучка;
•	очистка трубных досок, трубок, межтрубного пространства;
•	замена трубок, включая их вырезку, установку новых трубок, закрепление трубок в трубных досках;
•	проверка герметичности.
При выполнении этих работ могут производиться следующие технологические операции:
•	электро- и газосварка;
•	электро- и газорезка;
•	механическая обработка;
•	вальцевание и др.
12.4.1.	Разборка аппарата.
Ремонт водяных камер и каркаса трубного пучка
При разборке теплообменных аппаратов выполняют следующие работы: снятие крышек, водяных камер; выемку трубной системы (для вертикальных подогревателей сетевой воды, ПНД, маслоохладителей).
Цля снятия и ремонта верхней водяной камеры (например подогревателя сетевой воды) необходимо провести ряд операций. В первую очередь следует отсоединить колена трубопроводов подвода и отвода сетевой воды, затем отвернуть колпачковые гайки анкерных связей и разболтить горизонтальный разъем, ввернуть отжимные болты, застропить и снять водяную камеру, причем необходимо кантовать ее горизонтальным разъемом вверх. Далее следует зачистить уплотнительные пояски разъема, изготовить и прографитить прокладки на горизонтальном разъеме камеры и патрубках подвода-отвода сетевой воды, выкрутить анкерные связи, откалибровать и прографитить резьбы крепежа.
Цля выемки трубной системы необходимо разболтить разъем верхней трубной доски и корпуса подогревателя. Ввернуть отжимные болты, застропить и извлечь трубную систему из корпуса, установить вертикально в специальное приспособление (стенд). Далее следует зачистить уплотнительные поверхности фланца трубной системы, изготовить и прографитить прокладки и откалибровать и прографитить резьбы крепежа.
Ремонт трубной системы. Провести внешний осмотр, проверить герметичность трубной системы, осмотреть трубопровод отсоса воздуха и отбойные щитки, затем зачистить и заварить дефектные места.
Ремонт трубной доски. Трубная доска очищается от грязи и ржавчины до чистого металла. Крупные дефекты завариваются (наплавляются) с последующим восстановлением поверхности. Например, для защиты трубных досок маслоохладителей от коррозионно-эрозионного воздействия среды их покрывают эпоксидной шпатлевкой. Для этого очищенную поверхность фосфатируют, сушат не менее 24ч, затем тщательно промывают моющим раствором до полного удаления рыхлых отложений. После промывки поверхность обезжиривается и покрывается
.___I
в два слоя эпоксидной шпатлевкой ЭП-00-10 или ЭП-00-20. После нанесения кая дого слоя поверхность просушивается не менее 24ч при температуре окружающс го воздуха 20 °C.
12.4.2.	Очистка трубных досок, трубок и межтрубного пространства
Трубные доски теплообменных аппаратов, контактирующие с циркуляционно водой (конденсаторы, маслоохладители), могут загрязняться наносными отлож< ниями или продуктами коррозии элементов водяного тракта. Очистка трубны досок производится щетками или струей воды.
Загрязнение вертикальных подогревателей с паровой стороны возможно на ТЭ промышленных предприятий, использующих загрязненный возвратный пар с пр< изводства. Очистка трубных пучков таких подогревателей является достаточг сложной задачей, требующей в каждом конкретном случае подбора химически реагентов, способных растворить отложения на трубках и при этом исключит коррозионное воздействие на металл самих трубок. Сложность очистки ПСВ паровой стороны часто приводит к необходимости замены трубных систем апц ратов.
Удаление имеющихся отложений с паровой стороны трубок может производит ся смыванием их горячей водой или раствором едкого натра. Это может быть сд< лано путем заливки парового пространства горячей водой (80.. .90 °C) или раств< ром едкого натра, или же промывкой трубного пучка с помощью шланга.
В маслоохладителях на трубках отлагаются продукты разложения турбинно! масла, смолы и другие тяжелые углеводородные соединения. Это происходит и за снижения качества масла в процессе эксплуатации.
Очистка маслоохладителей с масляной стороны производится раствором тр| натрийфосфата или горячей водой. В первом случае для очистки маслоохладит лей собирается схема (рис. 12.5), включающая бак 1, где готовится раствор, нас< прокачки химического раствора 2, маслоохладитель 3. Для промывки подготавл вается 8... 9-процентный раствор тринатрийфосфата, подогретый до 90...95 °C. Е время химической промывки раствор циркулирует по замкнутому контуру в теч ние 1 ...2 ч.
Рис. 12.5. Схема для очистки маслоохлади телей с масляной стороны (усл. обознач. см текст)
Известные способы предотвращения отложений не всегда позволяют исключить образование отложений на теплообменных поверхностях. Поэтому в зависимости от вида и состава отложений используются различные способы очистки теплообменных аппаратов. В таблице представлены различные методы очистки теплообменных аппаратов, а также виды отложений для которых используется тот или иной метод.
Методы и средства очистки	Виды отложений		
	Накипные	Механические	Биологические
Химическая очистка	+			
Механическая очистка	+	+	+
Установка высокого давления	+	+	+
Гидравлический пистолет	—	+	+
Очистка пористыми шариками	+	—	+
Водовоздушная очистка	—	+	+
Термическая и вакуумная сушка	—	—	+
Скоростная промывка	—	+	+
Электро-гидроимпульсная			
очистка	+	-	-
Примечание. Плюс — используется, минус— не используется.
Таблиг/а. Методы очистки теплообменных аппаратов
Наиболее эффективным и универсальным способом очистки является химический, основанный на использовании кислот для растворения и удаления отложений. Достаточно широкое распространение в настоящее время получило использование для промывки теплообменного оборудования различных минеральных кислот (в основном соляной и серной). Однако большая скорость растворения отложений этими кислотами (и растворами, изготовленными на их основе) делает процесс промывки оборудования плохо управляемым, а также вызывает повышенную коррозию как цветных сплавов, так и особенно конструкционных материалов, из которых изготавливаются теплообменные аппараты. Кроме того, как показывает опыт, применение этих кислот приводит к тому, что растворение металла под слоем отложений происходит в 2...3 раза интенсивнее, чем чистого металла. Наиболее опасна так называемая «хлоридная активация» поверхности металла, так как она приводит к растрескиванию металла в условиях эксплуатации.
Успешно применяется в последнее время для химических промывок сульфаминовая кислота — эффективный реагент, менее опасный в коррозионном отношении, чем минеральные кислоты. Ограничением для использования сульфаминовой кислоты является ее высокая стоимость.
Состав для промывки на основе бисульфата аммония эффективен по отношению к железоокисным и медьсодержащим эксплуатационным отложениям, менее агрессивен, чем минеральные кислоты, более доступен и дешев, чем комплексоны и органические кислоты.
Применение химреактивов для промывки аппаратов ставит ряд проблем по нейтрализации и утилизации отходов, что в отдельных случаях приводит к дополнительным капитальным и эксплуатационным затратам.
Механическая очистка трубок относится к способам наиболее трудоемким, требующим затрат ручного труда и значительного времени. Она, как правило, применяется только при проведении капитальных ремонтов турбин или для окончательной очистки трубок от накипи после проведения химической очистки, если обнаружится, что трубки недостаточно очищены кислотной промывкой.
Механическая очистка применяется только для теплообменных аппаратов с прямыми трубками (конденсаторы, ПСГ). Очистка производится щетинными ершами, укрепленными на длинных шомполах и приводимыми в действие вручную, а также посредством резиновых цилиндриков или поршеньков, проталкиваемых через трубку шомполами, водой или воздухом под давлением с помощью пистолетов различной конструкции или других устройств.
Гидравлический пистолет, в котором используется вода давлением 1,0... 1,2 МПа (10... 12 кгс/см2), служит для проталкивания ершей и работает следующим образом. В 200...300 трубок аппарата вставляются стальные ерши с резиновыми шайбами, которые прогоняются через трубки поступающей из пистолета водой. При очистке трубок открываются только люки, а крышка входной (выходной) водяной камеры служит упором для пистолета, на конце которого имеется маленький гидравлический домкрат. Вода, проникающая под резиновые шайбы на ерше, смачивает отложения на стенке трубки; ерш взрыхляет отложения, смешивая их с водой; резиновые шайбы снимают отложения со стенок трубки и вместе с водой выносят их из трубки в поворотную водяную камеру аппарата.
Очистка гидравлическими пистолетами производится водой давлением от 0,4 до 1,2 МПа (4... 12 кгс/см2) в зависимости от плотности и количества отложений без снятия крышек конденсатора, при открытых люках. При подаче воды в пистолет, наконечник которого вставлен в очищаемую трубку, одновременно с подачей струи воды происходит автоматическое расклинивание наконечника между трубной доской и крышкой конденсатора с помощью встроенного гидравлического домкрата. При закрытии крана домкрат возвращается пружиной в исходное положение, затем производится очистка следующих трубок. Время промывки трубок устанавливают в зависимости от характера и количества отложений. Для повышения эффективности очистки в воду могут быть добавлены абразивные компоненты (песок, зола или опилки).
Для очистки трубок теплообменных аппаратов от твердых накипных отложений также используется метод разрушения отложений с помощью струй воды, вытекающих с большой скоростью из сопел, к которым вода подводится под высоким давлением. Установка высокого давления (УВД) состоит из насосного агрегата, создающего давление 29...39 МПа (300. ..400 кгс/см2), гибкого высокопрочного шланга и аппарата для очистки, состоящего из полого штока со сменной со-
пловой головкой. Сопловая головка в зависимости от вида отложений может быть вращающейся под цействием реактивных сил струи воды или создавать при соответствующем расположении сопел усилие для поступательного движения головки по длине очищаемой трубки. Струя воды разрушает накипные отложения, не повреждая металла трубки, и выносит их наружу.
Эффективным профилактическим мероприятием по поддержанию в чистоте охлаждающей поверхности конденсаторов может служить очистка трубок эластичными шариками или водовоздушной смесью. Использование этих способов при работе турбины под нагрузкой позволяет длительное время поддерживать в чистом состоянии конденсатор и препятствует отложению в трубках загрязнений.
Метод шариковой очистки трубок конденсатора заключается в циркуляции через трубную систему определенного количества эластичных шариков из пористой резины, которые, касаясь внутренних стенок конденсаторных трубок, счищают приставшие к поверхности загрязнения. Диаметр шариков может быть как больше, так и меньше внутреннего диаметра трубок.
Системы шариковой очистки устанавливаются на каждом конденсаторе (половине конденсатора) и являются автономными (рис. 12.6).
Накопленный опыт очистки конденсаторов с помощью резиновых монолитных шариков, диаметр которых на 1...2 мм меньше внутреннего диаметра конденсаторных трубок, показал эффективность их применения только для предотвращения образования мягких отложений. При прохождении шарика, диаметр которого меньше внутреннего диаметра трубки, имеет место явление утрамбовки отложений, создающее в дальнейшем трудности при удалении плотного слоя отложений.
Для повышения эффективности очистки шарики обычно выполняются из губчатой резины с различной степенью жесткости и диаметром на 1...2 мм больше внутреннего диаметра трубок. Под действием разности давлений на входе и выходе из трубки шарики продавливаются, касаясь стенок всем периметром (рис. 12.6, а). Эффективность очистки увеличивается, но существует опасность застревания шариков в трубках.
Резиновые шарики, первоначально помещенные в загрузочную камеру 4, где из них удаляется воздух, вводятся струйным насосом 3 в напорную линию конденсатора 1. Плотность шариков соизмерима с плотностью воды. За счет градиента давления между входной и выходной водяными камерами шарики сжимаются и вместе с потоком воды проходят через трубки, счищая отложения, не имеющие прочного сцепления со стенкой. Частицы отложений уносятся потоком, а шарики улавливаются на выходе решеткой или сеткой 2 и с помощью насоса 5 возвращаются в цикл. Для удаления изношенных шариков и восполнения их количества предусмотрены устройства ввода и вывода шариков 4.
Для защиты контура циркуляции шариков от механических загрязнений на напорном циркуляционном водоводе устанавливается фильтр предварительной очистки циркуляционной воды 6. Внутри фильтра расположено смывное устройство, позволяющее проводить отмывку фильтра без выключения из работы.
Для удаления твердых карбонатных отложений используются шарики с абразивными включениями (поясками). Необходимо отметить, что при очистке трубок из медного сплава корундовыми шариками нарушается защитная оксидная пленка
Рис. 12.6. Шариковая очистка трубок конденсатора паровой турбины.
а — шарики из пористой резины в трубках конденсатора, б — принципиальная схема установки шариковой очистки трубок, в — улавливание шариков в сливном водоводе; 1 — конденсатор, 2 — шарикоулавливающее устройство, 3 — узел ввода шариков в циркуляцию, 4 — загрузочная камера, 5 — насос сортировки шариков, 6 — осевой фильтр предочистки, 7 — насос промывки фильтров
металла, что может привести к разрушению трубок. Кроме шариков со сверхтвердым корундовым абразивом применяются шарики, покрытые пластмассовым гранулятом, занимающие промежуточное положение по воздействию на очищенную поверхность между корундовыми и губчатыми без абразива.
Опасность интенсификации коррозии при разрушении защитной оксидной пленки возникает и в случае применения обычных губчатых шариков, особенно при их повышенной твердости, если охлаждающая вода сильно минерализована и в ней присутствуют абразивные примеси.
Для обеспечения эффективности работы системы шариковой очистки необходимо выполнение ряда условий. Так, для обеспечения нормальной циркуляции шариков по замкнутому контуру и увеличения срока их службы необходимы устранение застойных (вихревых) зон и воздушных мешков в водяных камерах конденсатора и сливного циркуляционного водовода, отсутствие деформации входных участков трубок, заусениц и острых кромо^.
Для обеспечения равномерного распределения шариков по трубкам оптимальным является направление потока охлаждающей воды во входной камере вертикально вверх — параллельно поверхности трубной доски. Если же ось входного патрубка водовода направлена перпендикулярно к трубной доске, то это может быть причиной не только неравномерного распределения шариков по трубкам, но и эрозионного разрушения концов трубок. В этом случае в месте ввода шариков необходимо устанавливать отбойный щит. При отгораживании листами застойных зон водяных камер не должно быть зазоров между стенками камер и листами. Дренажные отверстия следует защитить со стороны набегающего потока выпуклыми перфорированными листами для предотвращения утечки шариков. На входе в шарикоулавливающие устройства необходимо обеспечить равномерное распределение скоростей (например, с помощью направляющих пластин). Местное увеличение скорости может служить причиной задержки шариков на решетке и даже их продавливания через щели решетки.
Подвод шариков может осуществляться непрерывно, периодически и залпами. При непрерывной очистке система работает вместе с конденсатором, а шарики заменяются по мере их износа. Количество циркулирующих шариков составляет обычно 10... 15 % от количества трубок. Шарик обегает контур за 30...40 с, попадая в каждую трубку в среднем через 5 мин. При скорости 2 м/с и общей длине двух ходов конденсаторных трубок 18 м за 10 ч непрерывной циркуляции шарик проходит путь 20 км. Периодически (раз в неделю) происходят сбор, измерение степени износа и замена шариков. Степень износа шариков зависит от материала, из которого они выполнены, и характера загрязнений. Особенно интенсивный износ наблюдается в первые часы работы, затем он стабилизируется и составляет от 0,005 до 0,02 мм/ч. Периодичность замены шариков составляет порядка 400.. .900 ч непрерывной циркуляции.
При периодической очистке шарики циркулируют по контуру в течение определенного периода времени (например 2 ч в сутки). При залповой системе шарики проходят через трубную систему один раз, после чего они все собираются в загрузочную камеру до следующего залпа. Загрузка шариков требуется в 4.. .6 раз большая, чем при непрерывной очистке, для обеспечения такой же частоты прохожде-
ния шариков по трубкам. Равномерность распределения шариков по трубкам практически не зависит от способа подачи, а определяется в основном равномерностью скорости потока воды в водяной камере, соответствием плотности шариков плотности охлаждающей воды и конструкцией узла ввода шариков в циркуляционный водовод.
Метод очистки водовоздушной смесью заключается в периодической подаче воздуха в воду, охлаждающую работающий конденсатор, что обеспечивает удаление рыхлых илистых и органических отложений, слабо сцепленных со стенкой трубки. Эффект очистки реализуется за счет возникновения дополнительных тангенциальных напряжений в пристенной области и в самих отложениях, флотации воздушными пузырьками дисперсных частиц примесей, уменьшения толщины или возмущения пристенного ламинарного подслоя.
При осуществлении водовоздушной очистки конденсатора необходимо организовать равномерное распределение водовоздушной смеси по всему трубному пучку, определить оптимальные и максимально допустимые расходы воздуха при различных расходах охлаждающей воды.
Равномерность распределения водовоздушной смеси по всем трубкам пучка достигается установкой специальных коллекторов различной конструкции во входной водяной камере или напорном водоводе конденсатора. Равномерность раздачи смеси по пучку зависит от скорости воды в водяной камере. С увеличением скорости воды равномерность распределения смеси повышается.
По данным ряда исследователей оптимальное газосодержание составляет 6... 9 % от начального расхода циркуляционной воды. С увеличением газосодержания средний размер пузырей и частота их следования увеличиваются, при этом наблюдается группировка пузырей, приводящая при газосодержании, большем 10 %, к волновому движению смеси в трубе.
При увеличении расходов воздуха выше допустимых могут происходить скопление воздуха в верхней части сливной водяной камеры и прекращение циркуляции охлаждающей воды через конденсатор.
На рис. 12.7 приведена принципиальная схема водовоздушной очистки вертикальных теплообменных аппаратов. Перед очисткой подогреватель 1 отключается по воде, пару и дренажу задвижками на соответствующих трубопроводах. При этом трубный пучок подогревателя 2 остается заполненным водой. Открывается задвижка 8 на сбросе промывочной воды в дренажный коллектор. Открывается задвижка 5 на подводе сжатого воздуха от общестанционной разводки к подогревателю. После полного выноса воды из аппарата, что контролируется по сливу дренажа, подача воздуха прекращается. Трубная система аппарата вновь наполняется водой через задвижки 3 и 4, и процесс повторяется до тех пор, пока из подогревателя не будет выноситься чистая водовоздушная смесь. Затем производится очистка второй половины трубного пучка путем реверсирования подачи воздуха и слива дренажа. Последнее связано с тем, что при движении воздуха по трубкам аппарата очищается только часть трубок на восходящем ходе. При подаче воздуха в одну из водяных камер подогревателя происходят вытеснение воды из нисходящей части трубного пучка и барботирование пузырьков воздуха через столб воды в восходящей части.
Рис. 12.7. Принципиальная схема водовоздушной очистки вертикального подогревателя (усл. обознач. см. текст)
Для проведения эффективной очистки давление воздуха поддерживается на 10. .20 кПа больше давления столба воды в трубной системе аппарата. При меньшем давлении не происходит интенсивного барботажа воздуха, а при большом давлении вода быстро выносится из подогревателя, что в обоих случаях значительно снижает эффективность очистки. Промышленное применение водовоздушной очистки на аппаратах ПСВ-500-14-23 Среднеуральской ГРЭС позволило снизить недогрев сетевой воды до температуры насыщения греющего пара на 5... 7 °C.
Термическая сушка. Этот способ может быть применен для удаления отложений, обладающих способностью к растрескиванию и отслаиванию при высыхании. К открытому люку водяной камеры подсоединяют легкий металлический короб или один конец гибкого рукава (например изготовленного из брезента), другой конец рукава соединяют с напорным патрубком специально устанавливаемого вентилятора.
Для ускорения и повышения эффективности сушки осуществляется подогрев трубной системы конденсатора или сушильного воздуха. Подогрев воздуха до температуры 50...60 °C может быть осуществлен в калорифере или путем подмешивания горячего воздуха, отобранного после воздухоподогревателя котла. Для подогрева трубюк конденсатора при их очистке на работающей турбине должен быть ухудшен вакуум (повышена температура отработавшего пара). На остановленной турбине подогрев может быть осуществлен путем подачи в конденсатор пара от постороннего источника. Может быть также использована аккумулированная теплота после останова блока.
Нагрев трубок до 50...60 °C можно осуществить и горячей водой, поданной в паровое пространство конденсатора после остановки турбины. После высыхания отложения растрескиваются и отслаиваются от стенок трубок, частично отпадают,
частично уносятся с воздухом. Оставшиеся отложения после подключения конденсатора удаляются потоком воды. Продолжительность сушки при применении различных способов подогрева составляет от 4 до 6 ч, а при использовании холодного воздуха продолжительность сушки может достигать 12...24 ч.
Применение термической сушки позволяет обеспечить снижение недогрева воды до температуры насыщения в конденсаторе на величину от 2 до 4 °C.
Наибольший выигрыш во времени получается в результате применения комбинированного способа, при котором одновременно осуществляются ухудшение вакуума и подогрев воздуха.
Вышеприведенные способы достаточно просты, удобны в эксплуатации, не требуют больших трудозатрат. Механический износ трубок отсутствует. Однако в ряде случаев эти способы не обеспечивают полного удаления отложений даже при сушке продолжительностью до 18 ч. Со временем при многократном применении эффект может уменьшаться, что потребует использования других способов очистки. Сушку невозможно выполнять при неисправности арматуры по охлаждающей воде.
Вакуумная термическая сушка позволяет произвести удаление отложений при работе турбины без вскрытия люков конденсатора и в короткий срок. В отключенной и осушенной водяной камере конденсатора создается вакуум более глубокий, чем в паровом пространстве конденсатора работающей турбины, при этом происходят вскипание и выпаривание влаги, содержащейся в отложениях. Конденсация образующегося пара осуществляется в конденсаторе смешивающего типа (рис. 12.8), состоящем из системы тангенциальных сопел 5, расположенных на стенках сливной камеры конденсатора или вблизи отсоса к эжектору и трубопровода технической воды, подаваемой на сопла. Образовавшийся конденсат удаляется в сливной водовод 3 с помощью водоструйного насоса б. Удаление воздуха из смешивающего конденсатора осуществляется по трубопроводу 8 эжектором (используются резервный и основной эжекторы).
Вакуум в системе первоначально создается при дренировании отключенной половины конденсатора с помощью насоса, а затем обеспечивается путем конденсации пара в смешивающем конденсаторе и отсоса неконденсирующихся газов эжектором.
Для успешного выполнения вакуумной сушки необходимо обеспечивать высокую герметичность трубопроводов охлаждающей воды, что достигается установкой шиберных заглушек 4 на подводящем 2 и отводящем водоводе 3. Такой способ позволяет выполнить сушку отключенной половины конденсатора всего за один час. После подключения конденсатора к циркуляционной системе отложения смываются потоком воды.
При скоростной промывке в трубках конденсатора в течение 15...20 мин поддерживается скорость воды около 2,5 м/с, вместо 1,85 м/с при номинальном режиме работы конденсатора. Увеличение скорости воды обеспечивается за счет снижения сопротивления тракта при сливе воды в нижнюю часть градирни (рис. 12.9).
К преимуществам такого вида очистки трубной поверхности конденсатора можно отнести отсутствие необходимости изменения режима работы турбоустановки и получение значительного эффекта при существенном загрязнении трубной системы конденсатора и водоводов. Недостатки метода заключаются в снижении на-
сопловая камера (смешивающий конденсатор), 6 — водоструйный насос, 7 — перемычка диаметром 100 мм, 8 — отвод воздуха
Рис. 12.9. Схема скоростной промывки конденсаторов турбин.
1 — центральная насосная станция, 2 — насос, 3 — камера переключений, 4 — машинный зал, 5 — два конденсатора К-12150, 6 — градирня, 7 — «теплый» водосброс
грузки соседних турбин из-за увеличения температуры охлаждающей воды и малом эффекте очистки при небольшом загрязнении конденсатора.
Принцип электро-гидроимпулъсного метода очистки трубок от накипи основан на том, что при электрическом разряде в жидкости возникают ударные волны, разрушающие отложения. Этот метод эффективен только для твердых накипных отложений.
12.4.3.	Замена трубок в теплообменных аппаратах
Уменьшение поверхности теплообмена в аппаратах за счет отглушения дефектных трубок приводит к ухудшению их тепловых и гидродинамических характеристик и оказывает влияние на экономичность работы турбоустановки в целом.
В условиях эксплуатации, как правило, при восстановлении поверхности теплообмена заменяется весь трубный пучок. В этом случае стоимость восстановления не зависит от количества дефектных трубок. Сопоставление затрат, необходимых для восстановления поверхности теплообмена подогревателей, и потерь экономичности турбоустановки при работе с теплообменными аппаратами, имеющими неполную поверхность теплообмена, позволяет определить максимальное количество дефектных трубок, при котором экономически обоснована замена трубного пучка.
При проведении экономических расчетов определяются оптимальные сроки замены трубных систем аппаратов, которые существенно зависят от принятого способа замещения и величины замыкающих затрат на топливо и электроэнергию. Значительное влияние может оказать учет остаточной стоимости трубного пучка, а также степень чистоты поверхности теплообмена. Такие расчеты позволяют исключить как необоснованный перерасход топлива, так и преждевременные затраты на ремонт и восстановление поверхности теплообмена аппаратов.
Чаще всего в условиях эксплуатации при количестве дефектных трубок свыше 8... 12 % от общего числа производят полную замену поверхности теплообмена [57].
После принятия решения о замене трубок выполняют необходимые подготовительные работы. Трубную систему при наличии конструктивной возможности вынимают из корпуса, устанавливают горизонтально на ремонтной площадке на специальных деревянных подкладках с распорками по бокам для предотвращения случайного перекатывания. В теплообменных аппаратах с приварными к корпусу трубными досками (конденсатор, ПСГ) замену трубок производят на месте, через вырезанные в корпусе технологические люки. Старые трубки срезают, оставшиеся прямые участки удаляют специальными выколотками. Для облегчения удаления завальцованные концы трубок могут быть обмяты.
Для комплексной механизации работ необходимо подготовить пневмомолотки со специальными зубилами для вырубки трубок, выколотки, вальцовки, приспособления для обрезки и зачистки трубок и отверстий в трубных досках.
После снятия с водяных камер крышек трубки и трубные доски очищают от грязи и наносных отложений. Удаление старых трубок может быть выполнено различными способами. Завальцованные концы трубок сминают внутрь с помощью специального зубила-оправки (рис. 12.10), а затем выбивают из трубных досок в обратную сторону.
Для удаления трубок путем вырубки применяются пневмомолотки с набором специальных зубил, изготовленных из стали 15ХМ или другой аналогичной стали. Материал должен быть достаточно твердым, чтобы зубила не тупились, и пластичным для предупреждения их поломки.
Удаление трубок может производиться и другими способами. Например, при помощи приспособления с выдвижными резцами, вводимого поочередно в трубки, производят обрезку концов трубок вблизи трубной доски, а затем в завальцо-
Рис. 12.10. Зубило-оправка для смятия завальцованных концов трубок
ванные участки трубок ввертывают винтовой домкрат и с его помощью вытягивают трубку из вальцовочного соединения.
Новые трубки перед установкой должны быть соответственно подготовлены, а их сертификаты проверены. Перед установкой трубки должны быть протерты (снаружи — по всей длине и внутри — по концам) чистой тряпкой для очистки от консервирующей смазки и пыли. Необходимо выявить и отбраковать трубки, имеющие внешние дефекты (риски, вмятины, погнутость).
Если для замены выбраны трубки из латунных сплавов, то необходимо их проверить на наличие остаточных напряжений. Для выявления в трубках остаточных напряжений используются методы «разрезки колец» и аммиачной пробы. При обнаружении трещин и выявлении повышенных внутренних напряжений свыше 19,6 МН/м2 (2 кгс/мм2) трубки должны быть подвергнуты термообработке. Один из вариантов установки для термообработки латунных трубок показан на рис 12.11. Трубки укладывают в печь плотно одна к другой с полным заполнением всего пространства. В установку подается перегретый пар давлением 0,107 МПа (1,1 кгс/см2) и температурой 400 °C. Контроль нагрева осуществляется с помощью надежно изолированной термопары, расположенной в нижней части выходной камеры. Повышение температуры производится со скоростью 100... 120 °С7ч до температуры 300...350 °C. Затем производится выдержка в- теченис 2 ч и доступ пара в установку прекращается. После остывания трубки выгружаются и повторно проверяется наличие внутренних напряжений. При хорошо выполненной термообработке напряжение не должно превышать 5 МН/м2 (0,5 кгс/мм2). После проверки качества термообработки трубки укладывают на деревянные стеллажи вблизи подогревателя.
Перед началом установки новых трубок необходимо проверить в трех-четырех местах взаимное расположение отверстий в основных трубных досках и промежуточных перегородках. Проверку смещения отверстий в промежуточных перегородках производят с помощью натянутой стальной струны. Затем замеряют расстояние между наружными поверхностями трубных досок. Для этого в нескольких местах вставляют новые трубки так, чтобы они выступали из трубной доски с
Рис. 12.11. Установка для термообработки трубок.
1 — подвод пара, 2 — манометр, 8,11 — термопары, 4 — съемная крышка, 5 — входная камера, 6 — трубки, 7 — корпус, 8 — отвод пара, 9 — выходная камера, 10 — гидрозатвор, 12 — отверстия в опорных кольцах для дренирования конденсата
одной стороны на 3...4 мм. С другой стороны на таком же расстоянии от доски делают отметки. Трубки вынимают и замеряют их длину до отметок. Во избежание ошибок к полученному наибольшему размеру дается припуск 5 мм, и все трубки отрезают по этому размеру с помощью устройства, оборудованного фрезой или отрезным кругом (рис. 12.12).
С помощью приспособления, показанного на рис. 12.13, производят зачистку концов трубок от консервирующей смазки и окисной пленки. Приспособление представляет собой оправку, внутренняя рабочая часть которой выполнена из войлока с насыпанным в него шлиф-порошком. Для зачистки трубок может быть использовано как стационарное приспособление с приводом от электродвигателя, так и переносное.
Зачистку отверстий производят одновременно в основных трубных досках и промежуточных перегородках при помощи оправки с набором стальных ершей из проволочек диаметром 0,2.. .0,5 мм (рис. 12.14), вращающейся от переносного электро- или пневмопривода. Заводка ершей в отверстия и выемка их должны производиться при вращающейся оправке с ершами для того, чтобы избежать образования продольных рисок, которые могут нарушать герметичность вальцованных соединений.
После зачистки производят выборочную проверку диаметров отверстий трубных досок с помощью калибров. Зазор между вставленной незавальцованной трубкой и отверстием должен, как правило, составлять 0,4 мм для трубок диаметром от 16 до 25 мм, поэтому при диаметре трубок 16 мм диаметры калибров долж-
Рис. 12.12. Устройство для обрезки трубок.
1 — фреза (отрезной круг), 2 — редуктор, 3 — приводной ремень, 4 — двигатель
Рис. 12.13. Приспособление для зачистки концов трубок.
1 — привод, 2 — конус, 3 — оправка, 4 — войлок
ны быть соответственно 16,52 и 16,35 мм. Диаметр отверстий считается соответствующим норме, если первый калибр не входит в отверстие, а второй проходит в него. После подготовки отверстий трубных досок приступают к установке в них трубок.
При установке трубок допускается их подача легкими ударами деревянного молотка. Для механизации ремонтных работ может быть применено приспособление, обеспечивающее подачу трубок профильными роликами с электроприводом. Для направления трубки в отверстие на конец ее устанавливается направляющий конус. Установка и вальцевание трубок в отверстиях трубной доски ведутся в направлении снизу вверх.
W///////////////S
imM mm mill
^ZZ2Z2^ZZZZZZZZZZZZZZZ3>
Рис. 12.14. Приспособления для зачистки отверстий в трубных досках
Установку трубок ведут группами по 100... 150 шт. После установки партии трубок их выравнивают таким образом, чтобы с одной стороны концы выступали на 2...3 мм от поверхности трубной доски, и затем вальцуют.
После окончания вальцевания с помощью приспособления (рис. 12.15, 12.16) производят подрезку выступающих концов трубок с противоположной стороны у второй трубной доски (трубки должны выступать также на 2...3 мм). После продувки сжатым воздухом со стороны вальцованных соединений для удаления стружки производят вальцевание трубок и с другой стороны.
Для предотвращения появления окисной пленки и загрязнения зачищенных концов трубок и отверстий в трубных досках необходимо вальцевание производить не позже, чем через 6 ч после зачистки.
Процесс вальцевания заключается в том, что трубка, пластически деформированная вальцовкой, сжимается трубной доской, получившей при этом упругую деформацию в вальцованном поясе. Контакт между стенками трубки и отверстием
Рис. 12.15. Приспособление для подрезки трубок. а — конструкция приспособления, б—втулка; 1 — трубка, 2 — трубная доска, 3 — штифт, 4 — фреза 5 — втулка	,
Рис. 12.16. Торцеватель трубок
будет тем надежнее, чем больше упругая деформация доски. В случае чрезмерной развальцовки трубки стенки отверстия в трубной доске могут получить пластическую деформацию и сжатие трубки вследствие этого не достигнет необходимой величины.
При недостаточной величине развальцовки трубок упругая деформация трубной доски будет мала и трубки окажутся недостаточно сжатыми и, следовательно, не будет обеспечено прочное и герметичное закрепление трубок. Для проверки качества получаемых соединений при вальцевании трубок отсутствует объективный и надежный метод. Качество вальцованного соединения, обеспечивающее его герметичность и прочность, зависит от степени развальцовки, вычисляемой по соотношению (1.5).
Во избежание ослабления или разрушения трубок за счет утонения стенок в местах перехода от вальцуемых участков к невальцуемым надо стремиться к уменьшению величины зазора между трубкой и стенкой отверстия в трубной доске.
Наиболее целесообразным способом вальцевания трубок является применение вальцовок (рис. 12.17) с реверсивным приводом и регулировкой величины крутящего момента в зависимости от необходимой степени развальцовки, что позволяет получить качественное соединение трубок с трубными досками.
В процессе вальцевания трубки пока полностью не выбран зазор раздача ее происходит за счет растягивания материала и крутящий момент возрастает незначительно (участок 1 на рис. 12.18). Когда развальцовываемая трубка дойдет до стенок отверстия трубной доски и дальнейшая развальцовка трубки происходит за счет утонения стенки и вытягивания ее в осевом направлении, происходит резкое увеличение крутящего момента (участок 2—3).
водом.
1 — конус, 2, 3 — гайка специальная, 4 — кольцо, 5 — корпус, 6 — шарик, 7 — сепаратор, 8 — ролики
Рис. 12.18. Изменение крутящего момента при вальцевании трубки.
По оси абсцисс нанесены величины, входящие в формулу (1.5)
Перед началом вальцевания и в дальнейшем периодически ролики вальцовок смазывают машинным маслом. Не допускается попадание смазки в зазор между трубкой и трубной доской. Для получения высокого качества вальцованных соединений необходимо, чтобы уровень запыленности в производственном помещении был минимальным, воздух сухим и температура его не ниже +5 °C.
12.4.4.	Гидравлические испытания трубных систем
В процессе эксплуатации теплообменных аппаратов трубки могут терять свою герметичность, что влечет за собой нежелательное проникновение одного теплоносителя в другой. В пароводяных теплообменных аппаратах вода поступает в паровое пространство, так как давление воды всегда выше давления пара. В маслоохладителях, как правило, давление масла выше давления воды, что приводит к попаданию масла в охлаждающую воду и далее в систему циркуляционного водоснабжения ТЭС.
Для контроля состояния трубных систем конденсаторов и подогревателей сетевой воды измеряется солесодержание конденсата греющего пара. Если солесодер-жание превышает установленное ПТЭ [31] нормативное значение, то необходимо выводить аппарат в ремонт.
Для контроля состояния маслоохладителей используются приборы, определяющие присутствие масла в воде.
Для ПНД и ПВД установить факт повреждения трубок можно только при наличии значительных повреждений, если конденсатоотводчик не справляется с возросшим расходом конденсата.
При гидравлических испытаниях отдельных ПНД без останова блока закрывают арматуру на линиях подвода греющего пара, отсоса неконденсирующихся газов, отвода конденсата греющего пара. Подача основного конденсата через трубную систему при этом продолжается. При наличии повреждений уровень конденсата в паровом пространстве подогревателя растет. При скорости подъема уровня
выше 1 см/мин подогреватель не допускается к дальнейшей эксплуатации, должен быть отключен и выведен в ремонт. При испытаниях ПНД на остановленном блоке закрывают арматуру на линиях отвода конденсата греющего пара, а давление основного конденсата поднимают до 13... 15 кгс/см2. По изменению уровня конденсата в ПНД судят о герметичности его трубной системы.
Рассмотрим способы выявления конкретных мест повреждений трубной системы теплообменных аппаратов ПТУ.
Обнаружение мест присоса охлаждающей воды в паровое пространство конденсатора является необходимым условием обеспечения герметичности конденсатора. На работающей турбине отыскание мест протечек может производиться при отключении по охлаждающей воде одной из половин конденсатора; при этом к трубной доске прижимается тонкая пластиковая пленка или наносится слой пены, а в противоположной водяной камере соответствующий участок чем-либо закрывается. Наличие крупных протечек обнаруживается по вдавливанию пленки или засасыванию пены внутрь поврежденных трубок. Для поиска малых протечек на работающей турбине может быть использован старый метод по отклонению пламени свечи, перемещаемой вдоль поверхности трубной доски конденсатора. Этот метод можно применять для любого выведенного в ремонт аппарата, если создать в его паровом пространстве разрежение, подключив к эжектору или вакуумной системе.
На неработающей турбине повреждения в теплообменных аппаратах определяются гидравлическими испытаниями. Паровое пространство конденсатора заливают конденсатом или химически очищенной водой на 0,5 м выше уровня соединения горловины конденсатора с выхлопным патрубком турбины. Для разгрузки опорных пружин перед заполнением конденсатора водой под его корпус устанавливают деревянные брусья. Из водяных камер спускают охлаждающую воду, трубки и трубные доски предварительно осушают сжатым воздухом. Появление капель или течи из вальцованного соединения конкретных трубок указывает, что через эти трубки происходят большие присосы охлаждающей воды.
Для выявления меньших протечек над зеркалом воды создается избыточное давление 50...80 кПа с помощью сжатого воздуха, причем для поддержания этого давления закрываются торцы концевых лабиринтовых уплотнений турбины, задвижки на линиях отсоса паровоздушной смеси из конденсатора и дополнительно закрепляется атмосферный клапан. Может применяться пневматическое испытание конденсатора избыточным давлением без заполнения его водой. Места возможных повреждений обнаруживаются при этом, например, путем покрытия их мыльным раствором, в котором даже при небольших протечках в местах выхода воздуха образуются пузыри.
Для поиска малых протечек используется и люминесцентный метод (см. гл. 9). При применении этого метода также целесообразно создавать в паровом пространстве повышенное давление с помощью сжатого воздуха.
В подогревателях низкого давления с U-образными трубками используется следующий метод поиска протечек. С аппарата снимается верхняя водяная камера и трубный пучок заполняется водой. Дефектные трубки определяются по вытеканию из них воды. Этим способом выявляются только крупные повреждения в самих трубках. Герметичность вальцованных соединений таким способом опреде-
лить нельзя. Преимущество этого способа заключается в его простоте, так как не нужно производить разборку фланцевого соединения трубной системы с корпусом подогревателя. Аналогичный метод может быть использован для вертикальных аппаратов с прямыми трубками. В этом случае вместо нижней водяной камеры устанавливается крышка с уплотнительной прокладкой, что позволяет изолировать трубки друг от друга.
Другой способ обнаружения протечек в ПНД заключается в заполнении парового пространства подогревателя водой с подъемом давления от постороннего источника. Заполнение производится от специально врезанной при ремонте линии. Для вытеснения воздуха из корпуса подогревателя в верхней части его врезают воздушник. Для этой цели можно использовать линию подвода отборного пара при условии открытия дренажного вентиля или штуцера манометра. В дефектной трубке или вальцованном соединении появится вода. Возможна также проверка герметичности парового пространства подогревателя с помощью сжатого воздуха (от ремонтной разводки), находящегося под давлением 1,0... 1,5 кгс/см2. Для более быстрого выявления поврежденной трубки трубную доску сверху заливают водой с добавлением мыльного раствора. Места повреждений обнаруживают себя появ лением воздушных пузырей.
Выявить протечки в маслоохладителях можно, сняв крышку верхней водяной камеры, после чего залить трубный пучок водой (при этом задвижки по воде на входе и выходе из маслоохладителя должны быть закрыты) и подать в аппарат масло. Из дефектных трубок появятся капельки масла. Таким образом выявляется герметичность трубок и вальцованных соединений верхней трубной доски. Если протечки очень малы или нарушена герметичность вальцованных соединений нижней трубной доски, то точно определить место протечек не удается. В этом случае проводят подвальцовку или отглушение ряда трубок, в зоне расположения которых обнаружена масляная пленка. Затем испытания повторяют.
При наличии специального стенда гидравлические испытания трубных пучков можно проводить при большем давлении, чем рабочее давление в корпусе аппарата. Стенд должен быть оборудован линиями подвода и дренирования воды, а также площадками обслуживания.
Обнаруженные при испытании дефектные трубки заглушают конусными пробками, изготовленными из стали. Предварительно у дефектной трубки удаляют колокольчик, образующийся при ее вальцевании, а стальную пробку забивают и прихватывают в трех точках по периметру к трубной доске с помощью сварки.
12.4.5.	Испытания теплообменных аппаратов до и после ремонта
Перед выводом теплообменного аппарата в ремонт необходимо измерить рабочие параметры, т.е. температуру и давление воды на входе в аппарат и выходе из него, расход воды, давление и температуру греющего пара, температуру конденсата греющего пара на выходе из аппарата, провести гидравлические испытания на герметичность и прочность с помощью пробного давления отдельно корпуса и трубной системы в соответствии с правилами Госгортехнадзора РФ.
При приемке из ремонта необходимо провести гидравлическое испытание на герметичность и прочность отдельно трубной системы и корпуса (после сборки фланца и затяжки шпилек) с помощью пробного давления (см. выше). Падение давления, признаки разрывов, течи, слезинки, потения, остаточная деформация не допускаются. Гидравлическое испытание корпуса разрешается не проводить, если он выдержал гидравлическое испытание при сдаче в ремонт, а при ремонте не проводились сварочные и другие работы, связанные с нарушением герметичности и прочности корпуса. Для гидравлического испытания аппарата должен применяться конденсат пара или вода с температурой 5.. .40 °C. Измерение давления при гидравлических испытаниях должно производиться двумя поверенными манометрами, один из которых контрольный. Продолжительность выдержки под пробным давлением, если проводились сварочные работы на корпусе или на трубной системе, должна быть не менее 10 мин, в остальных случаях корпус и трубная система аппарата находятся под пробным давлением в течение 5 мин. Затем измеряются рабочие параметры теплообменного аппарата. Измерения необходимо проводить приборами контроля, установленными на аппарате. При отсутствии штатных приборов допускается применять переносные приборы с классом точности не ниже 1,5. Теплотехнические измерения проводятся при нормальном уровне конденсата в аппарате и при номинальной нагрузке турбины; при изменении этих параметров должны быть обеспечены одинаковые установившиеся условия проведения испытаний до и после ремонта.
Аппарат считается годным к эксплуатации:
•	если он выдержал гидравлическое испытание;
•	если гидравлическое сопротивление при номинальном массовом расходе воды не превышает указанного в паспорте;
•	если недогрев воды (разность между температурой насыщения пара при давлении его на входе в аппарат и температурой воды на выходе из аппарата) при номинальных параметрах не более чем на 0,5 °C превышает указанные в паспорте значения.
12.5.	Особенности ремонта различных теплообменных аппаратов
Конденсаторы
1.	Снятие, ремонт, установка крышек водяных камер конденсаторов и лючков.
Открепить и снять крышки конденсатора, лючков, прокладки. Зачистить уплотнительную поверхность крышек и фланцев. Установить новые уплотняющие прокладки на фланец. Установить на место крышки конденсатора, лючков. Затянуть гайки с последующей подтяжкой после гидроиспытания.
2.	Очистка водяного пространства.
Очистить трубные доски и водяные камеры от мусора и отложений. Провести очистку водяных камер и трубных досок. Промыть водой.
3.	Проверка герметичности конденсатора и вакуумной системы.
Установить жесткие опоры под конденсатор, открыть лючки, заполнить паровое пространство конденсатом до горизонтального разъема ЦНД. Осмотреть трубные доски, обнаруженные протечки устранить методом подвал ьцовки или отглу-шения поврежденных трубок. Проверить герметичность прилегания фланца горизонтального разъема ЦНД, фланцевых соединений воздушных линий, компенсатора сальникового типа между турбиной и конденсатором, концевых лабиринтовых уплотнений ЦНД, выхлопного атмосферного клапана, а также других соединений, работающих под вакуумом.
Слить конденсат, закрыть лючки, заполнить водяное пространство конденсатора водой, проверить герметичность фланцевых разъемов крышек, устранить протечки и убрать жесткие опоры.
Подогреватели низкого давления
1.	Разборка.
Разболтить фланцевые соединения трубопроводов конденсата и пара, водяной камеры и корпуса. Приподнять водяную камеру вместе с трубной системой. Очистить фланцы патрубков водяной камеры и установить заглушки на них. Установить заглушки на фланцы трубопроводов отвода и подвода основного конденсата. Соединить водяную камеру с трубной доской. Вывести из корпуса подогревателя трубную систему в сборе с водяной камерой и установить ее на стенд. При отсутствии стенда привести трубную систему в горизонтальное положение и установить на ремонтной площадке.
2.	Ремонт.
Залить водяную камеру конденсатом и испытать трубную систему. Выявить дефектные места. Слить конденсат. Осмотреть трубную систему и внутреннюю поверхность корпуса в целях выявления дефектов сварных швов каркаса, перегородок, пароотбойного щита и корпуса. Дефекты в сварных швах выбрать и заварить. Изношенные поверхности зачистить и приварить накладки. Произвести гидравлическое испытание трубной системы.
3.	Сборка.
Снять заглушки, установить водяную камеру в сборе с трубной системой на фланец корпуса и затянуть крепеж разъема фланцевого соединения корпуса подогревателя. Заполнить подогреватель конденсатом и провести гидравлические испытания. Слить конденсат из подогревателя. Произвести сборку всех фланцевых соединений трубопроводов, примыкающих к корпусу подогревателя.
Подогреватели высокого давления
1.	Разборка.
Установить заглушку, снять верхнее кольцо, удалить сальниковую набивку и очистить поверхность сальниковой камеры пароподводящей трубы. Отсоединить препятствующие снятию корпуса ПВД трубопроводы, импульсные трубки и водоуказательный прибор. Разобрать фланцевые соединения корпуса подогревателя. Удалить сварной шов мембран. Застропить, снять и установить корпус подогревателя на ремонтную площадку.
2.	Ремонт трубной системы.
Произвести внешний осмотр и гидравлические испытания трубной системы. Определить дефектные змеевики. Произвести внешний осмотр охладителя дренажа, проверить герметичность охладителя дренажа путем заполнения его конденсатом. Зачистить дефектные места и заварить электросваркой. Проверить трубу отсоса воздуха. Заменить изношенные участки и подварить дефектные места. Проверить состояние отбойных щитков и устранить обнаруженные дефекты.
3.	Ремонт и сборка фланцевого соединения корпуса ПВД.
Зачистить кромки мембраны под сварку. Установить корпус подогревателя на фланец трубной системы. Установить необходимое количество шпилек для обеспечения прилегания кромок мембран без зазора. Проверить совпадение кромок мембран. Заварить наружный шов мембран, зачистить его от шлака. Установить и затянуть крепеж.
4.	Сборка.
Набить сальниковую камеру пароподводящей трубы, установить верхнее кольцо. Снять заглушку с фланца трубопровода греющего пара. Установить и затянуть крепление фланцев, колена трубопровода греющего пара. Присоединить к штуцерам корпуса подогревателя трубопроводы и импульсные трубки. Установить водоуказательный прибор.
5.	Гидравлическое испытание корпуса ПВД.
Подготовить к гидравлическому испытанию, устранив выявленные дефекты, затем провести его.
Деаэраторы
1.	Разборка и снятие колонки деаэратора.
Снять изоляцию, разболтить фланцевые соединения трубопроводов горячего и холодного конденсата. Установить заглушки на все трубопроводы деаэраторной колонки. Разболтить разъем деаэраторной колонки или разрезать по монтажному кольцу. Снять деаэраторную колонку и перекантовать ее.
2.	Выемка тарелок (решеток) из деаэраторной колонки. Очистка внутренних поверхностей деаэратора.
Развинтить крепеж тарелок (решеток) или срезать резаком и вынуть их из корпуса деаэраторной колонки. Разобрать и снять трубы горячего конденсата или барботажные устройства. Снять лючки на деаэраторном баке. Очистить внутренние поверхности деаэраторного бака, колонки, тарелки от накипи и шлака металлическими щетками. Очищенные места промыть водой. Зачистить места газовой резки, сварные швы и околошовные зоны сварных швов. Произвести ремонт крепежа деаэратора.
3.	Сборка и установка деаэраторной колонки.
Установить и закрепить в деаэраторной колонке тарелки, трубы горячего конденсата или барботажные устройства. Перекантовать деаэраторную колонку в рабочее положение и установить на место. Приварить деаэраторную колонку по монтажному кольцу. Установить крепеж фланцевых соединений деаэратора и затянуть. Нанести изоляцию на деаэраторную колонку по монтажному кольцу.
4.	Гидравлическое испытание и закрытие деаэратора.
Разъединить фланцы трубопроводов, установить заглушки на трубопроводах, примыкающих к деаэратору. Присоединить гидропресс. Заполнить деаэратор водой. Создать необходимое давление в корпусе деаэратора. Снять заглушки и соединить фланцы трубопроводов деаэратора. Устранить выявленные дефекты деаэратора.
Горизонтальные подогреватели сетевой воды
1.	Снятие крышек входной и поворотной водяных камер.
Разболтать фланцы разъема крышки водяной камеры подогревателя, отвернуть гайки анкерных связей, ввернуть отжимные болты, настроить такелаж и снять крышку.
2.	Ремонт водяной камеры и крышки.
Очистить внутренние поверхности водяной камеры и крышки стальными щетками, зачистить уплотнительные поверхности фланцев разъема крышки с водяной камерой. Отремонтировать перегородки. Изготовить прокладки и нанести на них графит. Прогнать резьбу крепежа, смазать резьбу графитовой эмульсией.
3.	Гидравлические испытания корпуса.
Разъединить фланцы трубопроводов подвода пара и слива конденсата. Установить заглушки, подсоединить гидропресс. Заполнить паровое пространство подогревателя водой, создать необходимое избыточное давление. Осмотреть трубные доски, выявить и устранить дефекты вальцованных соединений, слить воду. Снять заглушки, соединить фланцы трубопроводов пара и конденсата.
4.	Установка крышки водяной камеры.
Настроить такелаж, поднять и установить крышку на водяную камеру. Сболтить разъем, установить анкерные связи.
5.	Проверка и ремонт водоуказательных приборов.
Отвернуть болты фланцев, снять и разобрать водоуказательную колонку. Разобрать клапаны, промаркировать и промыть детали. Притереть у плотнительные поверхности кранов и плоскости прилегания стекла к раме. Набить пазы уплотнителем. Собрать колонку и закрепить.
6.	Ремонт конденсатосборника.
Вскрыть смотровой люк. Очистить конденсатосборник. Отремонтировать сепарирующие устройства. Закрыть смотровой люк.
12.6.	Контрольные вопросы
1.	Каковы наиболее распространенные последствия отказов теплообменных аппаратов ПТУ и ГТУ?________________________________
2.	Что такое ремонт и чем он отличается от технического обслуживания?-__________________________________________________________
3.	Назовите основные виды ремонта.
4.	Каковы две основные стратегии ремонта, реализуемые в настоящее время, и чем они отличаются друг от друга?
5.	Какие типовые работы включает в себя ремонт аппаратов?
6.	Как производится удаление отложений с наружной стороны поверхности теплообмена аппаратов?___________________________________
7.	Как производится удаление отложений с внутренней стороны поверхности теплообмена аппаратов?
8.	Каковы достоинства и недостатки химического способа удаления загрязнений?______________________________________________________
9.	В чем заключаются преимущества непрерывной очистки аппаратов в процессе эксплуатации?_______________________________________
10.	Как производится водовоздушная очистка вертикальных аппаратов?___________________________________________________________
11.	Чем вакуумная сушка конденсаторов отличается от термической?
12.	При каких условиях производится полная замена трубок поверхности теплообмена аппаратов?___________________________________
13.	Для чего нужна термообработка трубок?
14.	Что должны выявить гидравлические испытания аппаратов?
15.	Каким документом регламентируется величина давления, под которым производится гидравлическое испытание теплообменного аппарата?_____________________________________________________
Глав: 13
ПЕРСПЕКТИВНЫЕ РАЗРАБОТКИ
ПО СОВЕРШЕНСТВОВАНИЮ
ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ
Эффективность и надежность теплообменных аппаратов имеют большое значение для экономичной работы всей турбоустановки в целом, поэтому вопросам расчета, проектирования и эксплуатации теплообменных аппаратов, а также перспективным разработкам по их совершенствованию необходимо уделять большое внимание. Совершенствование теплообменного оборудования турбоустановок должно позволить либо снизить расход дорогостоящих материалов для вновь создаваемых турбоустановок, уменьшить их габариты и облегчить компоновку энергоустановки в целом, либо экономить топливо (теплоту) на действующих установках в условиях эксплуатации.
В настоящей главе представлено краткое описание ряда разработок, позволяющих повысить эффективность или надежность (а в отдельных случаях — и то, и другое) теплообменных аппаратов турбоустановок. Все эти разработки, как правило, выполнены применительно к конкретным аппаратам с учетом особенностей их конструкций, режимов и параметров работы, места аппарата в схеме энергоустановки (конденсатора, ПНД, ПСГ, ПСВ, маслоохладителя, регенератора и т.д.) и других факторов. Большинство разработок уже прошли стадии физических и стендовых исследований и находятся в процессе полупромышленной или промышленной апробации в различных условиях эксплуатации.
Необходимо иметь в виду, что не все специалисты согласны с целесообразностью применения тех или иных новых разработок в теплообменных аппаратах энергоустановок. Однозначным критерием в этом случае может служить только технико-экономическое обоснование, выполненное с учетом длительного опыта эксплуатации вновь созданных или модернизированных на основе этих разработок аппаратов.
13.1. Эффективность и надежность работы серийных теплообменных аппаратов в условиях эксплуатации
В условиях эксплуатации тепловая эффективность работы аппаратов оценивается по различным показателям, количество и состав которых определяются функциональным назначением аппарата (см. гл. 10). Так, для конденсатора важнейшим эксплуатационным показателем эффективности является давление, или вакуум. Эффективность работы подогревателей системы регенерации ПТУ, как и подогревателей сетевой воды, оценивается по температуре воды за каждым подогревате
лем. Однако для всех поверхностных теплообменных аппаратов ПТУ, независимо от их назначения, конструкции и режима работы, показателями тепловой эффективности и термодинамического совершенства являются недогрев воды до температуры насыщения пара и коэффициент теплопередачи.
На рис. 13.1 и 13.2 в качестве примера представлены характерные значения недогрева воды по ряду аппаратов на номинальном режиме работы турбоустановок. Здесь же приведены расчетные данные и нормативные характеристики по этим аппаратам. Расчеты выполнялись применительно к конкретным условиям эксплуатации аппаратов.
Как видно из рисунков, превышение опытных эксплуатационных данных (по сравнению с результатами расчетов и данными нормативных характеристик) достигает 5 °C. Это расхождение наиболее существенно для ПНД, так как превышает расчетные значения для этих аппаратов практически в 2 раза.
Возможными причинами несогласованности опытных и расчетных данных являются несовершенство конструкции аппаратов и методик их теплового расчета, а также недостаточно высокий уровень эксплуатации. В отдельных случаях это может дополнительно определяться особенностями тепловой схемы ПТУ (например наличием или отсутствием в схеме смешивающих ПНД). Несовершенство конструкции и особенно невысокое качество изготовления аппаратов (определяется оснащенностью и технологическим уровнем производства конкретных заводов-изготовителей), кроме того, приводят к повышенным присосам воздуха в аппаратах, работающих под давлением ниже барометрического, и, следовательно, к ухудшению показателей эффективности аппаратов.
I	11	III	IV
Рис. 13.1. Тепловая эффективность конденсаторов паровых турбин. 1 — К-200-130 ЛМЗ, Верхнетагильская ГРЭС, 11 — К-300-240 ЛМЗ, Киришская ГРЭС, /// — К-300-240 ХТЗ, Троицкая ГРЭС, IV— К-500-240 ХТЗ; / — среднегодовые данные эксплуатации, 2 — нормативная характеристика при / = 12°С, 3 — нормативная характеристика при z = 20 °C, 4 — расчет по методике Л.Д.Бермана, 5 — расчет по методике фирмы «Метро-Виккерс», 6 — расчет по методике института теплообмена США, 7 — расчет по методике Г.Г.Шклове-ра и В.Г.Григорьева
Рис. 13.2. Тепловая эффективность подогревателей низкого давления.
I— ПНД № 4 турбины К-200-130 ЛМЗ, Верхнетагильская ГРЭС, 11 — ПНД № 3 турбины К-300-240 ЛМЗ, Киришская ГРЭС, III — ПНД № 3 турбины К-300-240 ХТЗ, Рефтинская ГРЭС, IV — ПНД № 4 турбины К-300-240 ЛМЗ, Среднеуральская ГРЭС, V—ПНД№ 4 турбины К-500-240 ХТЗ, Рефтинская ГРЭС; 1, 2 — минимальное и максимальное значения данных эксплуатации, 3 — расчетные данные, 4 — данные типовой энергетической характеристики
Недостаточно высокий уровень эксплуатации аппаратов чаще всего проявляется в повышенном загрязнении поверхности теплообмена различными отложениями или в недостаточно эффективной и несвоевременной очистке аппаратов (конденсаторов и сетевых подогревателей); существенны также эффективность работы систем отсоса воздуха и автоматики, плотность арматуры (ее состояние) и другие факторы.
Анализ и обобщение данных по эффективности и надежности теплообменных аппаратов ПТУ показывают, что существуют резервы повышения эффективности и необходимость совершенствования аппаратов как на стадии проектирования новых, так и в условиях эксплуатации путем модернизации действующих аппаратов. Выбор конкретного способа интенсификации теплообмена в аппарате должен исходить из анализа тепловых процессов в нем и прежде всего — определения лимитирующей теплообмен стороны (см. гл.1).
На рис. 13.3 в качестве примера представлены результаты расчетов для ряда конденсаторов, сетевых подогревателей и подогревателей низкого давления ПТУ мощностью 200...800 МВт.
Как показали расчеты, процесс теплообмена в большинстве конденсаторов рассмотренных турбин при указанных на рис. 13.3 условиях лимитируется теплоотдачей с паровой стороны, уровень которой в среднем на 25...30 % ниже, чем по водяной стороне аппаратов. Исключение составляет конденсатор К-100-3685 турбины К-100-90 ХТЗ, где при температурах воды на входе в аппарат /1в>12 °C теплообмен лимитируется теплоотдачей по водяной стороне, что, возможно, определяется меньшей, чем у всех остальных конденсаторов, удельной паровой нагрузкой (q = 36 кг/(м2-ч)).
Лимитирующей стороной во всех рассмотренных сетевых подогревателях (ПСГ, ПСВ) является паровая сторона аппаратов; разница в уровнях теплоотдачи по водяной и паровой сторонам составляет 50...100 %. В ПНД, в зависимости от места в схеме и типа турбины, процесс теплообмена лимитируется различными теплоносителями — разница в их уровнях достигает 55...60 %; у некоторых аппаратов уровни теплоотдачи со стороны обоих теплоносителей близки между собой.
Рис. 13.3. Коэффициент теплоотдачи и теплопередачи на номинальном режиме работы теплообменных аппаратов.
Конденсаторы турбин: /— К-200-130, /|ж= 12°С; II— К-500-240, tlt =20°С; ///— Т-110/120-130,/, =12°С.
Сетевые подогреватели: IV— ПСВ-500-14-23, /|ж=95°С; V— ПСГ-5000-3,5-8-1, / =115°С (турбина Т-250/300-240). Подогреватели низкого давления турбин: VI— К-200-130 (№5,/ = 98,4°С); VII— К-300-240(№ 5, /, = 118,6°С); VIII — К-300-240 (№ 6, = 92*2°С); IX — Т-250/300-240 (№ 3, /,/=89,7°С); X— К-800-240 (№ 6, /1ж = 95,2°С); Л 2 — коэффициенты теплоотдачи по водяной и паровой сторонам аппаратов, 3 — коэффициент теплопередачи
Полученные результаты показывают, что для конденсаторов (при технически чистой воде и допустимых нормами ПТЭ содержаниях воздуха в паре) и сетевых подогревателей паровых турбин повышение эффективности работы может быть достигнуто прежде всего за счет интенсификации теплообмена с паровой стороны аппаратов. При этом, как показывают расчеты, увеличение коэффициента теплоотдачи с паровой стороны на 15...25 % приводит к увеличению коэффициента теплопередачи на 7... 15 % соответственно. Необходимо также учитывать, что загрязнение аппаратов в условиях эксплуатации (особенно конденсаторов) может выровнять уровни теплоотдачи по паровой и водяной сторонам; при повышенном загрязнении поверхности теплообмена и высокой температуре охлаждающей (нагреваемой) воды процесс теплообмена будет лимитироваться водяной стороной аппарата. Вопрос интенсификации теплообмена в ПНД должен решаться с учетом места аппарата в схеме и типа турбины. Для турбины К-800-240, например, интенсификация теплообмена по паровой стороне на 20 % в ПНД №6 (теплообмен ли-
13.1.	Эффективное!ь и надежность работы серийных теплообменных аппаратов в условиях эксплуатант митируется паровой стороной) приводит к увеличению коэффициента теплопередачи на 11 %, а в ПНД № 5 (теплообмен лимитируется водяной стороной) — только на 8 %.
Известно, что понятие надежность в широком смысле включает в себя большой ряд показателей: безотказность, долговечность, ремонтопригодность, контролепригодность, эксплуатационную технологичность, сохраняемость, наработку на отказ и др. Каждый из этих частных показателей характеризует обычно одну или несколько сторон общей надежности оборудования или его отдельные технико-экономические характеристики. В соответствии с принятой методикой оценки уровня качества энергетического теплообменного оборудования, надежность теплообменных аппаратов турбоустановок, как правило, рассматривается с позиции долговечности, как основного показателя общей надежности аппарата.
Имеющиеся в литературе отдельные данные по вопросам надежности теплоэнергетического оборудования посвящены в основном так называемому ведущему оборудованию (парогенераторам и непосредственно турбинам) и в меньшей степени затрагивают вспомогательное оборудование (в частности теплообменные аппараты турбоустановок). Эта группа вспомогательного по своему назначению оборудования оказывает, тем не менее, существенное влияние на результаты работы ТЭС, АЭС и КС.
Неисправности в работе конденсационных установок, аппаратов систем регенерации и подогрева сетевой воды являются одной из причин снижения экономичности и надежности работы турбоустановок. Наиболее распространенные последствия отказов: недовыработка энергии, снижение коэффициента готовности оборудования, снижение экономичности и, как следствие, увеличение удельных расходов топлива. В отдельных случаях выход из строя рассматриваемого оборудования может привести к останову всего агрегата (блока).
По данным ОРГРЭС, наибольшее число отказов энергоблоков происходило из-за повреждений котлов. Второе и третье места по числу отказов делят между собой отказы, вызванные повреждениями турбоагрегатов и прочего вспомогательного оборудования, куда, в частности, входят и повреждения теплообменного оборудования турбоустановок. Такой достаточно высокий процент отказов из-за повреждений вспомогательного оборудования показывает, что вопросам надежности данной группы оборудования необходимо уделять внимания не меньше, чем этого требует турбина.
В табл. 13.1 приведены средние значения времени наработки на отказ и времени восстановления повреждений по отдельным группам оборудования энергоблоков К-200 и К-300 (наиболее распространенных на ТЭС Российской Федерации) [66].
Для определения надежности отдельных элементов теплообменного оборудования были проанализированы причины отказов турбин и турбинного оборудования более чем по 800 паротурбинным установкам мощностью 100...800 МВт разных типов и разных заводов-изготовителей. Анализ отказов выполнен за десятилетний период (с 1986 по 1995 г.).
Анализ проводился раздельно по каждому типу ПТУ. Необходимо отметить, что среди однотипных ПТУ, входящих в одну анализируемую группу, имелись турбоустановки разных модификаций с различной наработкой; кроме того, они отли-
Тип энергоблока, его составляющие	Наработка на отказ, ч	Время восстановления, ч
Энергоблок К-200-130	1000	45
Котлоагрегат	1100	55
Турбина	5000	30
Энергоблок К-300-240	1000	43
Котлоагрегат	370	60
Турбина	4500	90
Питательный насос	1000	50
Конденсатор	15000	35
Подогреватели низкого давления	16000	25
Подогреватели высокого давления	3500	30
Табл. 13.1. Средние значения временных показателей надежности
чались друг от друга качеством ремонта и условиями эксплуатации (износом оборудования, количеством пусков, качеством используемой воды и др.). В связи с этим была сделана только качественная оценка надежности элементов.
Результаты анализа за 10 лет представлены на рис. 13.4,13.5 и 13.6. На рис. 13.4 показано распределение отказов элементов оборудования турбоустановок, определяемое по соотношению
d = 4^-100%,
где d— доля отказов;
N.— число отказов /-того элемента (см. рис. 13.4);
N — число отказов вспомогательного оборудования турбоустановки в целом.
На рис. 13.5 показано распределение времени восстановления отдельных элементов вспомогательного оборудования ПТУ.
Здесь Т = (т,7то )• 100%, т, — время восстановления /-того элемента; т0 — общее время восстановления вспомогательного оборудования ПТУ.
На рис. 13.6 представлена доля отказов каждого элемента, приведших к останову турбин:
6> = (z,//z(O)-100%,
где hr — число отказов /-элемента, приведших к останову турбины;
Zio — общее число отказов /-элемента.
Из вспомогательного теплообменного оборудования турбоустановок наибольшие значения доли отказов, времени восстановления и степени влияния на работу ПТУ приходятся на конденсатор. Затем следуют ПВД, сальниковые подогреватели
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11 12	13
Повреждаемое оборудование
Рис. 13.4. Распределение отказов вспомогательного оборудования турбоустановок.
1 — конденсаторы, 2 — питательные электронасосы (ПЭН), 3 — питательные турбонасосы (ПТН), 4 — подогреватели высокого давления, 5 — подогреватели низкого давления, 6 — сальниковые подогреватели, 7 — эжекторы, 8 — деаэраторы, 9 — циркуляционные насосы, 10 — конденсатные насосы, II — бустерные насосы, 12 — арматура, 13 — трубопроводы
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13
Повреждаемое оборудование
Рис. 13.5. Распределение времени восстановления элементов вспомогательного оборудования турбоустановок (усл. обознач. см. рис. 13.4)
О, %
50
40
30
20
10
0
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13
Повреждаемое оборудование
Рис. 13.6. Доля отказов вспомогательного оборудования, вызывающая остановы турбин (усл. обознач. см. рис. 13.4)
и ПНД. В проведенном анализе отсутствуют из-за недостаточной исходной информации данные по подогревателям сетевой воды, повреждаемость которых оказывает существенное влияние как на работу турбоустановки, так и на надежность работы всей станции.
Рассмотрим в качестве примера признаки и причины повреждений конденсаторов, вызывающие отказ в работе турбоустановки.
Ниже представлено распределение признаков отказов конденсаторов, вызывавших, как правило, аварийный останов турбоустановки в целом.
Распределение признаков отказа конденсаторов, %
Повышение жесткости конденсата Падение вакуума Срыв сифона Прочее	58,1 33,7 7,0 1,2
Большинство случаев отказа конденсаторов (свыше 58 %) связано с повышением жесткости конденсата. Второй группой признаков по частоте отказов конденсаторов является падение вакуума в конденсаторе (33,7 %). Далее следует срыв сифона при работе конденсатора (достигает 7 % от общего числа отказов конденсатора). При этом чаще всего причиной срыва сифона является неудовлетворительная работа циркуляционных насосов. В качестве прочих отказов конденсаторов (около 1 %) проявляются ложные срабатывания, повреждения арматуры и др.
Рассмотрим распределение конкретных дефектов, вызывавших отказы в работе конденсаторов. Здесь подавляющее большинство составляют повреждения трубок (60,9 %).
Распределение отказов из-за дефектов элементов конденсаторов, %
Повреждения трубок конденсатора Повреждения арматуры, дренажей и т.д. Занос трубок и трубных досок Неплотности корпуса Негерметичность ремонтных пробок отглушенных трубок
Прочее
60,9
7,6
6,5
4,3
2,2
18,5
Большое количество повреждений трубок конденсаторов позволило разделить причины их повреждений по группам, как это показано ниже.
Распределение причин повреждений трубок конденсаторов, %
Коррозионно-эрозионные повреждения трубок Потеря герметичности трубок или вальцованного соединения Низкое качество трубок Некачественная вальцовка трубок Разрушения трубок фрагментами лопаток турбины	44,6 39,3 7,1 5,4 3,6
Основная масса повреждений трубок (44,6 %) связана с их коррозионно-эрозионными повреждениями (в процессе достаточно длительной эксплуатации). Для тех условий, в которых работают трубки конденсатора, это вполне объяснимо. Износ наружной поверхности трубок связан прежде всего с капельно-ударной эрозией; эрозия внутренней поверхности трубок связана с низким качеством циркуляционной воды, несущей с собой в качестве взвесей иногда достаточно большое количество абразивных частиц, вызывающих изнашивание внутренней поверхности трубок, особенно в зоне входных участков (около трубных досок). Причинами коррозионного разрушения трубок конденсаторов является прежде всего наличие гидразина и кислорода в теплоносителях, из-за чего наблюдаются различные виды коррозии, а именно: общая коррозия и обесцинкование латуней, коррозионное растрескивание под напряжениями и ряд других.
На втором месте (39,3 %) зафиксированы повреждения, связанные с потерей герметичности трубок или вальцованного соединения. При этом во многих случаях выявить более конкретную причину разгерметизации весьма сложно. Связано это прежде всего с тем, что поврежденные трубки находились в глубине трубного пучка и визуальный осмотр их часто был невозможен. Вместе с тем визуальный контроль немногочисленных случаев вырубки и выемки таких поврежденных трубок позволяет сделать заключение, что разгерметизация происходила в результате как коррозионного изнашивания трубок, так и фрикционного износа в зоне их прохода через отверстия промежуточных перегородок. Основной причиной такого износа может быть вибрация трубок, которая также приводит и к ослаблению плотности вальцовочных соединений, и в конечном итоге — к их разгерметизации.
Весьма часто коррозионно-эрозионные процессы усугубляются низким качеством теплообменных трубок (связано это с металлургическими и технологическими дефектами трубок при их производстве), что отмечается при расследовании повреждений достаточно часто.
13.1
Приведенная статистика отказов для конденсаторов подтверждается и для других кожухотрубных теплообменных аппаратов ПТУ. Для всех типов аппаратов основными причинами снижения ресурса являются коррозионные повреждения трубок и их эрозионно-механический износ.
Полученные выводы подтверждает исследование показателей надежности теплообменного оборудования турбоустановок, проведенное методом экспертных оценок.
Опрос специалистов, особенно на новых станциях, показал, что, как и для другого оборудования, для теплообменных аппаратов турбоустановок характерен период приработки (2...3 года), во время которого выявляются и ликвидируются конструктивные и технологические дефекты. Далее следует период нормальной эксплуатации (примерно пять лет), а затем начинается возрастание количества неполадок по причине эксплуатационного износа, который после десяти лет эксплуатации (и более) приобретает лавинообразный характер, что требует замены трубной системы или полной замены аппаратов. Между тем, по данным ЦКТИ, теплообменные аппараты турбоустановок должны работать тридцать лет.
Основными причинами неисправностей и отказов теплообменных аппаратов боль- t шинство экспертов называют конструктивные (несовершенна система подвода пара в ПНД, велико гидравлическое сопротивление пароохладителя, затруднен доступ к пароохладителям и др.) и технологические (непровары соединений, неплотности в разъемах и др.). Одной из существенных причин снижения общей надежности является низкое качество трубок (особенно из цветных сплавов), из которых выполняется поверхность теплообмена аппаратов. Наименьший удельный вес, по мнению всех экспертов, имеют дефекты монтажа. Промежуточное место в данном ряду занимают неисправности, вызванные нарушением эксплуатации.
Неисправности теплообменных аппаратов, связанные с состоянием трубного пучка, в основном бывают вызваны эрозионно-коррозионным износом (примерно 70 % случаев) и вибрацией трубок (примерно 25 %). Характер возникающих при вибрации повреждений следующий: обрыв трубок около трубных досок; истирание трубок в промежуточных перегородках; взаимное истирание трубок на больших пролетах, в области гибов и др. Неисправности подогревателей высокого давления наступают чаще всего вследствие низкого качества изготовления и коррозионного износа; надежность подогревателей низкого давления примерно на 50 % определяется эрозией и коррозией, а на оставшиеся 50 % — нарушением условий эксплуатации; сетевые подогреватели страдают от вибрации трубных систем (вертикальные — до 70 %) и т. д. Эти данные носят в основном качественный характер, однако они позволяют выделить основные факторы снижения надежности теплообменных аппаратов турбоустановок.
Количественные оценки обобщения данных представляют собой статистически усредненные значения достаточно большого числа единичных случаев.
В табл. 13.2 и 13.3 в качестве примера приведены такие расчетные статистические характеристики показателей надежности теплообменников ПТУ, как математическое ожидание числа остановов в год и математическое ожидание длительности одного восстановления (в предположении нормального и логарифмически нормального законов распределения случайной величины).
Вид оборудования	Математическое ожидание		Среднее значение
	по нормальному закону	по логарифмически нормальному закону	
Конденсаторы	3,2	2,8	3,0±0,44
ПНД	2,3	2,1	2,1±0,34
ПВД Сетевые подогреватели	2,6	2,4	2,3±0,43
(основные, типа ПСГ) Сетевые подогреватели	1,3	1,1	1,1±0,20
(пиковые)	1,2	1,0	1, liO,26
Табл. 13.2. Математическое ожидание числа остановов в год
Вид оборудования	Математическое ожидание		Среднее значение
	по нормальному закону	по логарифмически нормальному закону	
Конденсаторы	7,6	8,2	6,6±1,51
ПНД	20,0	18,5	16,9±3,24
пвд	53,3	47,8	45,7±9,77
Сетевые подогреватели (основные, типа ПСГ)	24,8	23,2	21,3±3,23
Сетевые подогреватели (пиковые)	27,7	10,3	18,0±4,18
Табл. 13.3. Математическое ожидание длительности одного восстановления, ч
Анализ распределения частот и полученных расчетных данных показывает, что фактический закон распределения несколько отличается от нормального. Можно считать, что распределение осуществляется по логарифмически нормальному закону. В целом расчеты по всем вариантам позволяют выявить средние значения параметров, наиболее характерных для искомых количественных оценок. Анализ численных значений по длительности одного восстановления показывает, что они
меняются в широком диапазоне — 6,6...45,7 ч. Это объясняется особенностями конструкции и условиями работы аппаратов на ТЭС. В частности, существенно большее время одного восстановления основного сетевого подогревателя по сравнению с конденсатором (при почти одинаковых конструкциях) связано с необходимостью дополнительного времени на остывание аппарата до температуры, когда его можно вскрыть.
Анализ данных по надежности теплообменных аппаратов показывает необходимость их совершенствования как на стадии разработки (проектирования) новых, так и в условиях эксплуатации — путем модернизации действующих аппаратов. При этом основными направлениями разработок по совершенствованию теплообменников следует считать следующие:
•	повышение коррозионно-эрозионной стойкости трубных систем аппаратов;
•	повышение вибрационной надежности аппаратов;
•	совершенствование конструкций аппаратов, в частности систем подвода пара;
•	повышение качества трубок для теплообменников;
•	повышение качества сборки и изготовления аппаратов в целом, особенно с точки зрения присосов воздуха в аппараты, работающие при давлении ниже барометрического.
13.2.	Перспективные конструкции теплообменных аппаратов
Совершенствование теплообменных аппаратов осуществляется как в рамках традиционных конструкций путем модернизации отдельных элементов, так и в направлении создания принципиально новых аппаратов.
Улучшение конструкций аппаратов должно обеспечивать при высокой надежности интенсификацию в них теплообмена, что может быть достигнуто путем применения интенсифицированных поверхностей теплообмена (например оребренных и различно профилированных трубок), а также использования других методов интенсификации теплообмена, часть из которых уже рассмотрена в гл. 1. Повышению тепловой эффективности аппаратов способствует и совершенствование аэродинамики трубных пучков, когда создаются условия для равномерного омывания теплоносителем поверхности теплообмена аппарата без застойных зон или труднодоступных участков, а также устранение или учет влияния протечек теплоносителя в зазорах промежуточных перегородок и помимо трубного пучка.
Проблемы повышения надежности работы аппаратов решаются, как правило, путем устранения недостатков существующих конструкций, выявленных в процессе эксплуатации аппаратов. Так, например, рациональная организация подвода межтрубного теплоносителя и его распределения по трубному пучку позволяет повысить вибронадежность трубных систем. Ниже приводятся примеры конкретных разработок конструкций теплообменных аппаратов, в которых реализованы различные принципы повышения их эффективности и надежности.
13.2.1.	Совершенствование систем охлаждения конденсаторов
С учетом неизбежного роста дефицита водных ресурсов проводятся исследования по разработке систем охлаждения конденсаторов с минимальной потребностью в воде либо вообще безводных систем охлаждения.
В общем случае системы охлаждения конденсаторов можно подразделить на мокрую (сбросная теплота передается холодному источнику посредством промежуточного водяного теплоносителя), сухую (сбросная теплота непосредственно передается холодному источнику) и гибридную (мокросухую) системы охлаждения. По мнению большинства специалистов, в условиях дефицита охлаждающей воды наиболее перспективны системы сухого и мокросухого охлаждения. Именно такие системы охлаждения применяются или намечаются к установке на ТЭС, расположенных в маловодных районах и в районах непосредственной близости к источникам топлива в США, ФРГ, Франции и Нидерландах.
В США, например, находится в эксплуатации энергоблок мощностью 330 МВт с воздушным конденсатором на ТЭС Wyodek (система сухого охлаждения) и блок с гибридной (мокросухой) охладительной башней на ТЭС San Juan 111. Для повышения охлаждающей способности сухой системы охлаждения в жаркое время года к ней обычно подключается дополнительная система, содержащая элементы испарительного охлаждения.
Рядом энергетических исследовательских центров США проводится комплексное исследование новой системы охлаждения, в которой промежуточным теплоносителем вместо воды служит аммиак, испаряющийся в поверхностном конденсаторе турбины и конденсирующийся затем в охладительной башне, где теплота конденсации передается наружному воздуху. Такая система обеспечивает существенное снижение затрат на установку при незначительном возрастании затрат на конденсатор. Однако в связи с токсичностью аммиака должны быть предусмотрены соответствующие меры безопасности.
Разрабатывается и другой тип системы сухого охлаждения — также с применением аммиака в качестве промежуточного теплоносителя для передачи теплоты от отработавшего в турбине пара к окружающей воздушной среде. Система представляет собой сборку заполненных аммиаком тепловых трубок, которые служат в качестве поверхности конденсатора, эффективно передавая теплоту конденсации.
Массачусетским технологическим институтом (США) разрабатывается конструкция охладителя, состоящая из вращающихся дисков, наполовину погруженных в лотки с охлаждающей водой, покрытой масляной пленкой. Погруженные половины дисков нагреваются в воде, а затем охлаждаются в потоке воздуха.
Рассмотрим ряд принципиальных схем различных систем охлаждения конденсаторов, активно разрабатываемых в настоящее время.
На рис. 13.7 представлен вариант системы мокросухого охлаждения, включающей поверхностный конденсатор 1, независимые трубные пучки 2 и 3 которого с помощью трубопроводов 4 и 5 с регулирующей и запорной арматурой подключены «соответственно к мокрой 6 и сухой 7 градирням. Наличие вспомогательных трубопроводов 12, насосов 8, 9, 10, 11 и емкости 13 позволяет регулировать тепло-производительность каждой градирни в зависимости от температуры окружающей среды. У каждой из градирен предусмотрена механическая тяга 14.
Рис. 13.7. Система мокросухого охлаждения конденсатора (усл. обознач. см. текст)
На рис. 13.8 представлен пример системы мокросухого охлаждения, использующей в качестве промежуточного теплоносителя для сухой градирни низкокипя-щее вещество, например аммиак. В этой схеме между трубным пучком 2 и сухой градирней 4 установлен сепаратор 5 для разделения парожидкостного потока аммиака на выходе из трубного пучка 2 и подачи жидкого аммиака по трубопроводу б на вход трубного пучка 2. Конденсатор 1 выполнен двухсекционным, в каждой из секций размещено по одному трубному пучку 2 и 3, и каждый пучок автономно подключен соответственно к сухой и мокрой градирням.
Рис. 13.8. Система мокросухого охлаждения конденсатора с низко-кипящим веществом в качестве промежуточного теплоносителя (усл. обознач. см. текст)
На рис. 13.9 показана система охлаждения с параллельным подключением мокрой и сухой частей гибридной градирни. В одном корпусе 1 размещены сухая часть 2 и мокрая часть 3. Сухая часть 2 выполнена в виде нескольких рядов труб 4, равномерно размещенных в верхних воздуховодных окнах 5. Мокрая часть 3 представляет собой градирню испарительного типа, размещенную в нижней части корпуса 1. Вода, нагретая в конденсаторе 6, поступает по трубопроводам 7 и 8 параллельными потоками в сухую 2 и мокрую 3 части градирни.
Рис. 13.9. Система охлаждения конденсатора с параллельным подключением мокрой и сухой частей гибридной градирни (усл. обознач. см. текст)
Охлаждение воды происходит параллельными потоками воздуха, поступающими в корпус 1 соответственно через верхние 5 и нижние 9 воздуховодные окна. Для уменьшения потерь охлаждающей воды над разбрызгивающими устройствами 10 части 3 размещен водоуловитель 11.
После охлаждения в градирне вода по трубопроводу 12 возвращается в конденсатор. Наличие запорно-регулирующей арматуры 13 позволяет регулировать теп-лопроизводителыюсть частей 2 и 3 в зависимости от метеорологических условий окружающей среды.
Показанные выше системы мокросухого охлаждения могут работать в двух основных режимах. В первом режиме предусматривается работа мокрой градирни в течение минимального времени. По мере снижения температуры наружного воздуха расход охлаждающей воды на мокрую градирню уменьшается. Второй режим предусматривает непрерывную работу мокрой градирни до тех пор, пока не будет достигнута температура наружного воздуха, при которой расчетный вакуум может быть обеспечен работой только сухой градирни. При достижении этой температуры мокрая градирня отключается, а тепловая нагрузка полностью передается на сухую градирню. Мокросухие системы, работающие в первом режиме, по-
зволяют сэкономить больше воды при большей потере энергии, а системы, работающие во втором режиме, больше экономят энергии за счет больших потерь воды на испарение.
В системах сухого охлаждения можно выделить две принципиально отличные друг от друга схемы прямого и косвенного охлаждения.
На рис. 13.10 представлена схема прямого сухого охлаждения с полным орошением теплообменной поверхности.
Рис. 13.10 Схема прямого сухого охлаждения конденсатора с полным орошением теплообменной поверхности (усл. обознач. см. текст)
Система содержит коллекторы 1, снабженные вертикально установленными тепловыми трубами 2, каждая из которых заполнена теплоносителем (например аммиаком), передающим тепловую энергию от отработавшего в турбине пара окружающей среде 3.
Испарительные части тепловых труб размещены в паровых коллекторах 7, а конденсирующие части 4 установлены вертикально снаружи с образованием нескольких рядов теплообменных поверхностей, орошаемых водой сверху и сбоку по направлению движения охлаждающей среды.
Вода после орошения теплообменной поверхности собирается в емкости 5 и насосом б по трубопроводам 7 через разбрызгивающие устройства 8 вновь подается на теплообменную поверхность, образованную конденсирующими частями 4 тепловых труб и размещенными на них ребрами.
При орошении теплообменной поверхности происходит конвективно-испарительная передача теплоты от труб 2 к ребрам, затем к водяной пленке и омывающему поверхность теплообмена воздуху.
На рис. 13.11 показан общий вид секции конденсатора с воздушным охлаждением, разработанного КТЗ. Конденсатор выполнен в форме шатра размером 6x6 м, в нижней части которого установлен осевой вентилятор с колесом диаметром 5 м. Секция конденсатора состоит из восьми модулей с трубами длиной 5 м — по четыре модуля с каждой стороны шатра. Верхняя трубная доска каждого модуля вварена в паровой коллектор диаметром 0,8... 1,2 м, нижняя трубная доска с камерой соединены с коллектором отвода конденсата. Один из восьми модулей со стороны входа пара имеет специальную выгородку для организации отвода паровоздушной смеси. Выгородка обеспечивает двухходовую схему движения конденсирующегося пара: сверху вниз и снизу вверх. При этом в качестве охладителя паровоздушной смеси используются два ряда труб на выходе воздуха, т.е. в зоне с повышенной температурой воздуха, что снижает опасность замерзания конденсата в зоне охладителя.
Рис. 13.11. Схема воздушного охлаждения конденсатора.
1 — паропровод, 2 — трубопровод паровоздушной смеси, 3 — модуль, 4 — каркас секции, 5 — трубопровод отвода конденсата, 6 — вентиляторная установка, 7 — опорная конструкция
Принятая конструкция воздушного конденсатора планируется к поставке в виде отдельных сдвоенных модулей, вваренных в паровой коллектор, и элементов каркаса со сборкой их на месте эксплуатации.
Для поставок секций конденсатора по железной дороге разработан вариант компоновки на железнодорожной платформе. В отличие от схемы рис. 13.11, Здесь установлены вентиляторы вдвое меньшего диаметра, поверхность теплообмена работает не в условиях повышенного давления, а под разрежением, создаваемым вентиляторами. В этом случае обеспечивается более равномерная раздача воздуха по поверхности теплообмена, что улучшает характеристики конденсатора, но при этом несколько уменьшается массовая производительность вентилятора.
Вариант компоновки вагонного типа имеет заметное преимущество перед шатровым по условиям сборки, транспортировки и монтажа, однако он требует более разветвленной системы трубопроводов. Тем не менее, для паровых турбин небольшой мощности, устанавливаемых в районах Крайнего Севера с ограниченными сроками строительства, более перспективно использование вагонного варианта.
В качестве теплообменной поверхности в обоих случаях использованы стальные трубы диаметром 38x3 мм, имеющие продольно-радиальную накатку в виде треугольных выступов и впадин. На наружную поверхность труб навита L-образ-ная лента из алюминиевого сплава, образующая ребра высотой 15 мм, толщиной 0,4 мм и шагом 3 мм. Поперечный шаг трубного пучка — 70 мм, разбивка — по равностороннему треугольнику. Концы труб заделаны в трубные доски толщиной 35 мм, элементы конденсатора выполнены сварными с минимальным числом разъемов, что обеспечивает герметичность разветвленной вакуумной системы.
На рис. 13.12 представлен пример схемы косвенного сухого охлаждения с пиковым охладителем.
Рис. 13.12. Схема косвенного сухого охлаждения конденсатора с пиковым охладителем (усл. обознач. см. текст)
Отработавший в турбине пар по трубопроводу 1 поступает в поверхностный конденсатор 2. Теплота конденсации воспринимается промежуточным теплоносителем и передается воздушной окружающей среде в двух воздушных теплообменниках 4 и 5, размещенных в вытяжной башне 3 и соединенных параллельно с помощью трубопроводов 6 и 7 и арматуры 8, 9. Охлажденный в башне 3 промежуточный теплоноситель по трубопроводу 10 возвращается в конденсатор 2.
Циркуляция промежуточного теплоносителя между конденсатором 2 и теплообменниками 4 и 5 обеспечивается насосом 77, установленным на трубопроводе 10. В период максимума электрической нагрузки для поддержания номинального противодавления на турбине открывается задвижка 12 и часть пара поступает в поверхностный пиковый охладитель 13.
Охлаждение и конденсация пара в охладителе 13 обеспечиваются холодным теплоносителем, накопленным в нижней части емкости 14. Нагретый в охладителе 13 теплоноситель по трубопроводу 75 возвращается в верхнюю часть емкости 14.
В период провала электрической нагрузки горячий теплоноситель из емкости 14 по трубопроводу 16 поступает в водо-водяной теплообменник 17; теплообменник 5 при помощи арматуры 8 и 9 отключается от теплообменника 4 и охлаждение горячего теплоносителя в теплообменнике 7 7 обеспечивается промежуточным теплоносителем, хранящимся в баке 18 и циркулирующим между теплообменниками 77 и 5 при помощи насоса 19.
13.2.2.	Применение вертикальных модульных конденсаторов
Вертикальная трубка в сравнении с горизонтальной с точки зрения теории теплообмена имеет более низкий коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенке. Однако общая эффективность развитого трубного пучка определяется конкретными условиями тепло- и массообмена в различных его зонах, которые, в свою очередь, зависят от большого числа факторов и параметров.
Вертикальный трубный пучок конденсатора по сравнению с горизонтальным в общем случае имеет как преимущества, так и недостатки. К преимуществам можно отнести, например, упрощение компоновки турбоустановки в целом (возможность применения модульных блоков), а также ряд эксплуатационных удобств; к недостаткам — возможность более сильного переохлаждения конденсата и ухудшения его деаэрации.
В США в 20—30-х годах XX века было построено двенадцать турбоагрегатов мощностью от 15 до 208 МВт с вертикально расположенными конденсаторами. Применение таких конденсаторов было обусловлено желанием проектировщиков уменьшить площадь машинного зала по сравнению с горизонтальным вариантом конденсаторов.
Рядом отечественных турбинных заводов была предпринята проработка вариантов применения вертикальных конденсаторов. Возвращение к такому варианту расположения конденсаторов определялась прежде всего трудностями, возникающими при компоновке турбоагрегатов большой единичной мощности (с большой поверхностью теплообмена). Наиболее перспективна в этом направлении разработка ХТЗ (совместно с рядом организаций) конструкции вертикальных модуль-
ных конденсаторов для низкооборотной турбины АЭС мощностью примерно 2 000 МВт.
Конструктивная схема одного блока-модуля представлена на рис. 13.13. Жесткость блока обеспечивается наружной обшивкой, скрепляющей трубные доски и промежуточные перегородки (с паровой стороны) с одной из боковых сторон, а также с тыльной стороны пучка. С двух других сторон (фронтальной и боковой) перегородки скреплены при помощи стержней. Конденсатор состоит из трех транспортабельных блоков, которые соединяются между собой на монтаже при помощи сварки.
Рис. 13.13. Конструктивная схема одного блока-модуля вертикального конденсатора
Конденсатор двухходовой — подвод и слив охлаждающей воды осуществляются в нижней водяной камере, разделенной перегородкой на два отсека. В промежуточных перегородках выполнены окна для выравнивания давления пара по высоте пучка. По периметру окон предусмотрена приварка буртиков, которые служат для предотвращения слива конденсата на нижележащие уровни. Конденсат отводится к задней стенке и сбрасывается вниз по каналам, проложенным вдоль нее, и далее по специальному коробу отводится в деаэрационное устройство, расположенное в нижней части (под водяной камерой).
В каждом блоке-модуле размещены четыре трубных пучка (рис. 13.14), имеющих собственные воздухоохладители, что улучшает условия отвода неконденсирующихся газов.
Рис. 13.14. Компоновка трубного пучка вертикального конденсатора (половина блока-модуля)
2000
Одной из конструктивных особенностей данного конденсатора является система удаления конденсата. Конденсат, образующийся на трубках, стекает по ним вниз и улавливается промежуточными перегородками. Чтобы избежать попадания конденсата на поверхность трубок нижележащих отсеков, перегородки или весь корпус устанавливаются с некоторым уклоном (примерно 5:1000), обеспечивающим отвод конденсата к задней стенке корпуса, вдоль которой по специальным каналам он опускается вниз и выводится за пределы парового пространства конденсатора.
Предлагаемая конструктивная схема выполнения и расположения вертикального конденсатора, по мнению разработчиков, обеспечит следующие преимущества:
•	возможность размещения необходимой поверхности охлаждения конденсатора при ограниченных осевых габаритах ЦНД;
•	выемку трубок конденсатора вверх, что исключает необходимость резервирования площади машинного зала для этих целей и облегчает размещение оборудования в непосредственной близости от турбины;
•	возможность компоновки поверхности охлаждения конденсатора из блоков-модулей, изготовленных в условиях специализированного производства, что
•	позволит сократить сроки и трудоемкость монтажных и ремонтных работ на электростанции;
• равномерный подвод пара к трубным пучкам конденсатора.
13.2.3.	Аппараты системы регенерации
Подогреватели высокого давления. Все серийные отечественные турбоустановки, созданные в течение последних тридцати лет, комплектуются только вертикальными ПВД спирально-коллекторного типа (см.гл.3). Аппараты этой конструкции достаточно технологичны в производстве, обладают хорошей ремонтопригодностью, достаточной надежностью в эксплуатации; показатели их тепловой эффективности в основном удовлетворяют условиям работы в тепловых схемах соответствующих турбоустановок мощностью до 300 МВт.
К принципиальным недостаткам аппаратов этого типа относятся высокое гидравлическое сопротивление трубных систем по стороне питательной воды и высокая удельная материалоемкость, ухудшение компактности с укрупнением подогревателей, технические трудности в создании особо крупных аппаратов для систем регенерации высокого давления турбоустановок мощностью более 300 МВт, ограничение допустимой скорости питательной воды в спиральных элементах ПВД — не более 2,0 ... 2,2 м/с.
Среди перспективных разработок, направленных на повышение эффективности работы ПВД, можно назвать следующие:
•	применение наклона змеевиков и дистанционирование трубных спиралей;
•	уменьшение диаметра труб, образующих поверхность теплообмена;
•	переход на ПВД камерного типа.
Применение в зонах конденсации пара ПВД наклона змеевиков (рис. 13.15) позволяет увеличить тепловую эффективность за счет организации отвода с каждой спиральной трубы конденсатной пленки, улучшения условий омывания труб паром и более эффективного использования трубной поверхности.
Рис. 13.15. Конструктивная схема ПВД с наклонными двухплоскостными спиральными трубными элементами в зоне КП.
/ — корпус, 2 — входной коллектор, 3 — выходной коллектор, 4 — двухплоскостная спиральная труба, 5 — дистанционирующая планка, 6 - выходной коллектор; А — вход питательной воды, Б — выход питательной воды, В — вход греющего пара, Г — выход конденсата
904 _________________i<	_________________________
Наклон плоскостей навивки к центру аппарата в одном направлении с движением потока пара улучшает условия безотрывного стекания конденсатной пленки до нижних зон отрыва. Спутное движение пара и конденсатной пленки позволяет уменьшить требуемую величину угла наклона, оптимальное значение которого для условий эксплуатации ПВД составляет около 10°. При этом рост коэффициента теплопередачи в зоне КП составляет 9... 10 %. Для уменьшения влияния натекания конденсата на нижележащие трубы и перекрытия вследствие этого сечения для прохода пара рекомендуется поддерживать зазоры между змеевиками не менее 7 мм.
Переход на формирование поверхностей теплообмена ПВД из труб меньшего диаметра (22x3,5 мм) из стали Ст20 вместо труб диаметром 32x4,5 мм из того же материала позволил, например, увеличить тепловую нагрузку группы ПВ-550-230 турбоустановки Т-100/120-130 Таллинской ТЭЦ-2 (по сравнению с замещенной группой ПВ-425-230) на 12 %.
Массогабаритные показатели ПВД турбоустановок мощностью более 300 МВт практически приблизились к предельным значениям. С укрупнением подогревателей в каждом аппарате существенно возрастает число плохо контролируемых сварных швов в узлах приварки концов спиральных трубных элементов к коллекторам увеличивается гидравлическое сопротивление трубной системы по стороне питательной воды, появляются принципиальные трудности в обеспечении безопасного с точки зрения эрозионно-механических повреждений уровня средних скоростей воды в раздающих коллекторах.
В зарубежной практике широкое распространение получили спирально-коллекторные и камерные ПВД (конструктивная схема такого аппарата представлена на рис. 3.19). Подогреватели первой группы применяются в схемах турбоустановок АЭС и ТЭС с начальными параметрами параде 13 МПа ПВД камерного типа имеют в 5 раз меньшее гидравлическое сопротивление, они менее металлоемки и более компактны, чем традиционные ПВД спирального типа. Так, например, коллекторно-спиральные ПВД турбоустановки 200 МВт в 1,5 раза больше камерных соответствующей мощности и на 2 м выше.
По мнению разработчиков, по соображениям компактности предпочтение следует отдавать вертикальной конструкции камерных ПВД с нижним расположением водяной камеры. Однако горизонтальные камерные ПВД имеют ряд преимуществ перед вертикальными. Тепловая эффективность горизонтально расположенного пучка трубок в условиях поперечного омывания с организованным отводом конденсата выше, чем у вертикального; лучше компонуются охладитель пара и охладитель дренажа с точки зрения обеспечения их паровой и водяной герметичности. Дополнительный эффект можно получить за счет применения в подогревателях камерного типа труб малого диаметра с меньшей толщиной стенки (16x2 мм вместо 32x5 мм или 32x4 мм).
Головными образцами ПВД камерного типа будут аппараты ПВД-К-2550-12-3,2-ША и ПВД-К-2550-12-3,2-1УА (поверхность теплообмена 2550 м2) для т^рбоустановок К-800-130, К-1000-60/1500 и К-1000-60/3000. Они заменят подогреватели спирально-коллекторного типа ПВ-2500-97-10А, ПВ-2500-97-18А, ПВ-2500-97-28А.
В табл. 13.4 приведены сравнительные характеристики ПВД спирально-коллекторного и камерного типов, схемы которых представлены на рис. 13.16 для турбоустановок К-800-240-5 и К-1000-60/1500.
Характеристика	Тип турбины	
	К-800-240-5	К-1000-60/1500
Число параллельных ниток ПВД в схеме турбины Расход питательной воды, т/ч Полная высота Н, мм Диаметр корпуса Du, мм Компактность, м2/м3 Примерная сухая масса одного ПВД, т	2/2 1700/1700 11200/10000 2800/2200 (38...40)/47 175/150	2/2 3250/3200 14000/11000 3200/2800 (26...28)/50 175/125
Примечание. В числителе приведена характеристика ПВД спирально-коллекторного, в знаменателе — камерного типа.		
Табл. 13.4. Техническая характеристика ПВД для турбин К-800-240-5 и К-1000-60/1500
Экономия металла от перехода на ПВД камерного типа только по одному блоку 1000 МВт составляет примерно 200 т.
Кожухотрубным подогревателям низкого давления, установленным в схемах работающих ПТУ, присущи некоторые конструктивные недостатки:
•	завоздушивание вакуумных ПНД и работа их с высокими недогревами воды;
•	перетоки конденсата в водяных камерах между ходами воды, в основном в местах прохода анкерных болтов через горизонтальные перегородки водяных камер;
•	протечки основного конденсата через уплотнения на днище крышки водяной камеры из-заразности температурных удлинений анкерных связей и обечайки корпуса;
•	повреждение трубок в вальцованном соединении трубок и трубной доски, истирание их в промежуточных перегородках при соударениях между собой, а также с кожухом пароохладителя;
•	неполное удаление неконденсирующихся газов из ПНД при существующих схемах омывания паром трубного пучка и отвода газов;
•	низкая надежность пароохладителей ПНД из-за высоких скоростей и неравномерности потока пара;
•	отсутствие возможности дренирования трубного пучка ПНД из-за применения U-образных трубок;
•	низкая ремонтопригодность.
Рис. 13.16. Схемы подогревателей высокого давления спиральноколлекторного (а) и камерного (б) типов.
1 — корпус, 2 — трубная система из U- или П-образных труб, 3 — зона охлаждения конденсата, 4 — вварная трубная доска, 5, 10 — лазы, 6 — водяная камера, 7 — опора, 8 — коллекторы и плоские спиральные змеевики трубной системы, 9 — нижняя крышка; А,Б— вход и выход питательной воды, В —- ввод пара, Г— отвод конденсата греющего пара

Очевидно, что дальнейшее совершенствование конструкций и технического уровня подогревателей низкого давления будет происходить путем повышения их надежности, компактности и степени унификации при одновременном снижении металлоемкости.
Работы по совершенствованию поверхностных ПНД для регенеративных схем турбоустановок проводились ЦКТИ совместно с Саратовским заводом энергетического машиностроения для серии аппаратов ПН-350 турбин К-200-130, которые предназначались вместо недостаточно эффективных и надежных подогревателей типа ПН-300-16-7. В аппаратах ПН-350-16-7 впервые был применен ряд принципиально новых конструктивных решений: полностью изменен узел паровпуска,
сведены к минимуму холостые протечки пара в трубном пучке, введена эффективная система сбора и отвода с поверхности теплообмена конденсата греющего пара; применена новая схема удаления воздуха из корпусов, обеспечена вибронадежность трубного пучка; изменена конструкция анкерных связей и т.д. Эти и другие решения получили дальнейшее развитие в конструкциях ПНД для турбоустановок К-300-240, К-500-240, К-750-65/300, К-800-240, К-1000-60/300 и К-1200-240.
Однако ряд отечественных поверхностных ПНД существенно уступают зарубежным образцам по массе и коэффициенту компактности, т.е. площади поверхности нагрева в единице объема корпуса аппарата. Улучшить эти показатели можно за счет более полного использования в процессе теплообмена скоростного эффекта потока конденсирующегося пара, повышения (при применении в пучках трубок из коррозионно-стойких сталей) скоростей воды в трубках с 2,2 до 3,0.. .3,5 м/с; исключения громоздких и материалоемких фланцевых разъемов большого диаметра на корпусах и водяных камерах; перехода в пучках на трубки с П-или U-образными гибами вместо прямых; замены в поверхности теплообмена гладких трубок на ПВТ; применения для корпусов, трубных досок, каркасных элементов и водяных камер вместо сталей 20, 20К и СтЗ сталей А32 и А36 (ГОСТ 5521-86), освоенных в судостроении и имеющих существенно более высокие механические свойства.
На рис. 13.17. показаны схемы конструктивного исполнения ряда узлов ПНД для турбин К-210-130, К-500-240, К-800-240, К-1000-60/300.
На рис. 13.18 дана принципиальная схема вертикального подогревателя, типичная для зарубежных фирм. Подогреватель имеет поверхность теплообмена 4 000 м2 и по параметрам близок к подогревателям типа ПН-3200-30-16 для турбоустановок мощностью 1 000 МВт, работающих в схеме с реактором ВВЭР-1 000. Корпус аппарата не имеет фланцевых разъемов, водяная камера расположена внизу, впуск пара осуществляется через три патрубка, на периферии трубного пучка имеется перфорированный щит, обеспечивающий равномерный подвод пара на большей части длины трубного пучка. В зоне охлаждения конденсата с помощью специальных перегородок организовано движение конденсата в четыре хода.
На эффективность и надежность работы ПНД большое влияние оказывает орга-низация движения парового потока в трубном пучке и отсоса неконденсирующихся газов.
Рациональная организация траектории движения пара в трубном пучке должна способствовать повышению показателей эффективности и надежности работы аппарата путем улучшения условий обтекания трубок, выравнивания поля скоростей пара и снижения парового сопротивления аппаратов, уменьшения динамического воздействия парового потока на трубки пучка и снижения уровня напряжений в них. Эффективная схема удаления неконденсирующихся газов позволяет не только поддерживать высокий уровень теплообмена в аппарате, но и существенно уменьшить коррозию его внутренних частей, улучшить дегазацию и снизить переохлаждение конденсата, а также предотвратить попадание окислов меди и железа в тракт питательной воды. При разработке конкретных мероприятий, направленных на решение этих задач, необходимо учитывать особенности конструкций аппаратов, параметры их работы и место в схеме ПТУ.
Рис. 13.17. Конструктивные схемы поверхностных подогревателей низкого давления для турбоустановок К-210-130 (о), К-800-240 (6) и К-1000-60/3000 (в).
а — подогреватель типа ПН-350-16-7 III; 1 — анкерные связи водяной камеры, 2 — водяная камера, 3 — трубная доска, 4 — корпус, 5 — трубная система, 6 — кожух, 7 — гидрозатвор, 8 — зона смешивающего воздухоохладителя, 9 — кольцевая перфорированная труба воздухоотсасывающего устройства, 10 — окно в кожухе 6 для входа пара в трубный пучок, 11 — шпилька, 12 — фланец водяной камеры, 13 — фланец корпуса, 14 — гайка, 75, 16 — прокладки; А,Б — патрубки питательной воды, В — ввод конденсата греющего пара из другого подогревателя, Г— отвод конденсата греющего пара, Ц— отвод паровоздушной смеси, Е — ввод пара, н.у.в. — нижний уровень воды;
б— подогреватель ПН-1900-32-6-1; 1 —лаз, 2 — водяная камера, 3 — вварная трубная доска, 4 — переходная обечайка корпуса, 5, 7 — фланцы корпуса, б — мембранное уплотнение, 8 — трубная система, 9 — корпус, 10 — опорная лапа; А,Б,В,Г— то же, что на рис. 13.17,о;
в — подогреватель ПН-3200-30-16-ПА; 1 — крышка корпуса с фланцем и лазом, 2 — верхняя водяная камера с фланцем и лазом, 3, 10 — мембранные уплотнения, 4 — верхний фланец корпуса, 5 —- верхняя трубная доска, 6 — трубная система, 7 — нижняя трубная доска, 8 — корпус, 9 — фланец специальный, 11 — фланец нижней водяной камеры
В настоящее время разработано и опробовано большое количество конструкций аппаратов с разнообразными схемами движения парового потока и отсоса неконденсирующихся газов из трубных пучков аппаратов.
Ниже приводятся примеры конкретных технических решений вышеупомянутых проблем. Для уменьшения парового сопротивления вакуумных ПНД-1 (ПН-400-1 блоков 300 МВт и ПН-800-29-7 блоков 500 МВт) на входе пара в подогреватель удалены пароотбойные щиты. В ПНД-2 и ПНД-3 на турбинах К-300-240 ЛМЗ иароотбойные щиты реконструированы, как показано на рис. 13.19. Здесь подвод пара выполнен рассредоточенным путем установки дополнительного пароотбойного щита и выполнения прорезей в обоих щитах таким образом, чтобы струи
Рис. 13.18. Принципиальная схема подогревателя без фланцевых разъемов (F = 4 000 м2).
1 — корпус, 2 — трубная система, 3 — переходный участок корпуса, 4 — опора, 5 — зона охлаждения конденсата греющего пара, 6 — вварная трубная доска, 7 — лаз, 8 — перегородка, 9 — водяная камера, 10 — нижняя часть корпуса, 11 — пароотбойный щит; А, Б — выход и вход питательной воды, В — ввод пара, Г— ввод конденсата греющего пара из другого подогревателя, Ц — отвод конденсата греющего пара
Рис. 13 19 Реконструкция пароотбойных щитков в подогревателях низкого давления.
а — ПНД-1 с удаленными пароотбойными щитками, б — ПНД-2 с установленными перфорированными пароотбойными щитками, в — реконструкция пароотбойных щитков;
1 — существующий пароотбойный щит, 2 — дополнительный пароотбойный щит, 3 — прорезь
пара изменяли направление своего движения на 90°. После реконструкции повреждаемость аппаратов уменьшилась в 3...4 раза.
Для эффективной работы вакуумных ПНД важен также выбор системы отвода неконденсирующихся газов из корпуса подогревателя. У вакуумных ПНД блоков мощностью 300 и 500 МВт выполнены раздельные для ПНД-1 и ПНД-2 отсосы газов в конденсатор. Для отсоса газов установлены дополнительные наружные или внутренние кольцевые коллекторы.
Специалистами ОРГРЭС и УГТУ была разработана и осуществлена реконструкция ряда вертикальных пароводяных теплообменников с принципиальным изменением схемы движения парогазовой смеси и системы отсоса неконденсирующихся газов. В этих теплообменниках (рис. 13.20) схема омывания паром трубного пучка изменяется следующим образом: весь пар с малой концентрацией агрессивных газов с помощью специального пароотбойного щита 1 и вертикальных перегородок 2 направляется в нижнюю часть трубного пучка, в зону наибольшего количества конденсата; затем пар двигается снизу вверх противотоком стекающему конденсату, а отсос неконденсирующихся газов осуществляется из самой верхней части пучка. Патрубок отсоса газов 3 перенесен вверх — под верхнюю трубную доску. По пути восходящего потока пара и его конденсации концентрация неконденсирующихся газов увеличивается. В верхней части пучка, в зоне отсоса газов, их концентрация достигает наибольшей величины.
Обеспечение противоточного принципа движения пара и конденсата позволяет добиться более высокого нагрева конденсата и его дегазации на большой части поверхности трубного пучка. Таким образом, значительная часть поверхности труб
а — до модернизации, б — после модернизации;/— пароотбойный щит, 2 — вертикальные перегородки, 3 — патрубок отвода газов
ного пучка и корпуса теплообменника при новой схеме движения пара омывается конденсатом, значительно менее зараженным свободной углекислотой, что снижает коррозию внутренних элементов и предотвращает вынос железа и меди в питательную воду.
13.2.4. Подогреватели сетевой воды
Как указывалось ранее, повышение эффективности работы подогревателей сетевой воды паровых турбин может быть достигнуто прежде всего за счет интенсификации теплообмена с паровой стороны аппаратов, так как именно паровая сторона часто является лимитирующей в процессе теплообмена (см.рис. 13.3).
Одним из наиболее перспективных способов повышения эффективности сетевых подогревателей является применение в них профильных витых трубок (ПВТ). Как показали результаты исследований, гарантированный эффект увеличения коэффициента теплопередачи на номинальном режиме работы в сетевых подогревателях с ПВТ при рационально выбранной геометрии трубок составляет20...40 %. Гидравлическое сопротивление аппаратов при этом увеличивается на 40...70 %.
Перспективные направления совершенствования конструкции сетевых подогревателей предусматривают устранение основных недостатков их конструкции, выявленных при эксплуатации аппаратов.
Для эффективной и надежной работы вертикальных подогревателей сетевой воды, как и для подогревателей низкого давления, большое значение имеет рациональная организация обтекания паром трубного пучка и удаления из парового пространства неконденсирующихся газов.
Хорошие результаты в этом направлении дает модернизация системы отвода газов, схема которой приводится на рис. 13.20. Сравнительными испытаниями установлено, что подобная модернизация трубных пучков вертикальных сетевых подогревателей при правильном выполнении внешней схемы отвода неконденсирующихся газов дает положительный эффект.
Другой вариант модернизации системы отвода неконденсирующихся газов из парового пространства вертикальных сетевых подогревателей предложен ЦКТИ и приводится на рис. 13.21. Для эффективного отвода коррозионных газов из корпуса подогревателя зона максимальной концентрации коррозионных газов располагается в зоне струйного каскада конденсата греющего пара, откуда и производится отвод неконденсирующихся газов через кольцевой коллектор.
Совершенствование конструкции подогревателей сетевой воды в целях повышения их надежности и эффективности предполагает использование новых технических решений и методов интенсификации как при модернизации существующих, так и при проектировании новых аппаратов.
ЦКТИ разработан головной образец вертикального подогревателя сетевой воды, спроектированного применительно к параметрам серийных аппаратов типа ПСВ-200-3-23 и ПСВ-200-14-23 и получившего маркировку ПСВ-300-14-23 (рис. 13.22).
С учетом того, что серийно выпускаемые подогреватели работают с повышенными величинами недогрева, в новой конструкции, наряду с увеличением в 1,5 раза площади поверхности теплообмена, были также применены технические ре-
Рис. 13.21. Схема модернизации системы отвода коррозионно-активных газов из корпусов подогревателей сетевой воды типа ПСВ
Рис. 13.22. Общий вид подогревателя ПСВ-300-14-23.
Б, Г— вход сетевой воды (при двух ходах сетевой воды в аппарате), В — выход сетевой воды, Д, И — отвод воздуха, Е—вход пара, Ж — вход конденсата греющего пара, К — отвод конденсата греющего пара, ПК—полу камера
шения, обеспечивающие снижение величины недогрева до 4...5 °C (т.е. примерно в 4 раза) и возможность глубокой деаэрации конденсата греющего пара. В конструкцию аппарата введен смешивающий охладитель воздуха, оптимизированы движение потока пара в пучке и скорости этого потока, а также величина паровооо сопротивления.
Трубная система подогревателя размещена в плотно охватывающем ее кожухе, который для входа пара непосредственно в трубный пучок имеет окно по всей высоте трубного пучка. Через каждую горизонтальную направляющую перегородку проходят все трубки поверхности теплообмена. В отсеках трубной системы, образованных двумя смежными горизонтальными перегородками или перегородкой и трубной доской, греющий пар поступает вначале на трубки четвертого хода, а затем последовательно омывает трубки, образующие поверхность третьего, второго и первого ходов воды в аппарате. Оптимальная величина скорости пара в отсеке поддерживается за счет установки между всеми горизонтальными перегородками вертикальных, расположенных под углом друг к другу. В вершине этого угла, вблизи вертикальной оси подогревателя, установлена центральная перфорированная труба для отвода воздуха, являющаяся одновременно элементом каркаса пучка. Кожух, горизонтальные и вертикальные перегородки создают для движения пара в межтрубном пространстве канал переменного сечения, в котором по мере уменьшения расхода пара за счет конденсации уменьшается и сечение для его прохода, что позволяет поддерживать скорость пара на уровне, близком к оптимальному.
Конденсат пара стекает с трубок поверхности теплообмена, расположенных между горизонтальными перегородками, и благодаря установке бортиков накапливается на нижней для каждого отсека горизонтальной перегородке. На каждой такой перегородке между центральной перфорированной трубой и трубным пучком первого хода имеется перфорация, через которую струями вытекает переохлажденный конденсат греющего пара. Пучки струй выполняют функцию смешивающего воздухоохладителя. Струи в каждом отсеке поступают на лоток и отводятся с его помощью в центральные отверстия, расположенные в каждой горизонтальной перегородке перед трубой отвода воздуха. Через эти отверстия конденсат поступает на нижнюю трубную доску и далее через гидрозатвор отводится в нижнюю часть корпуса подогревателя. Таким образом, паровоздушная смесь перед поступлением в центральную трубу отвода воздуха проходит через смешивающий воздухоохладитель, в котором за счет интенсивной конденсации пара существенно повышается концентрация воздуха в отсасываемой паровоздушной смеси, что и позволяет в итоге осуществить высокоэффективный отвод воздуха из корпуса подогревателя.
Деаэрация конденсата греющего пара производится в каждом отсеке, за исключением верхнего, для чего по периферии горизонтальных перегородок со стороны входа пара предусмотрены отверстия, через которые струями вытекает накапливающийся на перегородках конденсат. Струи конденсата нагреваются потоком пара, который перед этим прошел трубки поверхности теплообмена четвертого, третьего второго и частично первого ходов сетевой воды в аппарате. Выпар отводится через вертикальную перфорированную трубу, отделенную от трубок поверхности
Рис. 13.23. Схема унифицированного укрупненного вертикального подогревателя сетевой воды для турбоустановок мощностью 1000 МВт.
1 — крышка корпуса, 2 — крышка плавающей водяной камеры, 3 — корпус, 4 — кожух, 5 — трубная система, б — нижняя водяная камера, 7 — опора, 8, 9, 10 — лазы; Б — вход пара, В, Г— вход и выход сетевой воды, Ц— отвод конденсата греющего пара
теплообмена вертикальными листами, плотно соединенными с горизонтальными перегородками пучка и с этой трубой. Выход выпара из этой трубы, как и паровоздушной смеси из центральной перфорированной трубы, осуществлен через отверстия в верхней трубной доске.
Нагретый и деаэрированный конденсат в каждом отсеке поступает на лоток, а затем в периферийные отверстия горизонтальных перегородок и далее — на нижнюю трубную доску. Через гидрозатвор на нижней трубной доске конденсат направляется в нижнюю часть корпуса. Под нижней водяной камерой установлено второе деаэрирующее устройство. Конденсат греющего пара попадает в это устройство через зазор между корпусом и нижней водяной камерой и через канал, образованный внутренней стенкой корпуса и стаканом в полукамере. Нижнее днище полукамеры перфорировано, а в центральной части имеется отверстие для прохода греющего пара, используемого для деаэрации конденсата, вытекающего из отверстий днища полукамеры. Под неперфорированной частью днища полукамеры размещена кольцевая перфорированная труба отвода воздуха (выпара). На крышке верхней водяной камеры установлен дополнительный (кроме патрубков подвода и отвода сетевой воды) третий патрубок, что обеспечивает возможность изменения числа ходов сетевой воды и ее расхода.
Для крупных систем централизованного теплоснабжения, подключаемых к турбоустановкам АЭС, ЦКТИ разработан унифицированный укрупненный вертикальный подогреватель сетевой воды, конструктивная схема которого представлена на рис. 13.23. При проектировании этого сетевого подогревателя с поверхностью теплообмена 3700 м2 применены многие технические решения, использованные в конструкции подогревателя низкого давления типа ПН-3200-30-16. Подвод пара в корпус аппарата осуществляется двумя патрубками, а раздача пара производится через перфорированный кожух, охватывающий трубный пучок. Внутри пучка пар течет перекрестным током от периферии пучка к центру вдоль горизонтальных перегородок, разбивающих полную длину трубного пучка на 17 коротких пролетов.
13.2.5. Пластинчатые теплообменники энергоустановок
При одинаковых тепловых нагрузках пластинчатые теплообменные аппараты обладают большей компактностью и меньшей материалоемкостью по сравнению с трубчатыми. Поверхность теплообмена в пластинчатых теплообменниках образована из пакетов параллельных гофрированных пластин, подвешенных на верхней несущей раме и зафиксированных на нижней. На рис. 13.24 показано движение теплоносителей в пластинчатом теплообменнике.
Гофрирование поверхности приводит к интенсификации теплообмена за счет турбулизации потока в несколько (3... 5) раз и к увеличению поверхности теплообмена в пределах 12...25 %. Пластинчатые аппараты наиболее широко распространены для условий однофазного теплообмена при температурах ниже 150.. .250 °C. Пластины могут быть изготовлены из нержавеющей стали, титана, никеля и т.д. Толщина пластин выбирается из интервала 0,1 ...1 мм. Максимальный зазор между пластинами обычно равен 3...5 мм, а минимальный — от 1,5 до 3 мм. Скорость
Рис. 13.24. Распределение потоков теплоносителей в пластинчатом теплообменнике {синим обозначена нагреваемая среда, красным — греющая среда)
жидкости при турбулентном режиме находится приблизительно в пределах 0,2 ...3 м/с в зависимости от градиента давления. Глубина гофрирования изменяется от 3 до 5 мм. Гофрирование может выполняться двух- (ступенчатое) и трехмерным (шевронное гофрирование). Типы, параметры и основные размеры, а также требования безопасной эксплуатации пластинчатых теплообменников регламентирует ГОСТ 15518-87.
В табл. 13.5 в качестве примера приводятся некоторые общие технические характеристики разборных пластинчатых аппаратов производства фирмы «Альфа Лаваль».
Хотя почти все типы пластинчатых теплообменников спроектированы для однофазных сред, делаются попытки применения аппаратов этого типа и для условий конденсации, особенно при небольших температурных напорах и малых тепловых нагрузках.
Для аппаратов, работающих при низком давлении или под вакуумом, основное требование при проектировании заключается в точном определении перепада давления, поскольку потери давления могут существенно повлиять на температуру насыщения при конденсации.
Потери давления при конденсации в пластинчатом аппарате зависят не только от расхода теплоносителей, но и от распределения поля температур по пластине. Если нагреваемая жидкость движется противотоком пару, потери давления будут меньше, чем при прямоточном течении при одинаковом расходе, так как при прямотоке конденсация происходит в основном в верхней половине пластины, что ведет к снижению средней скорости пара.
Тип аппарата	Максимальные характеристики			
	Расход теплоносителей, кг/с	Поверхность теплоообмена, м2	Рабочая температура, °C	Рабочее давление, МПа
М3	3,8	3,9	130	1,0...!,6
М6М	15,0	38,0	150	1,0...2,5
мюв	50,0	105,0	150	1,0...2,5
М10М	50,0	62,0	150	1,0...2,5
М15В	80,0	295,0	150	1,0...2,5
M15F	80,0	390,0	150	1,0...2,5
МХ25В	250,0	940,0	150	1,0...2,5
мзо	500,0	1335,0	150	1,0...2,5
Табл. 13.5. Технические характеристики разборных пластинчатых теплообменников «Альфа Лаваль»
Преимуществом пластинчатых теплообменников по сравнению с кожухотрубными, как уже было сказано, являются их меньшие массогабаритные характеристики при одинаковой тепловой мощности. Однако надежность пластинчатых аппаратов существенно снижается при работе с большими разницами температур теплоносителей, а также при переменных режимах работы. Очистку поверхности пластин от отложений возможно производить только химическими промывками. Ремонтопригодность пластинчатых аппаратов, по мнению специалистов, ниже, чем у аппаратов с трубчатой поверхностью теплообмена.
13.3. Повышение вибрационной надежности аппаратов
Все способы, направленные на повышение вибронадежности теплообменных аппаратов, можно условно разделить на две группы. К первой относятся способы, реализуемые на действующих аппаратах (в условиях эксплуатации), а ко второй — реализуемые только в условиях завода-изготовителя теплообменников.
Рассмотрим подробно первую группу способов повышения вибронадежности.
Эту группу можно, в свою очередь, разбить на две подгруппы:
•	повышение вибронадежности трубных систем за счет изменения траектории движения потока пара в трубном пучке;
•	повышение вибронадежности за счет конструктивных мероприятий, направленных на повышение демпфирования трубных систем или их ужесточение.
К методам снижения аэродинамических сил возбуждения прежде всего относится установка на трубном пучке в зоне подвода пара сплошных или перфорированных пароотбойных щитов. Этот способ снижает воздействие высокоскорост
ного потока пара на периферийные трубки пучка, так как поток пара, попадая на пароотбойный щит, распределяется по периферийным зонам (зазорам) между корпусом и трубками и более равномерно омывает трубный пучок.
Главным недостатком этого способа является повышенное аэродинамическое сопротивление аппарата, а также низкая эффективность гашения входной скорости пара и образование застойных зон, ухудшающих тепловую эффективность аппарата. Тем не менее этот способ широко используется в конструкциях современных аппаратов.
Другой вариант снижения динамического воздействия потока пара — перекрытие трубного пучка в пролетах между перегородками специальными кожухами (в виде внутреннего корпуса) таким образом, что пар, поступая в зазоры между внутренним корпусом и кожухом аппарата, спускается в нижнюю часть аппарата и после этого, растекаясь, попадает в трубный пучок со значительно меньшими скоростями по сравнению со скоростью во входном патрубке. Основными недостатками такого метода являются повышение металлоемкости аппарата и увеличение аэродинамического сопротивления.
Еще один вариант — установка во входном патрубке специальных направляющих пластин, изменяющих направление потока пара и улучшающих его распределение по пучку. При этом пар входит в пучок под углом к его трубкам, что уменьшает динамическое воздействие пара на трубки.
Повышение вибронадежности трубных систем за счет конструктивных мероприятий, направленных на ужесточение трубок и на повышение демпфирования, может быть организовано несколькими способами. В качестве одного из них, в частности, используется следующий способ. Поскольку максимальное «ударное» воздействие потока пара оказывается на периферийные ряды трубок пучка, то эти ряды набираются из трубок более прочного материала и с большей толщиной стенки. Например, если трубный пучок изготовлен из латунных трубок диаметром 19x1 мм, то периферийные трубки устанавливаются из нержавеющей стали диаметром 19x1,5 мм или 19x2, т.е. с толщиной стенки 1,5 или 2 мм. Это повышает вибронадежность периферийных трубок за счет их более высокой жесткости и гашения скорости пара на этих трубках. Но при этом появляется один недостаток рассматриваемого способа, связанный с худшими тепловыми характеристиками периферийных трубок. Иногда вместо периферийных трубок устанавливаются просто стержни, которые играют роль выравнивающей решетки.
В качестве другого способа ужесточения пучков рассматривалась также установка в серединах пролетов различных клиньев. Установка деревянных клиньев на глубину двух-трех рядов трубок не дала существенных результатов, так как клинья недолго сохраняли свою жесткость; применение свинцовых клиньев более эффективно, но сопряжено с существенными затратами.
На одном из вертикальных сетевых подогревателей СУГРЭС произведено расклинивание трубок периферийного ряда в зоне промежуточных перегородок алюминиевыми полосами, которые с помощью специальных упоров и клиньев были деформированы и жестко защемили трубки в сечениях промежуточных перегоро-док^ Как показало обследование аппарата, данный узел работал неэффективно, что, по-видимому, связано с деформацией полосы и с ослаблением жесткости клиньев. Кроме того, данный способ достаточно трудоемок.
Учитывая недостатки рассмотренных способов вибрационной защиты трубок теплообменных аппаратов, в УГТУ был разработан и реализован на ряде аппаратов способ повышения вибронадежности за счет установки специальных демпфирующих поясов. Пояса представляют собой двухрядную металлическую ленточную обвязку смежных рядов трубок (рис. 13.25). В тех случаях, когда требуется повысить вибронадежность собранного пучка трубок, демпфирующие пояса устанавливаются на периферийные ряды трубок, наиболее подверженных вибрационным повреждениям. При перенабивке трубного пучка пояса могут быть установлены на все трубки аппарата. Как правило, пояса устанавливались в пролетах максимальной длины, а для аппаратов с U-образными трубками — также в области U-образного гиба. Достоинствами предложенного способа являются простота, незначительные трудоемкость и стоимость, малое, практически незначительное, дополнительное аэродинамическое сопротивление трубного пучка, высокая демпфирующая способность, возможность регулирования натяжения ленты при ревизиях аппарата. Практическое внедрение этого способа показало его высокую эффективность для повышения вибронадежности трубных пучков. Определение мест установки демпфирующих поясов должно выполняться на основе вибрационных расчетов для обеспечения достаточной отстройки частот собственных колебаний от кинематической частоты возбуждения 50 Гц.
Рис. 13.25. Схема крепления периферийных
трубок демпфирующим поясом.
/ — трубки, 2 — труба каркаса трубного
пучка, 3 — лента, 4 — зажим
Другим способом повышения вибронадежности трубных систем, апробированным на практике в условиях электростанций, является использование демпфирующих скреп. Они изготавливаются из таких же трубок, что и трубки теплообменной поверхности аппарата, методом профилированной штамповки (сплющива-
ние). Применение для скреп того же материала, что и материал теплообменных трубок, исключает возникновение в месте контакта электрохимической коррозии.
На рис. 13.26 представлен вариант схемы установки скреп на пучке в одном сечении. Скрепы изготавливаются определенной длины, как правило, такой, чтобы охватить пять — шесть периферийных рядов трубок, наиболее подверженных аэродинамической вибрации. Количество сечений, в которых устанавливаются скрепы, и место установки скреп в пролетах определяются на основе вибрационного расчета аналогично вышеописанному для демпфирующих поясов. Практическое внедрение данного способа на нескольких трубных пучках теплообменников позволило существенно повысить их вибронадежность.
Рис. 13.26. Демпфирующие скрепы и схема их установки в трубном пучке.
t — поперечный шаг, dn — наружный диаметр трубки
Для повышения вибронадежности трубных систем в аппаратах с П-образными трубками также широко используется установка специальных скреп на ригеле П-образного гиба. Скрепы представляют собой плоские планки, которые с помощью профилированных ленточных скоб (шаг профилирования в данном случае равен шагу установки трубок в пучке) закрепляются на ригеле П-образного гиба трубок, связывая тем самым отдельные трубки в пакеты. Число скреп может быть различным; оно зависит от длины ригеля, но обычно устанавливают не более трех скреп.
Кроме реализованных способов повышения вибронадежности трубных систем аппаратов, известны и другие перспективные разработки, которые можно разделить на две группы. К первой относятся способы изменения аэродинамических характеристик потока и его влияния на параметры колебаний трубок, а ко второй — способы повышения динамической нечувствительности трубок (трубных пучков) как чисто механических систем.
Как показывают исследования, применение различно профилированных трубок (в том числе и ПВТ) может служить одним из факторов, снижающих опасность чрезмерной вибрации трубок в теплообменных аппаратах. Объясняется это прежде всего тем, что неоднородность наружной поверхности профилированных трубок по сравнению с гладкими вызывает нарушение синхронизации срыва вихрей при обтекании потоком теплоносителя, что может существенно снижать уровень аэродинамических сил на трубках.
Для изменения структуры потока в межтрубном пространстве в ряде работ рекомендуется применять установку на трубки проволочных насадок, которые практически исключают сколько-нибудь существенные амплитуды колебаний трубок.
Большое влияние на вибрационные характеристики может оказывать также компоновка трубного пучка. Так, с точки зрения уменьшения вибрации более предпочтительной считается неравномерная разбивка пучка, в которой шаг между трубками на периферии больше, чем в глубине пучка. Благоприятно также сказывается частотная неоднородность трубок пучка. По данным ряда исследователей, считается, что неравенство частот собственных колебаний соседних трубок в пучке может полностью исключить такой механизм возбуждения колебаний, как аэрогид-роупругая неустойчивость, которая вызывает чрезмерно опасные колебания трубок.
Из способов, направленных на повышение демпфирования трубок, прежде всего можно отметить следующие:
•	необходимо по возможности отстройку собственных частот колебаний трубок производить в сторону повышения собственной частоты выше резонансной (отстройка «вверх») за счет использования большего числа промежуточных перегородок и уменьшения длины пролетов с I=(60... 90) • Jг(до I=(25.. .40) • rf;
•	следует стремиться реализовать в конструкции косое или продольное обтекание трубок; если конструктивно невозможно избежать участков с поперечным обтеканием трубок, то промежуточные перегородки на них должны быть расположены более часто.
Вопросы оптимизации системы расположения промежуточных перегородок в теплообменниках заслуживают особого внимания. Оптимальная расстановка перегородок на этапе проектирования аппарата может способствовать решению нескольких проблем: во-первых, обеспечить более равномерное и направленное омывание трубок рабочей средой в межтрубном пространстве; во-вторых, придать необходимую жесткость корпусу аппарата; в-третьих, произвести отстройку частот собственных колебаний трубных систем от возможных кинематических частот возбуждения. При этом для решения последней из указанных проблем используют различные системы расстановки перегородок, позволяющие отстраивать собственные частоты трубок как «вниз», так и «вверх» относительно кинематических частот возбуждения. Однако, поскольку при аэродинамическом возбуждении трубных систем не удается избежать режимов резонансных колебаний, в этом случае необходимо стремиться к такой расстановке перегородок, которая обеспечит минимальную резонансную чувствительность системы. В этих условиях для рационального проектирования необходимо располагать достаточно обширной информацией о динамических свойствах проектируемой системы в широком диапазоне изменения ее конструктивных параметров.
Предпочтение следует отдавать такому расположению перегородок, при котором длины пролетов выбирают неодинаковыми и некратными, что уменьшает взаимное влияние соседних пролетов друг на друга и тем самым снижает резонансную чувствительность трубных систем.
Также весьма важен фактор, влияющий на вибронадежность трубных систем теплообменных аппаратов, закладываемую на этапе проектирования, -рационалъ-
ный выбор конструкции узла «трубка-перегородка». При использовании традиционных конструкций данного узла следует признать перспективным выполнение галтелей в отверстиях перегородок и реализацию смещения перегородок от соосного с трубкой положения. Последнее решение может оказаться наиболее полезным для вертикальных аппаратов. Несомненно, перспективными нужно признать нетрадиционные варианты выполнения промежуточных перегородок, которые позволяют либо ужесточить трубную систему, либо существенно повысить ее демпфирующую способность. На рис. 13.27 в качестве примера представлены два возможных варианта конструктивного выполнения узла «трубка-перегородка». В первом случае (рис. 13.27, а) реализуется жесткая фиксация трубки плоскими прорезными пластинами, собранными с ромбическими ячейками. Такая конструкция повышает жесткость трубной системы, но ее конструкционное демпфирование, по-видимому, весьма незначительно. Во втором варианте перегородка может быть выполнена из перфорированных пластин, причем вокруг отверстий выполнены специальные кольцевые канавки (на рис. 13.27, б показаны три варианта выполнения канавок), которые позволяют реализовать для трубки упругодемпферное опирание. Такая конструкция обладает более высоким уровнем демпфирования, что снижает резонансную чувствительность трубной системы в целом.
Обобщая весь комплекс проведенных исследований, можно сформулировать ряд рекомендаций по выбору конструкции узла «трубка-перегородка». Для трубных систем теплообменников с гладкими и профильными трубками следует применять промежуточные перегородки с относительной толщиной b/dn = 0,8... 1,0. Величина относительного зазора между трубкой и перегородкой для гладкотрубных систем рекомендуется A/rf = 0,011...0,016; для аппаратов с ПВТ целесообразно применять возможно меньший диаметральный зазор. Перегородки желательно
а
Рис 13.27. Конструкция промежуточных опорных перегородок.
а — жесткая фиксация трубки, б — упругодемпферное опирание
А-А (повернуто)
устанавливать со смещением от соосного с трубкой положения таким образом, чтобы уровень контактного давления трубки на перегородку не превышал 10 МПа.
Известен еще ряд других вариантов конструктивного выполнения данного узла, решающих задачи повышения надежности трубных пучков теплообменных аппаратов. Но их внедрение чаще всего сдерживается либо более высокой трудоемкостью реализации, либо нежеланием производственников существенно менять традиционную технологию изготовления теплообменников.
Анализируя зарубежный опыт повышения вибронадежности трубных пучков, можно отметить, что там используются в основном способы, аналогичные вышеописанным и применяемым в отечественных конструкциях. Отличие заключается чаще всего в том, что для разного рода поясов и скреп используются различные пластмассы и полимерные материалы, обладающие более высокими демпфирующими характеристиками и не усугубляющие коррозионную стойкость таких соединений.
13.4. Перспективные поверхности теплообмена
Наиболее исследованными и прошедшими промышленную апробацию в серийных теплообменных аппаратах в настоящее время являются трубки с искусственной шероховатостью (см.разд. 1.10.4). Обычно к дискретно-шероховатым относят трубки и каналы с различного рода выступами на внешней и внутренней поверхности: с кольцевой (ПКТ, см. рис.13.28)[67], спиральной (ПВТ, см. рис. 1.21) или продольной накаткой (ППТ, см. рис. 13.29). Внутренняя поверхность трубок с накаткой при толщине стенки до 1,5 мм эквидистантна наружной и представляет собой дискретное чередование выступов и впадин.
Рис. 13.28. Профильная кольцевая трубка
Рис. 13.29. Продольно-профилированные трубки.
а—профилирование на гладкой оправке, б— профилирование на профильной оправке; d = 16...25 мм
Интенсификация теплообмена при применении поверхностей теплообмена, образованных из профилированных трубок, обладает рядом преимуществ:
•	теплообмен улучшается как с внутренней, так и с наружной стороны поверхности;
•	технология накатки достаточно проста;
•	при использовании профилированных трубок, как правило, не требуется изменения существующей технологии сборки кожухотрубных теплообменников.
Интенсификация теплообмена с наружной стороны определяется изменением гидродинамики течения теплоносителя на профилированной поверхности трубки. Интенсификация с внутренней стороны также определяется гидродинамикой потока — нарушением упорядоченного течения жидкости в вязком подслое за счет его турбулизации и закрутки [67]. Гидравлическое сопротивление профилированных трубок при этом выше, чем у гладких трубок, что требует соответствующего увеличения мощности на прокачку теплоносителя через них.
На рис.13.30—13.31 в качестве примера представлены расчетные и осреднен-ные опытные данные по эффективности применения ПВТ в подогревателях низкого давления ПТУ на номинальном и переменном режимах работы. Наблюдения эксплуатационного персонала станций, где установлены аппараты с ПВТ, подтверждают результаты промышленных испытаний.
Рис. 13.31. Увеличение гидродинамического сопротивления ПНД-3 турбины К-100-90 (ТГ № 6 ВТГРЭС) с ПВТ по сравнению с гладкотрубным аппаратом
Рис. 13.30. Увеличение коэффициента теплопередачи в ПНД-3 турбины К-100-90 (ТГ № 6 ВТГРЭС) с ПВТ по сравнению с гладкотрубным аппаратом
Применение вертикальных продольно-профилированных трубок (см. рис. 13.29) позволяет существенно (до 3,5 раз) повысить коэффициент теплоотдачи со стороны конденсирующегося пара, что объясняется действием на пленку конденсата сил поверхностного натяжения на профилированной криволинейной поверхности трубки. Под действием возникающего градиента давления пленка на выступах утоняется, стягиваясь во впадины, по которым и отводится. На выступах трубки происходит более интенсивная конденсация пара, а теплообмен фактически лимитируется «толстой» ламинарной пленкой конденсата, стекающей по впадинам. Дальнейшая интенсификация теплообмена при конденсации пара на рассматрива-
емых трубках была достигнута путем воздействия на пленку конденсата именно в этой зоне за счет дополнительного профилирования ППТ накаткой в виде винтовой линии, профиль которой проявляется как на наружной, так и на внутренней поверхности трубки (рис. 13.32).	*
Как показали проведенные опыты, увеличение коэффициента теплопередачи для трубки двойного профиля (ТДП) по сравнению с продольно-профилированной трубкой (ППТ) во всем диапазоне исследованных параметров составляет в среднем 45% (по отношению к гладкой трубке эффект интенсификации теплопередачи составляет в среднем 180%). Теплоотдача со стороны конденсирующегося пара на трубках двойного профиля в зависимости от удельной паровой нагрузки (плотности теплового потока) увеличивается на 80... 150%.
Полученный эффект интенсификации с паровой стороны объясняется, по-видимому, особой геометрией наружной поверхности трубки двойного профиля. При принятой технологии изготовления рассматриваемых трубок накатка винтовой канавки на трубку с продольными ребрами приводит к частичному смятию продольных ребер роликом и, как следствие, к вытеснению металла (его выдавливанию) в область продольных впадин. В связи с этим гидродинамика пленки конденсата на поверхности трубки двойного профиля существенно меняется.
В дополнение к приведенным данным можно сформулировать ряд практических рекомендаций по вопросам проектирования теплообменных аппаратов с ПВТ и другими профилированными трубками.
1.	В целях повышения надежности соединения ПВТ с трубными досками концы трубок длиной 150...200 мм (с учетом толщины трубной доски) должны оставаться гладкими, что обеспечит такую же надежность данного соединения, как и у гладких трубок.
2.	Для аппаратов с ПВТ с точки зрения минимальной резонансной чувствительности трубной системы наиболее предпочтительны промежуточные перегородки толщиной (0,8... 1,0) • dH с возможно меньшим диаметральным зазором между трубкой и перегородкой.
3.	Для повышения вибронадежности теплообменных аппаратов с ПВТ реко-
13.5	. Гидравлическая проницаемость промежуточных перегородок вертикальных теплообменных аппаратов мендуется смещать промежуточные перегородки от соосного с трубкой положения на величину, равную 1,5...2,5 диаметрального зазора между трубкой и перегородкой.
4.	Выбор системы расстановки промежуточных перегородок аппаратов с ПВТ рекомендуется осуществлять так же, как и для гладкотрубным аппаратов, но с обязательным учетом изменения вибрационных характеристик ПВТ.
5.	Выбор наиболее эффективных параметров профилирования трубок необходимо производить только на основе всестороннего технико-экономического анализа для всей энергетической установки в целом.
13.5. Гидравлическая проницаемость промежуточных перегородок вертикальных теплообменных аппаратов
Трубки в теплообменных аппаратах проходят через отверстия в промежуточных перегородках с технологическими зазорами, диаметральная величина которых, как правило, равняется А = 0,2...0,3 мм. Через такие зазоры возможны протечки теплоносителя, что приводит к увеличению толщины пленки на поверхности трубки за промежуточными перегородками, а также к снижению эффективности работы аппарата, что, однако, не учитывается известными методиками теплового расчета вертикальных аппаратов. Ниже представлены результаты экспериментального исследования проницаемости (пропускной способности) узла «трубка-перегородка» для гладких и профильных витых труб (ПВТ).
С учетом того, что все трубки вертикальных конденсирующих теплообменных аппаратов работают примерно в одинаковых условиях, исследование проводилось методом локального моделирования на одиночных трубках, как неподвижных, так и вибрирующих, что соответствует реальным условиям эксплуатации теплообменных аппаратов. Диапазон амплитудных значений динамической нагрузки (F = О...2,8 Н) и значение частоты колебаний трубок (30...70 Гц) выбраны на основании обобщения опытных данных по параметрам колебаний трубных систем аппаратов в условиях эксплуатации. Опыты проводились при трех вариантах взаимного расположения трубки и перегородки: с трубкой, отцентрованной относительно отверстия в промежуточной перегородке; при смещении трубки до касания перегородки; при перекосе перегородки до заклинивания трубки.
Исследование проводилось с латунными (Л68) трубками, номинальный наружный диаметр которых 19 мм. ПВТ имели трехзаходную накатку с шагом между соседними канавками 8 мм; глубина канавок 0,7 мм. Действительный наружный диаметр гладкой трубки составлял 18,90мм, а ПВТ — 18,74 мм.
Модуль промежуточной перегородки имел размеры, наиболее характерные для узла «трубка-перегородка» вертикальных конденсирующих аппаратов: толщина— 15 мм, диаметр отверстия — 19,20 мм. Уровень конденсата (Н) над перегородкой (модулем) поддерживался при фиксированных значениях— 10,20 и 35 мм. Влияние температуры конденсата исследовалось в диапазоне 26,..85°С.
На рис. 13.33 в качестве примера представлены результаты исследования, полученные для гладкой трубки в неподвижном и вибрирующем положениях. Гидрав-
Рис. 13.33. Гидравлическая проницаемость узла «гладкая трубка-перегородка»
1: t = 26°С, Н= 35 мм, f= 30 Гц; 2: / = 26°C, Н= 20 мм, f= 30 Гц; 3: /= 26°С, Н = 10 мм, f = 30 Гц; 4: / = 26°С, Н= 35 мм, f= 50 Гц; 5 : t = 26°С, Н = 35 мм, f= 70 Гц; 6: t = 58 °C, Н = 20 мм, f = 30 Гц; 7:/=58°С,Я=35 мм, f= 30 Гц; 8:/= 80°С, Н = 35 мм, f=3Q Гц
лическая проницаемость промежуточной перегородки при неподвижной отцентрованной гладкой трубке (F, = 0) существенно зависит от температуры конденсата и его уровня над перегородкой. Расход через зазор в этом случае возрастает с ростом температуры конденсата и с увеличением его уровня над перегородкой.
Сопоставление данных для неподвижной гладкой трубки показывает, что гидравлическая проницаемость исследуемого узла практически прямо пропорциональна величине уровня конденсата над перегородкой (т.е. величине гидростатического давления) и обратно пропорциональна коэффициенту динамической вязкости конденсата. Это соответствует закону Дарси для общего случая фильтрационного потока, проникающего через пористую среду под действием веса жидкости.
Исследования, проведенные при расцентрованном положении (промежуточная перегородка смещена до касания трубки) показали, что в этом случае пропускная способность зазора по отношению к данным для отцентрованной неподвижной трубки увеличивается на 70.. 100%. Это объясняется тем, что при смещении перегородки односторонний зазор увеличивается до 0,30 мм, а действие капиллярных эффектов уменьшается настолько, что в опытах наблюдается одностороннее струйное течение конденсата по поверхности трубки; при этом расход через зазор увеличивается.
Зависимость расхода от температуры конденсата и от величины гидростатического давления в этом случае аналогична подобной зависимости для отцентрованной трубки.
Опыты, проведенные в условиях перекоса перегородки до полного заклинивания в ней гладкой трубки, показали, что расход жидкости через зазор по отношению к данным для неподвижной отцентрованной трубки уменьшается на 100...120%, что объясняется, по нашему мнению, уменьшением площади проходного сечения в зазоре и повышенным влиянием капиллярных сил. Результаты, по-
лученные на перегородках, установленных с перекосом, позволяют рекомендовать к рассмотрению установку в теплообменных аппаратах наклонных перегородок, что также будет способствовать организации направленного отвода конденсата с перегородок и уменьшению износа вибрирующих трубок в отверстиях перегородок.
Наложение колебаний на отцентрованную гладкую трубку приводит к увеличению пропускной способности зазора по сравнению с неподвижной отцентрованной трубкой. Увеличение расхода существенно зависит от амплитудного значения динамической нагрузки (рис. 13.33).
При нагрузке до Fo = 0,6 Н пропускная способность растет незначительно, в диапазоне Fo = 0,6...2,0 Н наблюдается существенный прирост расхода конденсата через зазор, а далее, с увеличением F, прирост уменьшается; при температуре конденсата свыше 58°С и Fo > 2 Н пропускная способность узла стабилизируется. Такой характер изменения пропускной способности зазора можно объяснить следующим образом. Колеблющаяся с малой интенсивностью трубка (F < 0,6 Н; f= 30...70 Гц) не вызывает сколько-нибудь существенного изменения сил, обусловленных капиллярным эффектом, поэтому расход изменяется незначительно. Дальнейшее увеличение интенсивности колебания трубки приводит к тому, что за счет сочетания гидростатического давления от веса жидкости и динамических усилий, передаваемых от трубки к жидкости, происходит существенное увеличение пропускной способности зазора между трубкой и перегородкой.
Изменение пропускной способности узла «трубка-перегородка» на различных частотах возбуждения (линии 1, 4 и 5) показывает, что с увеличением частоты колебаний расход через зазор уменьшается. Очевидно, с повышением частоты колебаний трубки растет демпфирующая способность жидкостного зазора, т. е. колебания трубки с более высокими частотами гасятся более интенсивно, чем с низкими. Абсолютный уровень виброперемещений трубки в зазоре с ростом частоты колебаний уменьшается, что приводит к уменьшению динамических составляющих скорости жидкости в зазоре и, следовательно, к уменьшению расхода через зазор.
Как показали исследования, для варианта с неподвижной отцентрованной ПВТ характер влияния гидростатического давления и температуры конденсата на гидравлическую проницаемость данного узла такой же, как для гладкой трубки, т. е. чем выше уровень конденсата над перегородкой и его температура, тем больше расход конденсата через зазор. Для неподвижной ПВТ влияние расцентровки трубки проявляется намного слабее, чем для гладкой трубки. Так, смещение трубки до касания с перегородкой приводит к росту расхода конденсата через зазор не более чем на 15% по отношению к отцентрованной неподвижной ПВТ, а перекос перегородки до заклинивания трубки уменьшает расход на 10%.
Таким образом, смещение ПВТ до касания с перегородкой или перекос перегородки до заклинивания трубки оказывает существенно меньшее влияние на гидравлическую проницаемость узла «трубка-перегородка», чем на гидравлическую проницаемость перегородки с гладкой трубкой, что определяется размерами зазора между трубкой и отверстием в перегородке.
Колебания ПВТ либо незначительно изменяют, либо вообще не влияют на расход конденсата через зазор. Это свидетельствует о том, что гидравлическая про-
ницаемость узла «ПВТ-перегородка» при отцентрованной неподвижной трубке близка для данных условий к предельной.
Гидравлическая проницаемость узла «трубка-перегородка» для ПВТ существенно (от 3 до 10,5 раз) выше, чем для гладкой трубки. При этом практически для всех вариантов разница в пропускной способности между ПВТ и гладкой трубкой возрастает с уменьшением температуры жидкости, что определяется ростом коэффициента динамической вязкости жидкости.
Проведенное исследование показало, что полученные результаты необходимо учитывать как при конструировании вертикальных конденсирующих теплообменных аппаратов, так и при проведении их тепловых расчетов. Учет гидравлической проницаемости при проведении тепловых расчетов для ряда вертикальных аппаратов ПТУ выявил снижение коэффициента теплоотдачи с паровой стороны на 10...30% [57].
Исследование проницаемости промежуточных перегородок для турбинного масла применительно к маслоохладителям проводилось аналогично вышеописанному для конденсирующих аппаратов. Необходимо отметить, что общеизвестные физические закономерности течения жидкости через кольцевую щель в данном исследовании подтвердились. Расход масла через кольцевую щель увеличивается с ростом температуры масла и с увеличением перепада давления на щель. Пропускная способность для варианта с ПВТ существенно выше пропускной способности кольцевого зазора для гладкой трубки, причем эта разница составляет 27...45 раз. Такое отличие от пропускной способности для конденсата объясняется прежде всего большей вязкостью турбинного масла по сравнению с конденсатом. В связи с этим для проектирования и расчета маслоохладителей с трубными пучками из ПВТ необходимо при оценке их эффективности учитывать достаточно высокий уровень холостых протечек масла в кольцевых зазорах между трубками и отверстиями в промежуточных перегородках.
13.6. Комплексное обоснование мероприятий по совершенствованию теплообменных аппаратов турбоустановок
Совершенствование теплообменных аппаратов паротурбинных установок является одной из важных задач энергомашиностроения и энергетики. Ужесточение требований к массогабаритным характеристикам энергетического оборудования при одновременном росте тепловых нагрузок, скоростей рабочих сред и коррозионной активности воды, а также возможность загрязнения теплообменных поверхностей вынуждают разработчиков и изготовителей теплообменных аппаратов искать новые методы повышения их эффективности.
Проблема повышения эффективности и надежности теплообменников относится к задачам системного анализа. Сложность постановки данной задачи не позволяет решать ее точными методами, но требует комплексного учета большого количества разноплановых факторов. Так, например, идеальный материал для поверхности теплообмена аппаратов должен иметь высокие показатели теплопроводности и прочности, быть технологичным, коррозионно- и эрозионностойким, а также быть дешевым и доступным. Приведенный комплекс требований принципиально не может быть обеспечен полностью. Поэтому приходится искать разумный комп-
ромисс, наиболее целесообразный для конкретного аппарата и конкретных условий его эксплуатации.
На рис. 13.34 представлена блок-схема комплексного обоснования мероприятий по совершенствованию теплообменных аппаратов ПТУ. Предлагаемая комплексная схема включает в себя совокупность всех основных факторов, определяющих эффективность и надежность работы теплообменного аппарата, и может быть использована как при проектировании новых аппаратов, так и при модернизации аппаратов в условиях эксплуатации. Для упрощения анализа блок-схема разделена на характерные группы показателей, на основе которых и осуществляется оценка эффективности применения того или иного метода, а окончательное решение принимается на основе технико-экономического анализа, учитывающего совокупность всех перечисленных факторов. Исходными данными для анализа являются тип турбоустановки, тип теплообменного аппарата и его место в технологической схеме, параметры теплоносителей, характеристика материала трубок, а также различные ценовые показатели. При этом каждый теплообменный аппарат необходимо рассматривать не изолированно, а как органический элемент турбоустановки. Кроме того, существенное влияние могут оказывать нормативная характеристика конкретной турбины, стоимость топлива на конкретной станции и другие показатели.
Таким образом, обоснование мероприятий по совершенствованию теплообменных аппаратов необходимо проводить на основе комплексного технико-экономического анализа турбоустановки в целом.
ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ
Рис. 13.34. Блок-схема комплексного обоснования выбора метода совершенствования теплообменных аппаратов ПТУ
При модернизации теплообменного аппарата повышаются его показатели эффективности и (или) надежности, что, в конечном счете, приводит к улучшению показателей работы турбоустановки и экономии топлива на выработку тепловой и электрической энергии. Рассмотрим методику оценки эффективности модернизации одного из теплообменных аппаратов ПТУ в сравнении с базовым вариантом, представленным, например, в существующих конструкциях аппаратов и схемах их включения.
Основу оценки экономической эффективности модернизации теплообменных аппаратов составляет методика дисконтирования затрат, позволяющая привести будущие затраты к моменту оценки экономического эффекта. При этом рассматривается весь период жизненного цикла модернизированного аппарата — от разработки проекта до утилизации изделия.
В качестве критерия экономической эффективности принят динамический интегральный эффект (Эя), представляющий собой разность с нарастающим итогом дисконтированных за период жизненного цикла доходов (Д) и затрат (3):
эи =Е [Д, -(/Г, +я/+У1.)] (1+^)т-/,
1=0
где Д. — доход от реализации продукции за i-тый период;
К. — капитальные затраты на модернизацию в i-тый период;
— эксплуатационные издержки в i-тый период;
У. — затраты на утилизацию, вывод аппарата из эксплуатации;
т — момент приведения затрат;
q — коэффициент дисконтирования.
Расчет динамического интегрального эффекта позволяет оценить величину срока окупаемости затрат на модернизацию аппарата. Срок окупаемости инвестиционных (капитальных) затрат представляет собой количество лет, в течение которых доход от модернизации, за вычетом дополнительных (в сравнении с базовым вариантом) издержек, возмещает капитальные вложения.
В качестве примера рассмотрим задачу выбора оптимальных параметров профилирования ПВТ для ПСГ-1300-3-8-П турбины Т-50-130 ТМЗ. Применение ПВТ, с одной стороны, приводит к увеличению эффективности работы ПСГ, снижению недогрева сетевой воды до температуры насыщения греющего пара, а с другой — увеличивает гидравлическое сопротивление тракта сетевой воды. На рис. 13.35 представлена схема тракта сетевой воды для этой турбины.
Увеличение гидравлического сопротивления тракта определяется путем изменения сопротивления подогревателей сетевой воды. Особенностью схемы, представленной на рис. 13.35, является то, что давление напора сетевого насоса второй ступени не должно быть меньше кавитационного запаса для этого насоса (К, = 0,75 кгс/см2).
С учетом вышесказанного допустимое значение гидравлического сопротивления тракта &HAon не должно превышать 1,7 кгс/см2.
На рис. 13.36 представлены значения гидравлического сопротивления тракта сетевой воды для различных ее расходов в зависимости от параметров профилирования ПВТ.
Рис. 13.35. Схема тракта сетевой воды турбины Т-50-130 ТМЗ.
СН-1.СН-П—сетевые насосы первой (14-НДС) и второй (СЭ-1250-45) ступеней соответственно
Рис. 13.36. Гидравлическое сопротивление тракта сетевой воды в зависимости от параметров профилирования ПВТ
На рис. 13.37 приведены результаты расчетов изменения относительных коэффициентов теплопередачи (К*=КП№Т/К^, где Кпвт и Ка— коэффициенты теплопередачи для аппарата с ПВТ и гладкими трубками соответственно) и гидравлического сопротивления ПСГ (A//'=AH|1[t[ 1ЬНт, где АНПВТ и ДН^ — гидравлическое сопротивление аппарата с ПВТ и гладкими трубками соответственно). В качестве критерия, обосновывающего выбор параметров профилирования трубок, взято
Рис. 13.37. Изменение относительных коэффициентов теплопередачи и гидравлического сопротивления ПСГ
отношение ЫГ1К*. Как видно из рис.13.37, исследуемый критерий имеет оптимум в диапазоне значений параметра his— 0,06... 0,07, где h — глубина канавки ПВТ, у — шаг между соседними канавками ПВТ. Очевидно, что ПВТ с такими параметрами накатки профиля позволяют получить наибольший выигрыш в коэффициенте теплопередачи аппарата при наименьших затратах от увеличения мощности на прокачку теплоносителя.
Выбрав оптимальные параметры профилирования трубок, можно рассчитать финансовый эффект от проведенной модернизации.
13.7.	Контрольные вопросы
1.	Какие показатели характеризуют тепловую эффективность и термо-
динамическое совершенство теплообменного аппарата?
2.	С какой стороны целесообразно интенсифицировать теплообмен в аппарате — со стороны более высокого или более низкого коэффициента теплоотдачи?__________________________________________
3.	Какие показатели характеризуют надежность теплообменных аппаратов?_______________________________________________________
4.	Какова главная причина повреждений трубок поверхности теплообмена аппаратов?_______________________________________________
5.	Каковы основные направления совершенствования конструкций теплообменных аппаратов?________________________________________
6.	Чем отличаются друг от друга три основных типа систем охлаждения конденсаторов?_____________________________________________
7.	Какие известны схемы сухого охлаждения конденсаторов?
8.	Каковы преимущества и недостатки вертикальных конденсаторов?
9.	По каким направлениям осуществляется совершенствование конструкций ПВД?
10.	Каким образом рациональная организация отвода неконденсирующихся газов и движения пара в трубном пучке ПНД влияет на эффективность и надежность их работы?
11.	За счет чего пластинчатые теплообменники имеют более высокую интенсивность теплообмена по сравнению с кожухотрубными аппаратами?___________________________________________________
12.	Почему пластинчатые теплообменники не применяются для работы с конденсацией и в условиях вакуума?
13.	Какие показатели характеризуют вибрационную надежность трубной системы аппарата?_______________________________________
14.	Каким образом рациональная расстановка промежуточных перегородок может улучшить вибрационные характеристики трубок поверхности теплообмена?______________________________________
15.	Каков механизм влияния искусственной шероховатости на теплоотдачу?_____________________________________________________
16.	Как влияют холостые протечки теплоносителя на эффективность работы теплообменного аппарата?
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Исаченко В.П., Осипова В.А., Сукомел А.С. Теплопередача. М.: Энергоиз-дат, 1981.440 с.
2.	Вукалович М.П., Новиков И.И. Техническая термодинамика. М.: Энергия, 1968. 496 с.
3.	Трухний А.Д. Стационарные паровые турбины. М.: Энергоатомиздат, 1990. 640 с.
4.	Трояновский Г.Н., Филиппов Г.А., Булкин А.Е. Паровые и газовые турбины атомных электростанций. М.: Энергоатомиздат, 1985. 256 с.
5.	Паровые и газовые турбины: Учебник для ВУЗов / М.А. Трубилов, Г.В. Арсеньев, В.В. Фролов и др. Под ред. А.Г.Костюка, В.В. Фролова. М.: Энергоатомиздат, 1985.352с.
6.	Бененсон Е.И., Иоффе Л. С. Теплофикационные паровые турбины / Под ред. Д.П.Бузина. М.: Энергоатомиздат, 1986. 264 с.
7.	Стационарные газотурбинные установки. Справочник / Л.В.Арсеньев, В.Г. Тырышкин, И.А. Богов и др. Под ред. Л.В.Арсеньева и В.Г. Тырышки-на. Л.: Машиностроение, 1989. 543с.
8.	Ревзин Б.С., Ларионов И.Д. Газотурбинные установки с нагнетателями для транспортировки газа. Справочное пособие. М.: Недра, 1991. 303 с.
9.	Рыжкин В.Я. Тепловые электрические станции. М.: Энергоатомиздат, 1987. 328 с.
10.	Бродов Ю.М., Савельев Р.З. Конденсационные установки паровых турбин: Учебное пособие для вузов. М.: Энергоатомиздат, 1994. 288с
11.	Оликер И.И., Пермяков В.А. Термическая деаэрация воды на тепловых электростанциях. Л.: Энергия, 1971. 185 с.
12.	Правила и устройства безопасной эксплуатации сосудов, работающих под давлением (ПБ 10-115-96). М.: ПиООБТ, 1996. 242 с.
13.	РТМ 108.271.23-84. Расчет и проектирование поверхностных подогревателей высокого и низкого давления. М.: Изд. Мин-ва энергетического машиностроения, 1987. 215 с.
14.	Подогреватели высокого давления турбоустановок ТЭС и АЭС / В.М. Марушкин, С.С. Иващенко, А.Ф. Вакуленко и др. М.: Энергоатомиздат, 1985. 136 с.
15.	Назмеев Ю.Г., Лавыгин В.М. Теплообменные аппараты ТЭС. М.: Энергоатомиздат, 1998. 286 с.
16.	Берман С.С. Расчет теплообменных аппаратов турбоустановок. М.; Л.: Госэнергоиздат, 1962. 240 с.
17.	ГОСТ 14249-89. Сосуды и аппараты. Нормы и методы расчета на прочность. М.: Изд-во стандартов, 1989. 79 с.
18.	РТМ 24.030.33-75. Расчет на прочность основных несущих элементов подогревателей низкого и высокого давления для мощных энергоблоков. Л.: ЦКТИ, 1976. 54 с.
19.	РД 10 - 249 - 98. Нормы расчета на прочность стационарных котлов и трубопроводов пара и горячей воды. М.: Госгортехнадзор России, 1999. 175 с.
' 20. Мигай В.Г. Повышение эффективности современных теплообменников. Л.: Энергия, 1980. 144 с.
21.	Жукаускас А., Улинскас Р, Катинас В. Гидродинамика и вибрации обтекаемых пучков труб. Вильнюс: Мокслас, 1984. 312 с.
22.	ГОСТ 16860-88. Деаэраторы термические. Типы, основные параметры, приемка, методы контроля. М.: Изд-во стандартов, 1989. 7 с.
23.	Руководящие указания по проектированию термических деаэрационных установок питательной воды котлов. М.: Энергия, 1968. 113 с.
V 24. Шкловер Г.Г., Мильман О.О. Исследование и расчет конденсационных устройств паровых турбин. М.: Энергоатомиздат, 1985. 240 с.
25.	Руководящие указания по тепловому расчету поверхностных конденсаторов мощных турбин тепловых и атомных электростанций. М.: СПО Союз-техэнерго, 1982. 106 с.
26.	Коновалов Г.М., Канаев В.Д. Нормативные характеристики конденсационных установок паровых турбин типа К. М.: ЦНТИ, 1974. 40 с.
27.	Стерман Л.С., Лавыгин В.М.. Тишин С.Г. Тепловые и атомные электричес- V кие станции. М.: Изд-во МЭИ, 2000. 408 с.
28.	Теплообменное оборудование. Каталог. М.: НИИЭинформэнергомаш, 1977.
Ч. 2, 18-2-76. 193 с.
29.	Теплообменное оборудование паротурбинных установок: Отраслевой каталог. М.: НИИЭинформэнергомаш, 1984. 287 с.
30.	Смешивающие подогреватели паровых турбин. / В.Ф. Ермолов, В.А. Пермяков, Г.И. Ефимочкин и др. М.: Энергоиздат, 1982. 207 с.
31.	Правила технической эксплуатации электрических станций и сетей. 15-е изд. М.: Энергоатомиздат, 1996. 160 с.
32.	Соколов Е.Я. Теплофикация и тепловые сети. М.: Энергоиздат, 1982. 360 с.
33.	Казанский В.Н. Системы смазывания паровых турбин. М.: Энергоатомиздат, 1986. 150с.
34.	РТМ 108.020.126-80. Методика расчета и проектирования охладителей масла для систем маслоснабжения турбоустановок. Л.: ЦКТИ, 1982. 76с.
35.	Степанов О.А., Иванов В.А. Охлаждение масла на компрессорных станциях. Л.: Недра, 1982. 143с.
36.	Пермяков В.А., Левин Е.С.,ДивоваГВ. Теплообменники вязких жидкостей, применяемые на электростанциях. Л.: Энергоатомиздат, 1983. 175с.
- 37. Основы расчета и проектирования теплообменников воздушного охлаждения: Справочник / А.Н. Бессонный, Г.А. Дрейцер, В.Б. Кунтыш и др. Под ред. В.Б. Кунтыша и А.Н. Бессонного. СПб.: Недра, 1996. 512с.
38.	Вукалович М.П., Ривкин С.Л., Александров А.А. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара. М.: Изд-во стандартов, 1969. 408 с.
39.	Варгафтик Н.Б Справочник по теплофизическим свойствам газов и жидкостей. М.: Наука, 1972. 720 с.
 40. Теория и проектирование газотурбинных и комбинированных установок: Учебник для вузов / Ю.С.Елисеев, Э.А.Манушин, В.Е.Михальцев и др. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2000. 640 с.
41.	ГОСТ 20440-75. Установки газотурбинные. Методы испытаний. М.: Изд-во стандартов, 1975. 23 с.
42.	Правила технической эксплуатации компрессорных цехов с газотурбинным приводом. М.: Оргэнергогаз, 1975. 145 с.
43.	Уваров Б.В. Газовые турбины и газотурбинные установки. М.: Высш, шк., 1970. 320 с.
44.	Регенераторы для газоперекачивающих станций. Каталог. Подольск: Изд. Подольского машиностроительного завода, 1997. 4 с.
45.	Утилизация теплоты приводных газотурбинных установок / И.Л. Юращик, Л.Ф. Глущенко, А.С. Маторин, А.А. Бадамян. Киев: Тэхника, 1991. 220с.
46.	Сборник типовых эксплуатационных формуляров и инструкций по эксплуатации и техническому обслуживанию систем и оборудования компрессорных станций с газотурбинным приводом. Приложение к Правилам технической эксплуатации компрессорных цехов с ГТУ 4.1, 2. М.: Изд. Мин-ва газовой промышленности, 1976. 129с.
47.	Теплообменные аппараты из профильных листов / В.М. Антуфьев, Е.К Гусев, В.В. Ивахненко, Е.Ф. Кузнецов, Ю.А. Ламм. Л.: Энергия, 1972. 128 с.
48.	Бажан П.И., Каневец Г.М., Селиверстов В.М. Справочник пб теплообменным аппаратам. М.: Машиностроение, 1989. 366 с.
49.	Антуфьев В.М. Эффективность различных форм конвективных поверхностей нагрева. М.;Л.: Энергия, 1966. 184 с.
50.	Погодин С.И. Применение метода малых отклонений для расчета и анализа рабочего процесса транспортных газотурбинных двигателей. М.: ЦНИИ информации, 1971. 296 с.
51.	ГОСТ 24755-89. Сосуды и аппараты. Нормы и методы расчета на прочность укрепления отверстий. М.: Изд-во стандартов, 1989. 33 с.
52.	Расчет трубных досок теплообменных аппаратов на прочность: Руководящие указания. Л.: ОНТИ ЦКТИ, 1965. Вып.12. 22 с.
53.	РД 24.271.01-88. Методы оценки вибрационных характеристик трубные систем регенеративных подогревателей низкого давления и подогревателей сетевой воды. М.: Минтяжмаш СССР, 1988. 20 с.
54.	Лащинский А.А., Толчинский А.Р. Основы конструирования и расчет? химической аппаратуры: Справочник. М.;Л.: Машгиз, 1963. 468с.
55.	Домашнее А.Д. Конструирование и расчет химических аппаратов. М. Машгиз, 1961. 625с.
56.	Смирнов А.В., Юсупов Р.М. Технология параллельного проектирования основные принципы и проблемы внедрения // Автоматизаци? проектирования. 1997. № 2.
57.	Повышение эффективности и надежности теплообменных аппарате! паротурбинных установок: Учебное пособие / Ю.М. Бродов, К.Э. Аронсон Г.Д. Бухман и др. Екатеринбург: УГТУ, 1996. 298 с.
58.	Козаченко А. Н, Никишин В. И., Поршаков Б.П. Энергетика трубопроводной транспорта. М.: Изд-во «Нефть и газ» РГУ нефти и газа им. И.М.Губкина 2001. 400с.
59.	Котляр И.В. Переменный режим работы газотурбинных установок. М. Машгиз, 1961. 230с.
60.	Надежность и эффективность в технике: Справочник. Т.8: Эксплуатация и ремонт/Под ред. В.И. Кузнецова и Е.Ю. Барзиловича. М.: Машиностроение, 1990. 320 с
61.	ГОСТ 27.002-89. Надежность в технике. Основные понятия. Термины и определения. М.: Изд-во стандартов. 1990. 37 с.
62.	Концепция комплексной системы мониторинга оборудования энергоблока / Аронсон К.Э., Акифьева Н.Н., Бродов Ю.М. и др.//Теплоэнергетика. 2001. №2.
63.	Болотин В.В. Прогнозирование ресурса машин и конструкций. М.: Машиностроение, 1984. 312 с.
64.	Гольдин А. С. Вибрация роторных машин. М.: Машиностроение, 1999.344с.
65.	Нейлор К. Как построить свою экспертную систему. М.:Энергоатомиздат, 1991, 250 с.
66.	Бакластов А.М., Горбенко В.А., Удыма П.Г Проектирование, монтаж и эксплуатация тепломассообменных установок. М.: Энергоиздат, 1981.336с.
•> 67. Эффективные поверхности теплообмена / Э.К. Калинин, Г.А. Дрейцер, И.З. Копп, А.С. Мякочин. М.:Энергоиздат, 1998. 408с.
ГЛОССАРИЙ
Абсорбция — поглощение газов жидкостью, происходящее во всем объеме поглотителя.
Агрегатные состояния — состояния одного и того же вещества, отличающиеся характером теплового движения молекул или атомов. Различают три агрегатных состояния: газ, жидкость и твердое тело.
Адгезия — прилипание (слипание) разнородных твердых или жидких тел (фаз), соприкасающихся своими поверхностями.
Адсорбция — поглощение веществ из растворов или газов поверхностью твердого тела или жидкости.
Алгоритм — последовательность решения вычислительной или другой задачи, точно описывающая путь получения результата, однозначно определяемого исходными данными.
Анод — электрод, на котором происходит окисление, т.е. электроны поступают из раствора (расплава) в электрод.
Аппроксимация — приближенная замена одних математических объектов (чисел или функций) другими, более простыми, но близкими к исходным.
Байпас—ответвление основного канала, через которое осуществляется обвод потока (всего расхода или его части) мимо препятствия (арматуры, теплообменного аппарата и др.) с последующим возвращением в основной канал.
Барботаж (барботирование) — пропускание через жидкость газа или пара под давлением.
Бафтинг — случайное аэрогидроупругое возбуждение колебательной системы вследствие ее взаимодействия с турбулентными пульсациями набегающего потока. Вакуум — разность между барометрическим давлением и давлением теплоносителя (например пара) в аппарате.
Вибрация — механические колебания машин, механизмов или конструкций. Гидрофобность — неспособность вещества (материала) смачиваться водой. Гидрофильность — способность вещества смачиваться водой.
Глоссарий — собрание глосс, т.е. непонятных слов и выражений, с толкованием или переводом
Давление — физическая величина, характеризующая интенсивность нормальных (перпендикулярных к поверхности) сил, с которыми одно тело (среда) действует на поверхность другого тела (среды).
Деаэрация — удаление из жидкости растворенных в ней газов.
Деаэратор — теплообменный аппарат смешивающего типа, в котором теплообмен и деаэрация основного конденсата осуществляется при его непосредственном контакте с паром из отбора турбины.
Декомпозиция — представление на диаграмме нижнего иерархического уровня одной функции в виде нескольких функций, более подробно описывающих ее действие.
Демпфирование — гашение колебаний или уменьшение их амплитуды, обусловленное способностью системы рассеивать энергию колебаний.
Десорбция — удаление из жидкостей или твердых тел веществ, поглощенных при абсорбции или адсорбции.
Диафрагма — перегородка, глухая либо имеющая одно или несколько отверстий, установленная в канале для регулирования или измерения расхода среды.
Диссипация энергии — переход части энергии упорядоченных процессов (кинетической энергии движущихся тел или частиц, электрического тока и др.) в энергию неупорядоченных процессов и, в конечном итоге, в теплоту.
Диффузия — распространение вещества в какой либо среде в направлении убывания его концентрации, обусловленное тепловым движением атомов, молекул, ионов и других более крупных частиц.
Диффузор — канал с круглым постепенно расширяющимся сечением, характеризующийся углом конусности а и отношением скоростей потока в выходном и входном сечениях.
Дросселирование — понижение давления и, следовательно, расширение движущегося газа (жидкости) при прохождении через сужение канала (клапан, дроссельная шайба и др.) или пористую перегородку
Иерархия — расположение частей или элементов целого в порядке от высшего к низшему.
Импеллер — нагнетатель воздуха в двигателях, служащий для сохранения мощности, падающей вследствие разрежения.
Инжекция — процесс увлечения рабочим потоком, имеющим большие скорость и давление, среды с более низким давлением.
Итерационный расчет — метод расчета, когда до начала расчета задается, а по окончании расчета подтверждается значение рассчитываемой величины. Каждый цикл расчета называется итерацией. Расчет ведется до достижения требуемой точности вычислений.
Кавитация — образование в жидкости полостей, заполненных газом, паром или их смесью, возникающих в результате местного понижения давления. Перемещаясь с потоком в область с более высоким давлением, кавитационный пузырек схлопывается, излучая при этом ударную волну.
Катод — электрод, на котором протекает реакция восстановления, т. е. электроны из металла переходят в раствор (расплав).
Когезия — слипание однородных частиц между собой, обусловленное силами межмолекулярного взаимодействия.
Компенсатор — гибкий элемент, компенсирующий за счет собственной деформации температурные удлинения элемента конструкции, к которому он присоединяется.
Комплекс — совокупность факторов (предметов, явлений), составляющих одно целое.
Компоновка — составление определенной организации целого из отдельных его частей.
Компримирование — сжатие газа компрессором.
Конвективный теплообмен — совместный процесс конвекции и теплопроводности. Конвекция — процесс переноса тепловой энергии (теплоты) при перемещении (движении) объемов жидкости или газа в пространстве из области с одной темпе-
ратурой в область с другой; при этом перенос теплоты неразрывно связан с переносом самой среды.
Конденсация — процесс перехода пара (газа) в жидкое или твердое состояние. Конфузор — канал с круглым постепенно суживающимся сечением, характеризующийся углом конусности а и отношением скоростей потока во входном и выходном сечениях.
Концентрация — содержание какого-либо вещества в единице объема или массы раствора или смеси.
Коррозия — разрушение металла в результате химической или электрохимической реакции.
Коэффициент теплоотдачи — количество теплоты, отдаваемой (или воспринимаемой) единицей поверхности в единицу времени при разности температур между поверхностью тела и окружающей средой, равной одному градусу.
Коэффициент теплопередачи — количество теплоты, которое передается через единицу поверхности в единицу времени при разности температур между теплоносителями в один градус.
Коэффициент теплопроводности — количество теплоты, которое проходит в единицу времени через единицу изотермической поверхности при температурном градиенте, равном одному градусу.
Кратность охлаждения (циркуляции) — количество воды, которое необходимо для конденсации 1 кг пара.
Ламинарное течение — упорядоченное течение вязкой жидкости или газа, характеризующееся отсутствием перемешивания между соседними слоями.
Модернизация оборудования — изменение конструкции действующего оборудования, обеспечивающее улучшение его показателей назначения, повышение надежности, уменьшение энергетических, материальных затрат и трудовых ресурсов при эксплуатации, техническом обслуживании и ремонте.
Мониторинг состояния — процесс непрерывного отслеживания и наглядного отображения некоторых показателей, характеризующих состояние оборудования. Надежность — свойство объекта сохранять во времени в установленных пределах значения всех параметров, характеризующих способность объекта выполнять требуемые функции в заданных режимах и условиях применения, хранения и транспортирования.
Напряжение — внутренние усилия, возникающие в деформирумом теле под влиянием внешних воздействий.
Недогрев — разница между температурой воды на выходе из аппарата и температурой насыщения пара при его давлении в аппарате.
Обесцинкование — вид разрушения цинковых сплавов, например латуни, при котором преимущественно корродирует цинк, а медь остается на поверхности в виде пористого слоя.
Обтюрация — уплотнение неподвижных разъемных соединений, достигается сжатием их с определенной силой, обеспечивающей герметичность уплотняемых поверхностей либо непосредственно друг с другом, либо через посредство расположенных между ними прокладок из более мягкого материала.
Оптимизация — процесс выбора наилучшего варианта из нескольких возможных.
Парциальное давление — давление, которое имел бы компонент газовой смеси, если бы при той же температуре один занимал весь объем.
Переохлаждение конденсата — снижение температуры конденсата ниже температуры насыщения пара.
Питтинг — разрушение металла локального типа в виде точечных или язвенных поражений.
Пограничный слой — тонкий слой заторможенной среды (жидкой или газообразной), образующийся вблизи поверхности, обтекаемой этой средой, в пределах которого скорость среды изменяется от нуля до скорости невозмущенного потока. Пульсации — колебания скорости или давления частиц , а также давления и расхода среды в каналах.
Радиолиз — химические превращения вещества под действием ионизирующих излучений.
Регенерация — использование теплоты отработавших теплоносителей для подогрева питательной воды, циклового воздуха, топлива и др.
Резонанс — резкое возрастание амплитуды установившихся колебаний при приближении частоты возбуждающей силы к частоте собственных колебаний системы. Ремонт — комплекс операций по восстановлению исправности или работоспособности изделий и восстановлению ресурсов изделий и их составных частей.
Температура — физическая величина, характеризующая состояние термодинамического равновесия системы, степень нагретости тела.
Теплоемкость — количество теплоты, которое необходимо подвести к единице массы тела, чтобы повысить температуру на один градус.
Теплоноситель — движущаяся жидкая или газообразная среда, используемая для осуществления процесса теплообмена.
Теплообмен — самопроизвольный необратимый процесс переноса энергии (в форме теплоты) в пространстве с неоднородным полем температур.
Теплообменник (теплообменный аппарат) —устройство для передачи теплоты от среды с более высокой температурой (греющий теплоноситель) к среде с более низкой температурой (нагреваемый теплоноситель).
Теплоотдача — процесс теплообмена между теплоносителем и поверхностью теплообмена или поверхностью раздела.
Теплопередача — процесс передачи теплоты от более горячего теплоносителя к более холодному через разделяющую поверхность теплообмена.
Теплопроводность — процесс распространения тепловой энергии (теплоты) при непосредственном соприкосновении отдельных частиц тела, имеющих различные температуры (обусловлена движением микрочастиц тела).
Теплота — энергетическая характеристика процесса теплообмена, определяемая количеством энергии, которое получает (отдает) тело (система).
Теплофикация — централизованное теплоснабжение на базе комбинированной выработки тепловой и электрической энергии.
Техническая диагностика — область знаний, охватывающая теорию, методы и средства определения технического состояния объекта.
Техническое обслуживание — комплекс операций по поддержанию работоспособности или исправности изделия при использовании его по назначению, ожидании, хранении и транспортировке.
Турбулентное течение — течение жидкости или газа, при котором частицы вещества совершают неупорядоченные, хаотические движения по сложным траекториям.
Унификация — приведение различных видов продукции и средств ее производства к наименьшему числу типоразмеров, марок, видов, свойств и т.д.
Утилизация — использование отработанного продукта или отслужившего изделия для дальнейшей переработки.
Эжектор — струйный аппарат с относительно высокой степенью сжатия, в котором для отсасывания газов и жидкостей используется кинетическая энергия струи другого газа или жидкости.
Эмульсия — дисперсная система, состоящая из мелких капель жидкости (дисперсной фазы), распределенных в другой жидкости (дисперсионной среде).
Эрозия — разрушение поверхностных слоев металла в результате механического воздействия потока газа, пара, жидкости или твердых частиц, а также при кавитационных явлениях.
ПРИЛОЖЕНИЕ 1
Данные по теплообмену и гидродинамике для эффективных поверхностей теплообмена
Вид интенсификатора	Отн. длина канала	Число Re	Среда	Формула для расчета
Проволочный спиральный завихритель: 0,35 < D/S< 1,76 Проволочный спиральный завихритель: </=0,052; 0,063; 0,72 Ленточный завихритель: 0,13 < D/S< 1,31 Ленточный завихритель: 0 <D/S <0,25 Ленточный завихритель: 0 <5/0 <8,24 Ленточный завихритель: 2,5 < S/D < 11 Ленточный завихритель: 3,16 <5/0 <9,5	35,3 0 68,0 0 35,3 0 56,7 0 20,0 0 19,00	(1,7...20)103 (З.-.ЗОО)Ю3 (1,7...20)103 (1,0...4)104 (5...100)-103 (1,6...50)102 (1,2...55)-102	Вода Вода Вода Вода Воздух Воздух Воздух	№*/№„ =0,ЗЛе0-6Рг°-43(^)0Д35 Ли*/NuB =0.175AeO’7PrO'33(d^>) 0,35 №*/NuB = 1,84Яе0,44Рг0 М (р>ху)°'33 №*/№„ = 0,21Яе°'8Рг°-43 (рг / Рг )°’М х х[1 + 1,13 -io5 (о-Яе,Д/^)] Nu /NuB = Re Рг-	х г г	/	х	m - < 1 30/rf-l + i/Pr I rf	(	/	X 5Pr + d  In 	 + — -In Яе jE/2 > \5/d -1 + 1/Pr) 60 V	1 №*/№„ =0,3fie°’6p/-43W',3S № /№o = 0^e<,'<’Pr<,'43(d/D)O’,3S
Примечание. D — внутренний диаметр трубки; d — внутренний диаметр спирали завихрителя; 5 — шаг спирали. Определяющий размер — внутренний диаметр трубки.
Табл. П1.1. Зависимости для расчета теплоотдачи в трубках с интенсификаторами
Приложение 1
Характеристика канала
ПВТ’“
пкт
ПКТ*
ПКТ**
Условия применимости
h/d„ = 0,007—0,111
S/d„ = 0,30-2,82
Re = (10...330)-103 z = 3
d„„ = 14...26 мм
h = 0,3...1,18 мм
t = 6,6...24,0 мм
Re = (30... 130)-103
d/D = 0,88...0,98 t/D = 0,25—0,80 Re = (0,1... 4)-105
d/D = 0,90-0,97 t/D = 0,5. ..10,0 Re = (0,1... 4)-105
Среда
Вода
Вода
Воздух
Воздух
Формула для расчета
х [ Ле / 60000 ] °’10’3 е1₽'Ч)’02‘,«н '
Nu/Nu np
Nu/Nu np i
Ig Ле - 4,6 35
Ig Ле - 4,6 7,45
3-2 exp
(z/£>)0-326
1,14-0,28 7 1-d/D
1,14
• exp
9(l-d/D) (Z/P)0'5’
-18,2(1 -d/D)l’u

*	Коэффициент теплоотдачи для гладкой трубки определяется по зависимости Nu^ = 0,018Яе°’8, в которой определяющей является средняя температура среды; для всех остальных коэффициент теплоотдачи для гладкой трубки определяется по зависимостям (1.41) — (1.42).
*	♦ Число Рейнольдса рассчитывается по средней температуре стенки, для всех остальных — по средней температуре среды в канале.
♦	** При Re> 100-103 относительный эффект сохраняется на уровне значения при Re= 100-Ю3.
Табл. П1.2. Зависимости для расчета теплоотдачи в профилированных трубках
Тип трубки	Условия применимости	Среда	Формула для расчета
Вертикальные	Конденсация неподвижного пара		/ьЛ0,25
ПВТ	h/S = 0,048—0,200	Водяной	KI	кт ° » °’133 Л TVw	= Nu Re	—
	ж, = 0,33-0,91	пар	\s)
	КеЛ1 = 80-400, z=1...3		
Вертикальные	Конденсация движущегося пара		f \ 0,38
ПВТ		Водяной	I h-S I w ( \0>28 	
	(поперечное обтекание)	пар	*	0.67^"'	„ -—=0.30 —	П,	•	Fr Я
	/1/5 = 0,057-0,122		Nu*	d2	1 Pr.K^ d гл	\ н У	ГГ Л	н
	54 = 0,44-1,00		
	2 = 3, П, = 14...1000		
Г оризонтальные	h/dH = 0,042-0,133		Nu
ПВТ (одиночные	S/d„ = 0,32-0,73	Водяной		— = 1,25
трубки)	= 8...15, z= 3	пар	
ПКТ	S/D„= 1,16...1,50		Ig Re - Ig Re Г	(	h A
(продольное	h/d, = 0... 0,1	Воздух	№/№ =1+0,6 	1-3,2exp -35,8 — x
обтекание)	t/dj = 0,25-2,00		P	lgAe2-lgAei	dj
	Rex <Re< Re2		
			x 1-0,35 — a
ПКТ	S/DH= 1,16-1,50		(	'll Г	1
(продольное	h/d3 = 0-0,1	Воздух	№ /Ми, =1+0,6 1-3,2exp -35,8 — x 1-0,35 —
обтекание)	t/d, = 0,25-2,00		'	d	d \	3 ✓	3 _
	Re2<Re < 105		
Примечание. В расчете теплоотдачи при конденсации пара на вертикальных ПВТ величина №* определяется по формулам (3.11)—(3.12), а на горизонтальных — по формуле (1.49). В расчете теплоотдачи с наружной стороны ПКТ величина Пишр/ Nua — 1, если Re < Rev при этом Ле, = (3,6 - 33,8-A/dJ-lO4; Rei = (4,7 - 18,85 -Л/d,)  Ю4;	= (0,032  S/DH - 0,0144)  Ле°’8  Pr° 33
Табл. П1.3. Зависимости для расчета теплоотдачи при наружном обтекании профилированных трубок
Приложение
Характеристика канала	Условия применимости	Среда	Формула для расчета
Треугольное поперечное сечение, короткие ребра Прямоугольное поперечное сечение Прямоугольное поперечное сечение	Ае= 1200...104 hpltr = 1,06-1,17 8Р 4 = 0,0212-0,0287 L/d3 = 1,68—4,03 hpltp = 6,0-6,31 Ър/аз = 0,058-0,114 £/4, = 0,65.. 19,40 Re < Re3p; hp !tp = 6,0-6,31 Ър/аз = 0,058-0,114 L/rf, = 0,65... 19,40 Re>Re,p',	Воздух Воздух Воздух	f 8 Y’* (	0,85.(L/rf)-’ Ли = 0,116 -Е-	 —	-Re Г 8 Y2,4 ( Y°’s Nu = 0,437-10-3 —	• —	X r J (	. \o,S5 /	\-0,02 2,2 (б /dj [L/dJ xRe (6 X-M f у0-» № = 0,723 10-2 —	• —	x d	d \ 3 J	\ 3 J (	. , Vi34 /	\ 0,15 1,2-1 Д Id 1 -lL/d 1 n	p 3/	'J' x Re	1
Приложение 1
Примечание. Rezp = 3960
d..
L
d.
s 0,42
, 8p — толщина стенки ребра, hp — высота ребра, tp — шаг ребер, L — длина канала.
Табл. П1.4. Зависимости для расчета теплоотдачи в каналах пластинчато-ребристых теплообменников
Вид интенсификатора	Условия применимости	Среда	Формула для расчета
Проволочный спиральный	S!D = 0,71. ..4,3;		
завихритель	d!D = 0,071. ..0,171;		(	\	(sY-5	(dY-4
	Re< Кегр	Масло	= (64/Яе)-ехр	1—1	-ехр 5,5 1—1 'Р*	'Р'
Проволочный спиральный	S/D = 0,71. ..4,3;		
завихритель	d/D = 0,071. ..0,171;		(j V'4
	Re>Re!p	Масло	с 530 I а 1	1 1 		1	ехр -1 1
			Лео,м 'р'
Ленточный завихритель	S/D = 2,5. ..11,0;	Масло,	
	Re(DI D,)°’s = 50... 8000	вода,	
		воздух	£ = 6,34Яе °’ (р/Р ) °’	+ 25,6/Яе
Ленточный завихритель	57Z) = 2,65...13;	Масло,	
	Re(DI D,)2 = 0,5.. .1600	вода,	
		воздух	k = 0.705 Яе	(Р/Р,)	+ 0,009 (Р/Р,)
Ленточный завихритель	S/D = 1,79...2,5;	Масло,	
	= 260... 6000	вода,	5 = 4,72Я. ,,35(p/pJ"'74
		воздух	
Примечание. D, — внутренний диаметр ленточного завихрителя.
Табл. П1.5. Зависимости для расчета гидравлического сопротивления в трубках с интенсификацией
Приложение 1
Характеристика канала	Условия применимости	Среда
ПВТ	h/S = 0,007—0,111; Si d = 0,30-2,82; Re = 10000...330000	Вода
ПКТ	d/D = 0,88... 0,98 t/D = 0,5 Re= (1... 40)-104	Воздух
ПКТ	d/D = 0,9...0,98 t/D = 0,25 Re = (1... 40)-104	Воздух
Формула для расчета
(3/Л	(ЗйУ
—— = 1 +13 — +94 —
\zS)
Примечание. Определяющим размером при вычислении числа Re является внутренний диаметр трубки по гладкой части. Размеры ПКТ обозначены на рис. 13.28.
Табл. П1.6. Зависимости для расчета гидравлического сопротивления в профилированных трубках
Приложение 1
Характеристика канала	Условия применимости	Среда	Формула для расчета	
Треугольное поперечное сечение, короткие ребра Прямоугольное поперечное сечение Прямоугольное поперечное сечение	/?е = 1200...104 hpltp = 1,06...1,17 8р/<7, = 0,0212...0,0287 L / d}= l,68...4,03 Лр//р = 6,0-6,31 8р/</, = 0,058-0,114 L / d,= 0,65... 19,40 Re < Re!p; Лр//р = 6,0...6,31 8P Я = 0,058-0,114 L/d3 = 0,65... 19,40 Re > Re,.„;	Воздух Воздух Воздух	(Я у.зз о £ = 22,6 — d (% г £ = 1,05- — d \ з J -0,277  15 Id 1 х Re м £ = 0,131 — <d3 J -0,0042 (б Id х Re	f \- 0,25	ДОЛ i	Р z х-0,87	- 0,73 - —	• — ,	d	d • —	Re d \ з / ,05 /	X-0,27 L •		 X w - 0’285 .(w)0’064 0,44 / X-0,234 L  	 X d \ э 7 I 1,25 /	\0,39 1	(“J
Примечание. Rezp =448
x 0,009
L I
—	, 5p — толщина стенки ребра, йр — высота ребра, /р — шаг ребер, L — длина канала.
5 р d,
Табл. Ш.7. Зависимости для расчета гидравлического сопротивления в каналах пластинчато-ребристых теплообменников
Характеристика	Условия применимости	Формула для расчета
Изгибная жесткость ПВ Г Логарифмический декремент затухания колебаний ПВТ Масса воды внутри трубок Диаметр описанной окружности наружного контура ПВТ Коррозионная стойкость ПВТ (скорость коррозии)	h/S = 0,021. „0,122 S/d„ = 0,33...2,80 hl S =0,021.-0,122 Sld„ = 0,33-2,80 hl S =0,021-0,122 S!dH = 0,33-2,80 hl S= 0,021-0,122 SldH = 0,33-2,80 h! S =0,032-0,079 SldH = 0,30-1,91 Re= 10000-150000	(	h\ (EJ) =(EJ)a exp -4,833 — k	s) (	f vk A	I h] 5V=5^ 1 + 3,5 - + 287,8 -k	z 7 (	A>l mnp = exP - J’209 ~ k	s J f (	f X	X	(	f X ,’124^ f h ]	h	( h\ d =	exp 17 + 4,97 - Ini — 1 - 11,5 — + exp - 0,155 — k	k-V	sj	<s) k 4	z	7 k	4 z	J J f	A]	[	A 1 Vnp =fi,l 1+ - eXP ~C — k	s)	k	s)
* Значения коэффициентов Ьис для трубок из Л-68 равны Ь = 323,2 и с = 307,1 ;из ЛО-70-1 — 204,8 и 194,8 соответственно, из МНЖ-5-1- 83,7 и 79,3 соответственно; для трубок из 12Х18Н10Т К = Va.
Табл. П1.8. Дополнительные данные для вибрационных и надежностных расчетов ПВТ
Данные настоящего приложения, относящиеся к интенсификаторам теплообмена, приводятся по: [15,48], данные по ПВТ - по: [57], данные по ПКТ - по: [67], данные по пластинчатым теплообменникам - по: [48].
ПРИЛОЖЕНИЕ 2
Теплофизические свойства теплоносителей
Параметр	Зависимость		Диапазон применения
Теплосодержание (Л,), кДж/кг Удельный объем (ув), м3/кг Динамическая вязкость (ц„), Пас Теплопроводность (к,), Вт/(мК) Теплоемкость (ср,), кДж/(кг-К) Число Прандтля (Рг,)	4,186/„ +10060/(з75 — t„] 1/ 1005 - 0,0025 (/„+3?) 1/[530 + 27,4^345 -/„] (28000/ /и)пГ* [ 58860/(ги +30)-186,4] [б8,73 - 0,0006 (/„ - 140 J 4,19 +1,05 • 10-1° (/„ +35} 175//„ 200/(/„ +5,5)-0,15 0,83 + 0,00004 •(/„ -240)2	1- 42,74 1 ]• 10~2 4	t„= 50.. .300 °C /„=5...300 °C /„=40...330 °C /„=50...370 °C /„ = 0...70°С /„= 15...355 °C /„ = 20...300 °C /„=80...180 °C /„=27... 175 °C /„= 130...330°С
Табл. П2.1. Теплофизические характеристики воды на линии насыщения
Параметр	Зависимость	Диапазон применения
Теплосодержание (й„ ), кДж/кг Удельный объем (у„ ), м3/кг Динамическая вязкость (ц„), Па с Теплопроводность (Х„), Вт/(м К) Число Прандтля (Рг„)	2807 - 0,0105  (/„ - 230У 1/[в/(98-/н)-0,086 ] 1 / [150/ (191 -/„)-1,04] 1/ [ЗООО/(34О - /„ )-13,5] 1 /[9000/(410 — /„)-Зб]	/„= 180...300 °C /„ = 20...70 °C /„=70...153 °C , /„=153...270 °C /„ = 270...370 °C /„=80...350 °C /„= 100...345 °C /«= 100...340 °C
	(29,23 -1,079^355 - /„ )’ 10-* [б98/ (400 - /„ )- 0,23з]10-2 0,64 + 110/ (403 -/„)	
Табл. П2.2. Теплофизические характеристики пара на линии насыщения
Параметр	Зависимость	Диапазон применения
Теплосодержание (Л.), кДж/кг Плотность (pL), кг/м3 Динамическая вязкость (ц„),Пас Теплопроводность (Х„), Вт/(мК) Теплоемкость (ср,), кДж/(кг-К) Число Прандтля (Рг.)	183,72р.	10056 4,186 te 			 +	+ 390 - tg 375 - ta + l,407pe - 42,74 4,23 tg 1005 - 0,0025 (/, + 37)2 + (	371. + 0,03pe • i + —- k 10 J (27958/ tg + C,055pe )• 10"‘ 0,687 - 5,185 • 10 ‘ (fe - 14o)2 + + 5,93 • 10‘4 • рв • [1 + 5 • 10 5 (tg - Us)2 ] Z	X 0,25 I (	M	2	'e 0,10475 •	+ 35 J + 154pf/e 1-	 x < ‘h J x 10	+ 4,19 175	_7 /	V 	-0,3pe10	Ve-180)	/.= 130...300 °C p, до 40 МПа /.= 10...200 °C p, до 3,5 МПа /.= 5...300 °C р„ до 40 МПа /.= 15...355 °C Рв ДО Рн р, до 40 МПа v, до 0,002 м3/кг Г, = 90...270 °C р„ до 14,7 МПа /.= 27...330 °C р, до 40 МПа
Табл. П23. Теплофизические характеристики воды
Параметр	Зависимость	Диапазон применения
Теплосодержание (й„), кДж/кг Удельный объем (v„), м3/кг Динамическая вязкость (р„), Па с Теплопроводность (Х„), Вт/(мК) Теплоемкость (ср„), кДж/(кг-К) Число Прандтля (PrJ)	1809,6 + 1,4-7; + 3,79 • 10-4 • Т* + 46,2 In Тк - 3503,1 • Рп 65,46 • 10* • Р" (т„/юо)2’82	(гя/10о)м 0,004706 Тп	0,9172	1,31 • 10* • р2 ₽„	(ти/юо)2,82 (r„/ioo)M 9,81 • 10 9 Г*'2 + 4,228 • 10"’/v1-48 п	'	п 4,443 • 10"* Ти1,45 + 1,547 • 10^ /v'/4’ -4	К + 5 1,48+ 7,58 10 Тп +4,6195—	+ К "5 -4	Рн	8,99 • ,0’7 + 98,71  10 •  	=4	+  	г— (г„/юо)3’82 (r„/ioo)'5 4,9 0,079 + ,	7	Y! [/„ - 323 + 10000/(р„ + 23Д	1„ до 700 °C Р„ до 60 МПа /„ до 700 °C Р„ до 60 МПа /„ до 500 °C Р„ до 40 МПа Р„ до 40 МПа г„ до 0,005м3/кг /„ до 700 °C Р„ до 60 МПа /„=50...600 °C Р„ = 0,015...8 МПа
Табл. П2.4. Теплофизические характеристики перегретого водяного пара
Температура масла, °C	Параметр					
	Плотность (р).3 кг/м	Теплоемкость (Ср)> кДж/(кг-К)	Теплопроводность (Я), Вт/(м-К)	Кинематическая вязкость (v-Ю6), м2/с	Динамическая вязкость (НО4), Па-с	Число Прандтля (Рг)
0	903,6	1,98	0,136	—	—	100000
10	898,0	2,01	0,135	2710,0	24330,0	36200
20	892,5	2,04	0,134	1125,0	10000,0	15400
30	886,5	2,07	0,133	525,0	4660,0	7300
40	881,0	2,11	0,131	268,0	2354,0	3780
50	875,5	2,14	0,130	150,0	1314,0	2140
60	869,6	2,16	0,129	90,6	788,0	1320
70	864,0	2,20	0,128	58,1	502,3	860
80	858,5	2,23	0,127	39,4	338,5	590
90	852,5	2,26	0,126	27,8	237,4	424
100	847,0	2,29	0,126	20,4	172,7	316
ПО	841,5	2,32	0,124	—	130,0	244
120	835,5	2,35	0,123	—	101,0	194
130	. 830,0	2,38	0,122	—	80,4	157
140	824,5	2,42	0,121	—	65,2	130
150	818,5	2,44	0,120	—	53,8	ПО
Температура масла, °C	Параметр					
	Плотность (р), кг/м3	Теплоемкость (Ср), кДж/(кг-К)	Теплопроводность (Я), Вт/(м-К)	Кинематическая вязкость (V106), м2/с	Динамическая вязкость (Ц-104), Пас	Число Прандтля (Рг)
10	911,0	1,645	0,1510	3883,0	35414,00	39000,0
20	903,0	1,712	0,1485	1514,0	18560,00	15800,0
30	894,5	1,758	0,1461	691,2	6180,00	7450,0
40	887,5	1,804	0,1437	342,0	3031,00	3810,0
50	879,0	1,851	0,1413	186,2	1638,00	2140,0
60	871,5	1,897	0,1389	110,6	961,40	1320,0
70	864,0	1,943	0,1363	69,3	603,30	858,0
80	856,0	1,989	0,1340	46,6	399,30	591,0
90	848,2	2,035	0,1314	32,3	273,70	424,0
100	840,7	2,081	0,1290	24,0	202,10	327,0
ПО	838,0	2,127	0,1264	17,4	145,20	245,0
120	825,0	2,173	0,1240	13,4	110,40	193,5
130	817,0	2,219	0,1214	10,7	87,31	160,0
140	809,2	2,265	0,1188	8,7	70,34	133,3
150	801,6	2,311	0,1168	7,1	56,90	113,5
Табл. П2.6. Теплофизические свойства масла МК-22
Температура масла, °C	Параметр					
	Плотность (р), кг/м3	Теплоемкость (<?Д кДж/(кг-К)	Теплопроводность (2), Вт/(мК)	Кинематическая вязкость (v-106), м2/с	Темпера-туро-проводность («ю4), м2/ч	Число Прандтля (Рг)
5	886,8	1,801	0,1304	1000,0	3,03	14150,0
10	883,8	1,818	0,1301	650,0	3,17	8220,0
15	880,9	1,835	0,1297	415,0	3,30	5900,0
20	877,9	1,581	0,1294	280,0	3,43	3590,0
25	875,9	1,868	0,1289	195,0	3,59	2560,0
30	871,1	1,889	0,1286	140,0	3,72	1820,0
35	868,1	1,906	0,1282	99,0	3,85	1340,0
40	865,2	1,923	0,1279	75,0	3,97	995,0
45	862,2	1,939	0,1275	57,0	4,10	785,0
50	859,3	1,956	0,1272	45,0	4,22	602,0
55	855,4	1,977	0,1268	35,0	4,37	485,0
60	852,4	1,994	0,1265	28,4	4,49	388,0
65	843,6	2,011	0,1261	23,5	4,62	323,0
70	846,0	2,027	0,1258	19,5	4,74	271,0
75	843,6	2,044	0,1254	16,5	4,85	232,0
80	839,7	2,065	0,1251	14,0	4,97	198,0
85	836,7	2,082	0,1247	12,0	5,09	168,0
90	833,8	2,099	0,1244	10,0	5,24	146,0
95	830,9	2,120	0,1240	8,3	5,35	129,0
100	827,9	2,136	0,1237	7,0	5,46	113,4
Температура масла, °C	Параметр					
	Плотность (р), кг/м	Теплоемкость (ср), кДж/(кг-К)	Теплопроводность (2), Вт/(м-К)	Кинематическая вязкость (v-Ю6), м2/с	Динамическая вязкость (р-104), Па-с	Число Прандтля (Рг)
10	915,0	1,8059	0,1277	1520,0	13891	19550
20	908,4	1,8400	0,1270	620,0	5631	8000
30	902,0	1,8750	0,1263	280,0	2521	3730
40	895,5	1,9016	0,1256	135,0	1206	1840
50	889,0	1,9442	0,1246	76,0	674	1045
60	882,4	1,9819	0,1242	45,0	396	630
70	876,0	2,0154	0,1235	29,0	254	413
80	870,0	2,0530	0,1228	20,0	173	290
90	863,1	2,0740	0,1221	14,2	122	208
100	857,0	2,1222	0,1215	10,8	92	162
Табл. П2.8. Теплофизические свойства дизельного масла
Температура масла, °C	Параметр					
	Плотность (р)>3 кг/м	Теплоемкость (ср), кДж/(кг-К)	Теплопроводность (2), Вт/(м-К)	Кинематическая вязкость (v-Ю6), м2/с	Температуропроводность («• 104), м2/ч	Число Прандтля (Рг)
10	869,6	1,622	0,1115	37,9	2,82	484,0
15	866,6	1,645	0,1110	29,5	2,77	382,0
20	863,6	1,668	0,1106	22,5	2,72	298,0
25	860,6	1,699	0,1102	18,6	2,67	243,0
30	857,6	1,730	0,1098	14,7	2,62	202,0
35	854,7	1,769	0,1094	12,5	2,58	171,0
40	851,7	1,789	0,1090	10,3	2,53	146,0
45	848,7	1,817	0,1086	8,9	2,49	129,0
50	845,7	1,845	0,1082	7,6	2,45	111,0
55	842,7	1,875	0,1078	6,6	2,37	99,1
60	839,7	1,906	0,1073	5,8	2,33	87,8
65	836,7	1,935	0,1069	5,0	2,31	79,6
70	833,8	1,965	0,1064	4,5	2,29	71,3
75	830,8	1,996	0,1060	4,0	2,26	64,4
80	827,9	2,028	0,1056	3,7	2,22	59,3
85	824,9	2,057	0,1053	3,3	2,19	54,3
90	821,9	2,087	0,1050	3,0	2,16	50,5
95	819,0	2,116	0,1045	2,7	2,13	46,7
100	816,0	2,145	0,1039	2,6	2,10	43,9
Табл. П2 9. Теплофизические свойства трансформаторного масла
Теплофизические свойства антифризов
Температура °C	Параметр				
	Плотность (р), кг/м3	Теплоемкость (сД кДж/(кг-К)	Теплопроводность (2), Вт/(мК)	Кинематическая вязкость (v-106), м2/с	Число Прандтля (Рг)
0	1081	3,17	0,367	8,14	75,6
10	1075	3,21	0,374	5,30	48,8
20	1070	3,26	0,379	3,74	34,4
30	1065	3,31	0,385	2,82	25,8
40	1059	3,35	0,390	2,17	19,5
50	1054	3,40	0,395	1,71	15,5
60	1049	3,44	0,401	1,34	12,0
70	1044	3,49	0,406	1,10	9,9
80	1039	3,54	0,412	0,95	8,4
Табл. П2.10. Теплофизические свойства антифриза «40»
Температура °C	Параметр				
	Плотность (р), кг/м3	Теплоемкость (ср), кДж/(кг-К)	Теплопроводность (Л), Вт/(мК)	Кинематическая вязкость (v-106), м2/с	Число Прандтля (Рг)
0	1098	2,79	0,319	14,56	140,3
10	1093	2,85	0,322	9,15	88,5
20	1087	2,91	0,324	6,25	60,7
30	1082	2,96	0,329	4,43	43,1
40	1077	3,02	0,331	3,34	32,6
50	1072	3,07	0,335	2,62	25,7
60	1066	3,13	0,338	2,06	20,3
70	1061	3,19	0,342	1,60	15,8
80	1053	3,24	0,345	1,37	13,6
Табл. П2.11. Теплофизические свойства антифриза «60»
ОГЛАВЛЕНИЕ
Основные обозначения............................................3
llPh ДИСЛОВИЕ.................................................... 8
ГЛАВА 1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ...........................................11
1.1.	Назначение и классификация теплообменных аппаратов........11
1.2.	Принципиальные тепловые схемы турбоустановок..............12
1.3.	Жизненный цикл теплообменного аппарата......................20
1.4.	Принципы организации течения теплоносителей в аппарате....26
1.5.	Основные элементы конструкции кожухотрубных аппаратов.......28
1.5.1.	Корпуса и опоры.........................................28
1.5.2.	Водяные камеры..........................................29
1.5.3.	Трубные доски и промежуточные перегородки...............30
1.5.4.	Трубки и способы их крепления.............................31
1.6.	Компоновка трубных пучков.................................35
1.7.	Определение проходных сечений и скоростей теплоносителей..39
1.8.	Параметры, характеризующие тепловую эффективность аппаратов.42
1.9.	Виды расчетов теплообменных аппаратов.....................45
1.9.1.	Конструкторский и поверочный расчеты....................45
1.9.2.	Тепловой расчет.........................................46
1.9.3.	Гидродинамический расчет................................47
1.9.4.	Теплогидравлический расчет..............................48
1.9.5.	Прочностной расчет......................................49
1.10.	Основы процессов, происходящих в теплообменных аппаратах.51
1.10.1.	Определение температур теплоносителей....................52
1.10.2.	Теплообмен однофазных теплоносителей...................55
1.10.3.	Теплообмен при конденсации водяного пара...............58
1.10.4.	Методы интенсификации теплообмена........................66
1.10.5.	Физические основы процесса деаэрации воды..............71
1.10.6.	Коррозионные процессы в теплообменных аппаратах........75
1.10.7.	Аэрогидродинамические процессы в трубных пучках теплообменных аппаратов........................................81
1.11.	Контрольные вопросы......................................87
ГЛАВА 2. КОНДЕНСАЦИОННЫЕ УСТАНОВКИ ПАРОВЫХ ТУРБИН................89
2.1.	Общие сведения............................................89
2.1.1.	Назначение и состав конденсационной установки. Схемы включения .... 89
2.1.2.	Влияние давления в конденсаторе на экономичность работы паровой турбины .......................................................98
2.1.3.	Общие представления о процессах, происходящих в конденсаторе...106
2.1.4.	Охлаждение конденсаторов и схемы их включения по охлаждающей воде... 110
2.2.	Конструктивное оформление конденсаторов.......................114
2.2.1.	Принципы проектирования.....................................114
2.2.2.	Компоновка трубного пучка...................................117
2.2.3.	Типовые конструкции и технические характеристики конденсаторов.125
2.2.4.	Конструкции основных узлов конденсаторов....................146
2.3.	Насосы конденсационной установки............................  157
2.3.1.	Воздушные насосы............................................157
2.3.2.	Выбор конденсатных насосов..................................175
2.3.3.	Выбор циркуляционных насосов................................178
2.4.	Тепловой и гидродинамический расчет конденсатора..............183
2.4.1.	Основы процесса теплопередачи в поверхностном конденсаторе 183
2.4.2.	Методики теплового расчета..................................192
2.4.3.	Методики гидродинамического расчета.........................203
2.4.4.	Примеры расчетов конденсаторов..............................205
2.5.	Контрольные вопросы...........................................217
ГЛАВА 3. ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ В СИСТЕМАХ РЕГЕНЕРАТИВНОГО ПОДОГРЕВА ПИТАТЕЛЬНОЙ ВОДЫ ПТУ...............................221
3.1.	Общие сведения...................................................221
3.1.1.	Термодинамические основы организации системы регенеративного подогрева питательной воды.........................................221
3.1.2.	Принципиальные схемы систем регенеративного подогрева питательной воды...................................................225
3.1.3.	Схемы включения аппаратов...................................231
3.2.	Технические характеристики и типовые конструкции аппаратов....239
3.2.1.	Подогреватели высокого давления.............................239
3.2.2.	Подогреватели низкого давления поверхностного типа..........245
3.2.3.	Подогреватели низкого давления смешивающего типа............255
3.2.4.	Деаэраторы..................................................262
3.2.5.	Сальниковые подогреватели...................................271
3.2.6.	Охладители эжекторов........................................276
3.3.	Тепловой и гидродинамический расчет аппаратов.................279
3.3.1.	Методики теплового расчета поверхностных аппаратов..........279
3.3.2.	Методика гидродинамического расчета поверхностных аппаратов .... 297
3.3.3.	Методики теплогидравлического расчета смешивающих аппаратов.303
3.3.4.	Примеры расчетов............................................326
3.4.	Контрольные вопросы...........................................371
1ЛАВА 4. ПОДОГРЕВАТЕЛИ СЕТЕВОЙ ВОДЫ В СИСТЕМАХ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ ТЭС И АЭС.................................................373
4.1.	Общие сведения................................................373
4.1.1.	Виды тепловой нагрузки......................................373
4.1.2.	Комбинированное и раздельное производство электрической и тепловой энергии........................................................374
4.1.3.	Системы теплоснабжения........................................379
4.1.4.	Покрытие отопительной нагрузки на ТЭЦ.........................380
4.1.5.	Типовые схемы включения установок подогрева сетевой воды......382
4.2.	Конструктивное оформление сетевых подогревателей................385
4.2.1.	Выбор и принципы проектирования аппаратов..................385
4.2.2.	Типовые конструкции и технические характеристики сетевых подогревателей.......................................................... 336
4.3.	Тепловой и гидродинамический расчет сетевых подогревателей......392
4.3.1.	Методики теплового расчета сетевых подогревателей.............392
4.3.2.	Методики гидродинамического расчета сетевых подогревателей.399
4.3.3.	Примеры расчетов...........................................401
4.4.	Контрольные вопросы..........................................412
ГЛАВА 5. ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ В СИСТЕМАХ МАСЛОСНАБЖЕНИЯ ТУРБИН.....................................................413
5.1.	Общие сведения...............................................413
5.1.1.	Системы маслоснабжения турбин..............................413
5.1.2.	Турбинные масла и их свойства..............................425
5.1.3.	Схемы включения маслоохладителей в системы маслоснабжения турбин.... 430 5.2. Технические характеристики и конструкции маслоохладителей....434
5.2.1.	Маслоохладители ПТУ........................................434
5.2.2.	Маслоохладители ГТУ........................................443
5.3.	Теплогидравлический расчет маслоохладителей..................458
5.3.1.	Методика расчета маслоохладителей с водяным охлаждением....458
5.3.2.	Методика расчета маслоохладителей с воздушным охлаждением..475
5.4.	Примеры расчетов маслоохладителей............................479
5.5.	Контрольные вопросы..........................................503
ГЛАВА 6. ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ ГТУ..................................505
6.1.	Общие положения..............................................505
6.1.1.	Назначение и классификация аппаратов.......................505
6.1.2.	Теплоносители..............................................506
6.1.3.	Энергозатраты на движение теплоносителей...................508
6.1.4.	Влияние теплообменных аппаратов на конструкцию и компоновку ГТУ... 508 6.1.5. Влияние теплообменных аппаратов на эффективность работы ГТУ...510
6.2.	Конструкции теплообменных аппаратов ГТУ......................516
6.2.1.	Регенераторы..................................................517
6.2.2.	Промежуточные воздухоохладители............................545
6.2.3.	Утилизационные подогреватели воды..........................549
6.3.	Тепловой и гидравлический расчеты регенераторов ГТУ..........557
6.3.1.	Расчет пластинчатого регенератора..........................558
6.3.2.	Расчет трубчатого регенератора.............................546
6.3.3.	О некоторых приемах поиска оптимальных решений при проектировании регенераторов...............................................  572
6.3.4.	Применение метода малых отклонений при расчетах регенераторов.574
6.4.	Примеры расчета.................................................581
6.5.	Контрольные вопросы......................................602
ГЛАВА 7. РАСЧЕТЫ НА ПРОЧНОСТЬ ЭЛЕМЕНТОВ КОНСТРУКЦИИ ТЕПЛО-ОБМЕННЫХ АППАРАТОВ............................................603
7.1.	Корпуса и обечайки аппаратов.............................603
7.2.	Днища и крышки...........................................605
7.3.	Укрепление отверстий.....................................607
7.4.	Выбор болтов и шпилек....................................610
7.5.	Расчет фланцев...........................................614
7.6.	Расчет трубных досок.....................................618
7.7.	Расчет термических напряжений............................621
7.8.	Расчет корпуса и днищ аппарата на устойчивость...........622
7.9.	Вибрационный расчет трубных систем аппаратов.............623
7.10.	Расчет опор аппаратов...................................632
7.11.	Расчет линзовых компенсаторов...........................638
7.12.	Примеры расчетов теплообменных аппаратов................640
7.13.	Контрольные вопросы.....................................654
ГЛАВА 8. ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ... 656 8.1. Стадии проектирования....................................657
8.2.	Общие требования к проектированию........................665
8.3.	Материалы, применяемые при изготовлении аппаратов........666
8.4.	Рекомендации по конструированию аппаратов................674
8.5.	Автоматизированное проектирование........................680
8,5.1.	Проектирование как информационный процесс..............681
8.5.2.	Разработка систем автоматизированного проектирования...690
8.5.3.	Технология параллельного проектирования и создание «виртуальных предприятий»............................................  "	'	699
8.6.	Контрольные вопросы......................................701
ГЛАВА 9. ВОПРОСЫ ИЗГОТОВЛЕНИЯ, МОНТАЖА И ПУСКА В ЭКСПЛУАТАЦИЮ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ...................................703
9.1.	Изготовление корпусов...................................704
9.2.	Изготовление фланцев и патрубков........................712
9.3.	Изготовление и сборка трубной системы аппаратов.........717
9.4.	Требования к сварным соединениям элементов конструкции аппаратов 722 9.5. Сборка теплообменных аппаратов...........................724
9.6.	Монтаж и испытание аппаратов............................725
9.7.	Пуск и наладка..........................................728
9.8.	Контрольные вопросы.....................................737
ГЛАВА 10. ЭКСПЛУАТАЦИЯ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ..................739
10.1.	Правила технической эксплуатации.......................739
10.2.	Конденсационная установка..............................740
10.2.1.	Эксплуатационный контроль за работой конденсационной установки 741 10.2.2. Переменный режим работы конденсационной установки.....746
10.2.3.	Оптимизация режимов работы конденсационной установки.750
10.3.	Подогреватели системы регенеративного подогрева воды...752
10.4.	Подогреватели сетевой воды.............................755
10.4.1.	Эксплуатационный контроль за работой подогревателей..755
10.4.2.	Регулирование работы и система защиты................761
10.5.	Деаэрационная установка................................764
10.6.	Маслоохладители........................................766
10.7.	Загрязнение и очистка теплообменных аппаратов. Оптимизация сроков очистки..................................................... 7^7
10.8.	Характерные неисправности теплообменных аппаратов и способы их устранения ..............................................„......779
10.9.	Особенности эксплуатации теплообменных аппаратов ГТУ..789
10.9.1.	Вопросы эксплуатации теплообменных аппаратов ГТУ..............789
10.9.2.	Переменные режимы работы теплообменных аппаратов ГТУ..........795
10.10.	Контрольные вопросы..................................807
ГЛАВА 11. МОНИТОРИНГ ТЕХНИЧЕСКОГО СОСТОЯНИЯ И ДИАГНОСТИКА
ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ......................................809
11.1.	Техническое состояние теплообменного аппарата..........809
11.2.	Принципиальные положения и определения мониторинга технического состояния оборудования..........................812
11.3.	Структурно-функциональная схема системы мониторинга состояния....817
11.4.	Основные функции и показатели качестватеплообменных аппаратов ПТУ... 822
11.5.	Параметры состояния....................................823
11.5.1. Конденсационная установка............................824
11.5.2. Система регенеративного подогрева питательной воды...835
11.6. Применение экспертных систем для диагностики состояния аппаратов.842
11.7. Контрольные вопросы....................................846
ГЛАВА 12. ТЕХНИЧЕСКОЕ ОБСЛУЖИВАНИЕ И РЕМОНТ ТЕПЛООБМЕННЫХ
АППАРАТОВ....................................................847
12.1.	Основные понятия и определения.........................847
12.2.	Классификация видов ремонта............................848
12.3.	Основные этапы ремонта.................................852
12.3.1.	Экономическое обоснование целесообразности проведения ремонта..852
12.3.2.	Структурные схемы проведения ремонта.................853
12.4.	Типовые работы при ремонте теплообменных аппаратов.... 856
12.4.1.	Разборка аппарата. Ремонт водяных камер и каркаса трубно! о пучка.... 857
12.4.2.	Очистка трубных досок, трубок и межтрубного пространства.......858
12.4.3.	Замена трубок в теплообменных аппаратах........................868
12.4.4.	Гидравлические испытания трубных систем..............874
12.4.5.	Испытания теплообменных аппаратов до и после ремонта.876
12.5.	Особенности ремонта различных теплообменных аппаратов..877
12.6.	Контрольные вопросы....................................880
ГЛАВА 13. ПЕРСПЕКТИВНЫЕ РАЗРАБОТКИ ПО СОВЕРШЕНСТВОВАНИЮ
ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ......................................883
13.1.	Эффективность и надежность работы серийных теплообменных аппаратов в условиях эксплуатации....................................883
13.2.	Перспективные конструкции теплообменных аппаратов........894
13.2.1.	Совершенствование систем охлаждения конденсаторов......895
13.2.2.	Применение вертикальных модульных конденсаторов........901
13.2.3.	Аппараты системы регенерации...........................904
13.2.4.	Подогреватели сетевой воды.............................912
13.2.5.	Пластинчатые теплообменники энергоустановок............916
13.3.	Повышение вибрационной надежности аппаратов..............918
13.4.	Перспективные поверхности теплообмена....................924
13.5.	Гидравлическая проницаемость промежуточных перегородок вертикальных теплообменных аппаратов...........................927
13.6.	Комплексное обоснование мероприятий по совершенствованию теплообменных аппаратов турбоустановок.........................930
13.7.	Контрольные вопросы......................................934
Список литературы..............................................936
Глоссарий......................................................940
Приложения.....................................................945
Бродов Юрий Миронович Аронсон Константин Эрленович Блинков Станислав Николаевич Брезгин Виталий Иванович Купцов Валерий Константинович Ларионов Илья Дмитриевич Ниренштейн Марина Алексеевна Плотников Петр Николаевич Рябчиков Александр Юрьевич
ТЕПЛООБМЕННИКИ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК
Редактор С.С. Гаврилова Художник В.С. Мамаев Технический редактор Н.Н. Штоколова, Т.Н. Черепанова Компьютерная верстка О.А. Владыко, И.Н. Шаманаевой
Корректор Е.В. Иванова
Сдано в набор 11.01.2002. Подписано в печать 12.03.2002.
Формат 70 х 108 '/16. Бумага офсетная ВХИ. Гарнитура Таймс. Печать офсетная. Усл. печ. л. 84,7. Уч.-изд. л. 67,3.
Тираж 500 экз. Заказ №73.
ИД «Сократ», ЛР № 063579 от 01.09.99, 620219, Екатеринбург, просп. Ленина, 49, тел. 71-35-61,56-90-35.