Способы интенсификации теплообменных аппаратов

Методы интенсификации теплообмена в теплообменниках

Во многих отраслях техники задача интенсификации процесса теплообмена и создания высокоэффективных теплообменных аппаратов весьма актуальна. Для интенсификации процессов теплообмена применяют следующие приемы:

Предотвращение отложений (шлама, солей, коррозионных окислов) путем систематической промывки, чистки и специальной обработки поверхностей теплообмена и предварительного отделения из теплоносителей веществ и примесей, дающих отложения;

Продувка трубного и межтрубного пространств от инертных газов, резко снижающих теплообмен при конденсации паров;

Искусственная турбулизация потока. При низких значениях числа Рейнольдса Re, соответствующих дотурбулентным режимам, можно искусственной турбулизацией потока (турбулизирующими решетками, искусственной шероховатостью, созданием пульсации или закручиванием потока и т.д.) достичь значений коэффициента теплоотдачи, соответствующих развитому турбулентному режиму. Однако в связи со снижением эффекта, получаемого от искусственной турбулизации, при повышении числа Re может наступить момент, когда темп роста теплоотдачи и развитие турбулентности будет экономически бесполезным;

Оребрение поверхности теплообмена, целесообразное как для повышения коэффициента теплопередачи, так и для снижения массы теплообменника. Поверхность оребрения, в 5-10 раз превосходящая поверхность несущих трубок, не подвержена одностороннему давлению, а поэтому ребра можно выполнять из более тонкого материала, чем стенки труб, и этим достичь значительного снижения массы аппарата и расхода металла.

Источник

Интенсификация теплообмена в аппаратах

Пассивные и активные методы

В настоящий момент существует большое количество методов интенсификации теплообмена, которые различаются степенью интенсификации и увеличением гидравлического сопротивления в аппарате.

Все методы интенсификации теплообмена можно разделить на:

1. Пассивные – не требуют подвод дополнительной энергии
2. Активные – требуют подвод дополнительной энергии

Наиболее широко распространены пассивные методы, которые не требуют подвода дополнительной энергии для их работы в отличие от активных – вибрации, вращения теплообменной поверхности, акустических, электростатических полей и др.

Способы интенсификации в каналах

Говоря об интенсификации в каналах теплообменных аппаратов, имеют ввиду интенсификацию конвективного теплообмена.
Основными способами интенсификации конвективного теплообмена в теплообменных аппаратах являются:

1. Изменение термического сопротивления.
2. Изменение скорости потока.
3. Использование развитых поверхностей теплообмена путем оребрения и ошиповки. Оребрение поверхности применяется со стороны теплоносителя, обладающего меньшим коэффициентом теплоотдачи. Оребрение поверхности теплообмена целесообразно не только по высоким значениям коэффициента теплопередачи, но и по весовым показателям, так как поверхность оребрения, в 5-10 раз превосходящая несущую поверхность трубок, не подвержена давлению, а поэтому оребрение изготавливается из более тонкого материала, чем трубки, тем самым обеспечивается значительный весовой эффект.
4. Воздействием на поток с целью его искусственной турбулизации. При значениях критерия Рейнольдса, соответствующих ламинарному и переходному режимам за счет искусственной турбулизации достигаются значения коэффициента теплоотдачи, характерные для развитого турбулентного потока.

Однако эффективность искусственной турбулизации потока с увеличением значения критерия Рейнольдса снижается, при этом темп роста сопротивления превалирует над темпом роста теплоотдачи.

Примеры интенсификации в ТА

Кожухотрубные аппараты (трубное пространство)

Интенсификация трубного пространства кожухотрубных аппаратов выполняется либо в виде металлических вставок, либо в виде изменения стенки трубы с гладкой на профилированную путем ее деформации.

Такие меры интенсификации приводят к созданию псевдотурболизации потока, изменению его тангенсальной скорости, созданию различных вихрей.

Витая лента

Профилированные трубы

Витые трубы

Кожухотрубные аппараты (межтрубное пространство)

Интенсификация межтрубного пространства осуществляется посредством установки различных перегородок, которые создают перпендикулярное направление при обтекании пучка труб потоком.

Примеры интенсификации в АВО

Интенсификация трубного пространства АВО аналогична КТА (см. выше).
Рассмотрим лишь различные виды оребрения с дополнительной интенсификацией в виде надрезов и перфорации ребер.

Источник

Глава 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 (конденсаторы, ПНД, ПСГ, ПСВ, маслоохладители, регенераторы 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 подогревателем. 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 °С. Это расхождение наиболее существенно для ПНД, т. к. превышает расчетные значения для этих аппаратов практически в два 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 при давлении ниже барометрического, и, следовательно, к ухудшению показателей эффективности аппаратов.

Рис. 13.1. Тепловая эффективность конденсаторов паровых турбин
I—К-200-130 ЛМЗ, Верхнетагильская ГРЭС, II—К-300-240 ЛМЗ, Киришская ГРЭС, III—К-300-240 УТЗ, Троицкая ГРЭС, IV—К-500-240 ХТЗ; 1—среднегодовые данные эксплуатации, 2—нормативная характеристика при t_1в = 12 о С, 3—нормативная характеристика при t_1в = 20 о С, 4—расчет по методике ВТИ, 5—расчет по методике фирмы «Метро-Виккерс», 6—расчет по методике института теплообмена США, 7—расчет по методике Г.Г.Шкловера и В.Г.Григорьева

Рис. 13.2. Тепловая эффективность подогревателей низкого давления
I—ПНД№4 турбины К-200-130 ЛМЗ, Верхнетагильская ГРЭС, II—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 автоматики и систем отсоса воздуха, 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 путем модернизации действующих аппаратов в условиях эксплуатации. 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 t_1в>12 °С теплообмен лимитируется теплоотдачей по водяной стороне, что, возможно, определяется меньшей, чем у всех остальных конденсаторов, удельной паровой нагрузкой (q = 36 кг/(м 2 ⋅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: I — K-200-130, t_1в = 12 o C; II— K-500-240, t_1в =20 o C; III— T-110/120-130, t_1в =12 o C.

Сетевые подогреватели: IV— ПСВ-500-14-23, t_1в =95 o C; V— ПСГ-5000-3,5-8-1, t_1в =115 o C (турбина Т-250/300-240). Подогреватели низкого давления турбин: VI— К-200-130 (№5, t_1в = 98,4 o C), VII — К-300-240 (№5, t_1в = 118,6 o C), VIII— К-300-240 (№6, t_1в = 92,2 o C), IX— Т-250/300-240 (№3, t_1в =89,7 o C), X— К-800-240 (№6, t_1в = 95,2 o C); 1, 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 (особенно конденсаторов) в условиях эксплуатации 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 в ПНД№6, где теплообмен лимитируется паровой стороной, на 20 % по паровой стороне приводит к увеличению коэффициента теплопередачи на 11 %, а в ПНД№ 5 (теплообмен лимитируется водяной стороной)― только на 8 %.

Известно, что понятие надежности в широком смысле включает в себя большой ряд показателей: безотказность, долговечность, ремонтопригодность, контролепригодность, эксплуатационную технологичность, сохраняемость, наработка на отказ и другие. 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 паротурбинных установок. Наиболее распространенными последствиями отказов являются 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 происходит из-за повреждений котлов. Второе и третье место 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).

Таблица 13.1. Средние значения временных показателей надежности

Время восстановления, ч

Подогреватели низкого давления

Подогреватели высокого давления

Для определения надежности отдельных элементов теплообменного оборудования проанализированы причины отказов турбин и турбинного оборудования более чем по 800 паротурбинным установкам мощностью 100―800 МВт разных типов и разных заводов-изготовителей за 10-летний период (с 1986 по 1995 гг.). 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 отличались друг от друга качеством ремонта и условиями эксплуатации (износ оборудования, количество пусков, качество используемой воды и др.). В связи с этим сделана только качественная оценка надежности элементов.

На рис. 13.4 показано распределение отказов элементов оборудования турбоустановок, определяемое по соотношению

d = N i N o ⋅ 100%,

где d – доля отказов;

N_i— число отказов i-того элемента (см. рис. 13.4);

N_o— число отказов вспомогательного оборудования турбоустановки в целом.

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, 11— бустерные насосы, 12— арматура, 13— трубопроводы

На рис. 13.5 показано распределение времени восстановления отдельных элементов вспомогательного оборудования ПТУ. Здесь T = (τ_i/τ_o)⋅100%, τ_i — время восстановления i-го элемента, τ_o — общее время восстановления вспомогательного оборудования ПТУ.

Рис. 13.5. Распределение времени восстановления элементов вспомогательного оборудования турбоустановок (усл. обознач. см. рис 13.4)

На рис. 13.6 представлена доля отказов каждого элемента, приведших к останову турбин:

где z_iT — число отказов i-го элемента, приведших к останову турбины;

Рис. 13.6. Доля отказов вспомогательного оборудования, вызывающая остановы турбин (усл. обознач. см. рис 13.4)

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 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. 58,1

Падение вакуума. 33,7

Срыв сифона . 7,0

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 другие.

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 — 60,9%

Повреждения арматуры, дренажей и т.д. — 7,6%

Занос трубок и трубных досок — 6,5%

Неплотности корпуса — 4,3%

Негерметичность ремонтных пробок отглушенных трубок — 2,2%

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 — 44,6%

Потеря герметичности трубок или вальцовочного соединения — 39,3%

Низкое качество трубок — 7,1%

Некачественная вальцовка трубок — 5,4%

Разрушения трубок фрагментами лопаток турбины — 3,6%

Основная масса повреждений трубок (44,6 %) связана с их коррозионно-эрозионными повреждениями (в процессе достаточно длительной эксплуатации). Износ наружной поверхности трубок связан, прежде всего, с капельно-ударной эрозией; эрозия внутренней поверхности трубок связана с низким качеством циркуляционной воды, иногда несущей с собой в виде взвесей достаточно большое количество абразивных частиц, вызывающих износ 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 как в результате коррозионного изнашивания трубок, так и в результате фрикционного износа в зоне их прохода через отверстия промежуточных перегородок. Основной причиной такого износа может являться вибрация трубок, которая также могла приводить 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.

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 5 лет), а затем начинается возрастание количества неполадок по причине эксплуатационного износа, который после 10 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 30 лет.

Основными причинами неисправностей и отказов теплообменных аппаратов большинство 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 % случаев). 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 закона распределения случайной величины).

Таблица 13.2. Математическое ожидание числа остановов в год (раз в год)

по нормальному закону

по логарифмически нормальному закону

(основные, типа ПСГ)

Таблица 13.3. Математическое ожидание длительности одного восстановления (ч)

по нормальному закону

по логарифмически нормальному закону

(основные, типа ПСГ)

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 бόльшее время одного восстановления основного сетевого подогревателя по сравнению с конденсатором (при примерно 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, работающих при давлениях ниже барометрического, особенно в части присосов воздуха в аппараты.

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 применением интенсифицированных поверхностей теплообмена, таких, например, как оребренные и различно профилированные трубки, а также использования других методов интенсификации теплообмена. 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 перспективными являются 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 III. 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, содержащей 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 теплопроизводительность 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 низкокипящее 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 6 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 низкокипящим 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 теплопроизводительность 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, позволяют сэкономить больше воды при бόльшей потере энергии, а системы, работающие во втором режиме, больше экономят энергии за счет бόльших 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 1, 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 6 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 6×6 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 должна поставляться 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, и 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 38×3 мм, имеющие продольно-радиальную накатку в виде треугольных выступов и впадин. На наружную поверхность труб навита L-образная 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, размещенных в вытяжной башне 3, воздушных теплообменниках 4 и 5, которые с помощью трубопроводов 6 и 7 и арматуры 8, 9 соединены параллельно. 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 11, 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 15 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 17 обеспечивается промежуточным теплоносителем, хранящимся в баке 18 и циркулирующим между теплообменниками 17 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 12 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 перспективной в этом направлении является разработка ХТЗ совместно с рядом организаций конструкции вертикальных модульных 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 размещено четыре трубных пучка (рис. 13.14), каждый из которых имеет собственный воздухоохладитель, что улучшает условия отвода неконденсирующихся газов.

Рис. 13.14. Компоновка трубного пучка вертикального конденсатора (половина блока-модуля)

Одной из конструктивных особенностей этого 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
1— 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

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 трубы меньшего диаметра (22×3,5 мм) из стали Ст20 вместо труб 32×4,5 мм из того же материала позволил, например, увеличить тепловую нагрузку группы ПВ-550-230 турбоустановки Т-100/120-130 Таллиннской ТЭЦ-2 по сравнению c 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. 3.15). Подогреватели первой группы применяются в схемах турбоустановок АЭС и ТЭС с начальными параметрами пара до 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.

ТКЗ прорабатывались конструкции и вертикальных камерных ПВД с нижней водяной камерой (рис 13.16).

Рис. 13.16. Вертикальный камерный ПВД-К-400 для ТЭС
А, Б— подвод и отвод питательной воды, В— подвод пара, Г— выход конденсата

Другой перспективной конструкцией ПВД [86] является аппарат с трубным пучком из вертикальных ширм (ПВД-Ш). Поверхность теплообмена в нем образована трубками диаметром 16 мм с толщиной стенки 2,5 мм для блоков сверхкритических параметров, 2 мм для турбин с давлением свежего пара 12,8 МПа и 1,4 мм― для 6,0 МПа. Трубки изготавливаются из стали 08Х18Н10Т и закрепляются в коллекторе развальцовкой с обваркой торцов. ПВД-Ш (рис 13.17) имеют существенно более низкую металлоемкость по сравнению с коллекторно-спиральными ПВД.

Рис. 13.17. ПВД с трубным пучком из вертикальных ширм и центральным коллектором (размеры указаны для ПВД турбины К-1000-60/3000)
1— вход питательной воды, 2—люк-лаз для ревизии и ремонта, 3— внутриколлекторная перегородка, 4— съемная обечайка перегородки, 5 — коллекторы отвода неконденсирующихся газов, 6— корпус, 7— сепаратор влаги, 8— вход греющего пара, 9— ширма трубного пучка, 10— коллектор, 11— вход конденсата из ПВД высшей ступени, 12— опора, 13— выход конденсата, 14— выход питательной воды, 15— люк-лаз к местам заделки теплообменных трубок

По мнению разработчиков, исходя из соображений 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 плотности. Дополнительный эффект можно получить за счет применения в подогревателях камерного типа труб малого диаметра с меньшей толщиной стенки (16×2 мм вместо 32×5 мм или 32×4 мм).

Головными образцами ПВД камерного типа будут аппараты ПВД-К-2550-12-3,2-IIIА и ПВД-К-2550-12-3,2-IVА (поверхность теплообмена 2550 м 2 ) для турбоустановок 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. 13.18 для турбоустановок 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.

Рис. 13.18. Схемы подогревателей высокого давления спирально-коллекторного (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

Таблица 13.4. Техническая характеристика ПВД для турбин К-800-240-5 и К-1000-60/1500

Число параллельных ниток ПВД в схеме турбины

Расход питательной воды, т/ч

Полная высота Н, мм

Диаметр корпуса D_н, мм

Компактность, м 2 /м 3

Примерная сухая масса одного ПВД, 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-за разности 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.

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 существующим 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 профильные; применения для корпусов, трубных досок, каркасных элементов и водяных камер вместо сталей 20, 20К и Ст3 сталей А32 и А36 (ГОСТ 5521―93), освоенных в судостроении и имеющих существенно более высокие механические свойства.

На рис. 13.19. показаны схемы конструктивного исполнения ряда узлов ПНД для турбин К-210-130, К-500-240, К-800-240, К-1000-60/300.

Рис. 13.19. Конструктивные схемы поверхностных подогревателей низкого давления для турбоустановок К-210-130 (а), К-800-240 (б) 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, 15, 16— прокладки; А, Б— патрубки питательной воды, В— ввод конденсата греющего пара из другого подогревателя, Г— отвод конденсата греющего пара, Д— отвод паровоздушной смеси, Е— ввод пара, н.у.в.— нижний уровень воды;

б— подогреватель ПН-1900-32-6-I; 1— лаз, 2— водяная камера, 3— вварная трубная доска, 4— переходная обечайка корпуса, 5, 7— фланцы корпуса, 6— мембранное уплотнение, 8— трубная система, 9— корпус, 10— опорная лапа; А, Б, В, Г— то же, что на рис.13.19, а;

в— подогреватель ПН-3200-30-16-IIА; 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

На рис. 13.20 дана принципиальная схема вертикального подогревателя, типичная для зарубежных фирм. Подогреватель имеет поверхность теплообмена 4 000 м 2 и по параметрам близок к подогревателям типа ПН-3200-30-16 для турбоустановок мощностью 1 000 МВт, работающих в схеме с реактором ВВЭР-1000. 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 бόльшей части длины трубного пучка. В зоне охлаждения конденсата с помощью специальных перегородок организовано движение конденсата в 4 хода.

Рис. 13.20. Принципиальная схема подогревателя без фланцевых разъемов (F = 4 000 м 2 )
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, Д— отвод конденсата греющего пара

На эффективность и надежность работы ПНД большое влияние оказывает организация 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.

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 3 на турбинах К-300-240 ЛМЗ пароотбойные щиты реконструированы, как показано на рис. 13.21. Здесь подвод пара выполнен рассредоточенным, путем установки дополнительного пароотбойного щита и выполнения прорезей в обоих щитах таким образом, чтобы струи пара изменяли направление своего движения на 90 °. После реконструкции повреждаемость аппаратов уменьшилась в 3―4 раза.

Рис. 13.21. 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

Для эффективной работы вакуумных ПНД важным является также выбор системы отвода неконденсирующихся газов из корпуса подогревателя. У вакуумных ПНД блоков 300 и 500 МВт выполнены раздельные для ПНД-1 и 2 отсосы газов в конденсатор. Для отсоса газов установлены дополнительные наружные или внутренние кольцевые коллекторы.

Специалистами ОРГРЭС и УГТУ—УПИ 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. 13.22) 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 трубного 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.

Рис. 13.22. Схема модернизации системы отвода неконденсирующихся газов
а— до модернизации, б— после модернизации; 1— пароотбойный щит, 2— вертикальные перегородки, 3— патрубок отвода газов

Совершенствование конструкции деаэраторов связано с существенным изменением условий эксплуатации энергоблоков в последние годы, что повлекло за собой перевод деаэраторов на работу при скользящем давлении. Серийные деаэраторы, однако, были рассчитаны на работу при постоянном рабочем давлении 0,69 МПа и не обеспечивали необходимой в изменившихся условиях маневренности. В связи с этим в ЦКТИ разработаны новые деаэраторы повышенного давления с малогабаритными колонками, в которых используются низконапорные водораспределительные устройства (форсунки) и струйные тарелки, а в баках― затопленное барботажное устройство [87]. Греющий пар подается в паровое пространство бака-аккумулятора через штуцер, соединенный с перфорированным коллектором.

Пар проходит через струи, стекающие со струйной тарелки, и попадает в зону распыла воды форсункой. В струях и каплях вода нагревается до температуры, близкой к температуре насыщения при давлении в деаэраторе, и из нее удаляются коррозионно-активные газы. Для обеспечения глубокой деаэрации воды в баке деаэратора предусмотрено затопленное барботажное устройство. Деаэратор с малогабаритной колонкой позволяет повысить экономичность работы турбоустановки на скользящих параметрах и сократить габариты и металлоемкость устройства при обеспечении требуемых режимных характеристик и показателей надежности.

Для улучшения интенсивности процесса деаэрации в вакуумных деаэраторах в патрубке подвода недеаэрированной воды устанавливаются решетка, турбулизирующая поток воды, который затем проходит через направляющие лопатки, закручивающие его по спирали, и далее проходит через сопло. При поступлении в сопло давление в потоке воды понижается и начинается интенсивное выделение газов с образованием пузырьков. При выходе из сопла под действием центробежных сил закрученный поток распадается на мелкие капли, которые затем, двигаясь в паровом отсеке, подогреваются паром, при этом из капель за счет диффузии интенсивно выделяются газы.

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, см. разд. 13.4). Как показали результаты исследований, гарантированный эффект увеличения коэффициента теплопередачи на номинальном режиме работы в сетевых подогревателях с ПВТ при рационально выбранной геометрии трубок составляет 20―40 %. Гидравлическое сопротивление аппаратов при этом увеличивается на 40―70 %.

Перспективные направления совершенствования 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. 13.22. 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. 13.23. 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.

Рис. 13.23.Схема модернизации системы отвода коррозионно-активных газов из корпусов подогревателей сетевой воды типа ПСВ

Совершенствование конструкции подогревателей сетевой воды с целью 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. 13.24).

Учитывая, 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 решения, обеспечивающие снижение величины недогрева до 4―5 °С (т.е. в примерно в 4 раза) и глубокую деаэрацию конденсата греющего пара. В конструкцию аппарата введен смешивающий охладитель воздуха, оптимизированы движение потока пара в пучке и скорости этого потока, а также величина парового сопротивления.

Рис. 13.24. 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—полукамера

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, 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 осуществляется 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 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. 13.25. При проектировании этого сетевого подогревателя с поверхностью теплообмена 3700 м 2 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.

Рис. 13.25. Схема унифицированного укрупненного вертикального подогревателя сетевой воды для турбоустановок 1000 МВт
1— крышка корпуса, 2— крышка плавающей водяной камеры, 3— корпус, 4— кожух, 5— трубная система, 6— нижняя водяная камера, 7— опора, 8, 9, 10— лазы; Б— вход пара, В, Г— вход и выход сетевой воды, Д— отвод конденсата греющего пара

13.2.5 Пластинчатые теплообменники энергоустановок¶

Информация о пластинчатых теплообменниках с точки зрения их применения в энергетике (на ТЭС) весьма ограничена и противоречива [88]. При одинаковых тепловых нагрузках пластинчатые теплообменные аппараты, по мнению разработчиков, 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. 13.26 показано движение теплоносителей в пластинчатом теплообменнике.

Рис. 13.26. Распределение потоков теплоносителей в пластинчатом теплообменнике
Cиним обозначена нагреваемая, красным— греющая среда

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 °С. Пластины могут быть изготовлены из нержавеющей стали, титана, никеля и т.д. Толщина пластин выбирается из интервала 0,1—1,0 мм. Максимальный зазор между пластинами обычно равен 3—5 мм, а минимальный—1,5—3,0 мм. Скорость 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 двухступенчатым и трехмерным (шевронное гофрирование).

В табл. 13.5 в качестве примера приводятся некоторые общие технические характеристики разборных пластинчатых аппаратов производства фирмы «Альфа Лаваль».

Таблица 13.5. Технические характеристики разборных пластинчатых теплообменников «Альфа Лаваль»

Источник