Теплоэнергетика, 2022, № 10, стр. 71-78

ОБЪЕКТ ИССЛЕДОВАНИЙ И СХЕМА ИЗМЕРЕНИЙ

Исследования проводили на конденсаторе К‑6000-XII турбины Кт-63-7.7 в составе парогазовой установки ПГУ-230 и конденсаторе КГ2-6200 турбины Т-110/120-12.8. Двухпоточный конденсатор К-6000-XII состоит из корпуса, выполненного заодно с водяными камерами, и трех трубных пучков: двух основных (А, Б) и одного встроенного (рис. 1). Основные пучки подключены по двухходовой схеме, встроенный – по четырехходовой схеме включения по охлаждающей воде. Конденсационная установка турбины оснащена вентиляторной градирней, что позволяет проводить испытания конденсатора во всем эксплуатационном диапазоне температур и расходов охлаждающей воды.

Все измерения выполняли с помощью штатных приборов АСУ ТП ПГУ (см. рис. 1). Оснащенность приборами схемы измерений достаточна для получения данных о расходах пара в отдельных пучках конденсатора на основе их тепловых балансов. Схема измерений позволила сводить материальные и тепловые балансы для трубных пучков, конденсатора и турбины в целом. С помощью регулирования основных параметров в циркуляционной насосной и вентиляторной градирне обеспечивались необходимые расход и температура воды в пучках.

МЕТОДИКА ПРОВЕДЕНИЯ ОПЫТОВ И ОБРАБОТКИ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ДАННЫХ

Особенностью ТЭЦ, на которой установлен энергоблок ПГУ-230, является наличие вентиляторной градирни, которая позволяет регулировать температуру циркуляционной воды, подаваемой в конденсатор, в диапазоне 15–35°С. При испытаниях расход воды составлял: в основные пучки 6000–10 500 т/ч, во встроенный пучок 750–1250 т/ч. Расход пара в конденсатор изменялся теплофикационной диафрагмой от 30 до 100 т/ч (номинальный расход составляет 300 т/ч).

Для обработки опытных данных и сопоставления их с нормативными характеристиками использовали методики расчета завода – изготовителя турбины АО УТЗ. Коэффициент теплопередачи ОП рассчитывали по методике Всероссийского теплотехнического института, а ВП – по методике “Метро-Виккерс” с поправками [3].

Расход пара в конденсатор вычисляли по уравнению теплового баланса конденсатора и материальному балансу турбины

где G_{ц. в} – расход циркуляционной воды в конденсаторе, т/ч; с_р – теплоемкость циркуляционной воды, кДж/(кг · K); t_1ц.в, t_2ц.в – температура циркуляционной воды на входе в конденсатор и выходе из него, °C; Δh – разность энтальпий пара и конденсата в конденсаторе, кДж/кг (в [4, 5] Δh = = 2305 кДж/кг).

Разность энтальпий пара и конденсата зависит от степени сухости пара x:

где h_п, h_к – энтальпия пара и конденсата в состоянии насыщения.

В [6] рекомендуется рассчитывать x по экспериментальной формуле

где р_к – давление пара в конденсаторе, кПа.

Уравнение материального баланса турбины имеет вид

где D₀, D_ПСГ – расход пара в турбину и подогреватель сетевой воды горизонтальный, т/ч, (в турбоустановке с паровой турбиной в составе ПГУ система регенерации отсутствует).

Проведенные расчеты показали, что разность энтальпий пара и конденсата Δh для конденсатора К-6000-XII отличается от рекомендуемого заводом-изготовителем значения [5] (Δh = = 2305 кДж/кг) на 2–3%. Расходы пара, вычисленные по (1) и (4), сходятся с меньшей погрешностью при определении значений Δh по зависимости (2), что позволяет рекомендовать ее для обработки результатов испытаний конденсаторов теплофикационных турбин. Максимальная среднеквадратическая погрешность определения расходов пара в основные пучки конденсатора не превышает 8.9%, во встроенные пучки – 7.6%.

Для сопоставления с экспериментальными данными была уточнена методика расчета давления в конденсаторе с определением давления пара в отдельных трубных пучках. Заводская методика расчета характеристик конденсатора базируется на вычислении коэффициента теплопередачи конденсатора при подаче циркуляционной воды в основные и встроенный пучки. При подаче во встроенный пучок обратной сетевой или подпиточной воды, а в основные – циркуляционной воды рассчитывают отдельные характеристики встроенного и основных пучков. В уточненной методике расчета коэффициенты теплопередачи вычисляют отдельно для встроенного и основных пучков, причем расходы пара в пучки распределяют с условием получения одинаковых давлений пара в пучках.

На первом шаге в уточненной методике давление пара в ОП и ВП определяют при расходах пара, которые приняты пропорциональными площади поверхности теплообмена пучков. Затем расходы пара перераспределяют между пучками для выравнивания в них давления.

На рис. 2 приведены расходы пара в основные и встроенный пучки, экспериментальные и рассчитанные по уточненной методике в 17 опытах. Диапазоны изменения параметров теплоносителей в отдельных опытах приведены ранее. Как видно на рис. 2, расхождения между экспериментальными и расчетными расходами пара на основные пучки не превышают 2%, на встроенный пучок ‒ 12%.

На рис. 3 приведены экспериментальное давление пара в конденсаторе и рассчитанное по уточненной методике и методике УТЗ (нормативное) при коэффициенте чистоты 1.0 [4]. Из рис. 3 следует, что экспериментальные данные для большинства опытов близки к расчетным и нормативным. Различие в большей части режимов не превышает 0.5 кПа. С учетом того что расчетные данные хорошо согласуются с экспериментальными, дальнейший анализ проводится по уточненной методике. Использование уточненной методики позволяет при допустимой погрешности оценивать показатели эффективности конденсатора в целом и распределение пара по отдельным зонам (трубным пучкам) конденсатора.

РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЙ НА КОНДЕНСАТОРЕ К-6000-XII ТУРБИНЫ КТ-63-7.7

С помощью уточненной методики расчета давления в конденсаторе рассмотрены факторы, влияющие на равномерность распределения удельных паровых нагрузок между основными и встроенным пучками конденсатора. На рис. 4 в качестве примера приведены экспериментальные данные по распределению удельных паровых нагрузок между пучками при четырехходовой схеме включения встроенного пучка по охлаждающей воде. На рис. 4 видно, что удельные паровые нагрузки в основных пучках в 1.7–2.2 раза больше, чем во встроенном, что зависит, по мнению авторов, от схемы включения ВП по охлаждающей воде.

На рис. 5 показана относительная удельная паровая нагрузка d_отн = d_ВП/d_ОП (здесь d_ВП, d_ОП – удельная паровая нагрузка на встроенный и основные пучки) в зависимости от числа ходов z по охлаждающей воде во ВП для конденсатора К‑6000-XII. При расчете скорость воды в трубках встроенного пучка принимали равной номинальной (1.9 м/с) для любого числа ходов при переменном расходе воды во встроенный пучок.

При двухходовой схеме включения встроенного пучка удельные паровые нагрузки в ОП и ВП равны между собой и d_отн = 1.0, при одноходовой схеме d_отн = 1.46, при четырех- и восьмиходовой схемах включения d_отн < 1. На рис. 5 показана экспериментальная точка, полученная при испытаниях на конденсаторе турбины Кт-63-7.7 для четырехходовой схемы включения встроенного пучка, в которой экспериментальное значение полностью совпадает с расчетным.

ИССЛЕДОВАНИЕ КОНДЕНСАТОРА КГ2-6200 ТУРБИНЫ Т-110/120-12.8

Во встроенный пучок конденсатора КГ2-6200 турбины Т-110/120-12.8 в течение практически всего отопительного сезона поступает сырая вода из городского водопровода температурой t_{1 ВП} = = 1.5°С, а в основные пучки – циркуляционная вода температурой t_1ОП = 15°С.

Повысить количество пара, конденсирующегося на встроенном пучке, возможно путем замены гладких трубок на профилированные. В качестве таких трубок можно использовать нашедшие широкое применение в энергетических теплообменных аппаратах профильные витые трубки (ПВТ) [7]. Для повышения надежности возможно применение трубок из нержавеющей стали.

Расчеты конденсатора КГ2-6200 проводили по методике, верифицированной для конденсатора К-6000-XII. По результатам анализа режимов работы конденсатора КГ2-6200 установлено, что распределение удельных паровых нагрузок зависит от температур и расходов охлаждающей воды во встроенном и основных пучках, расхода пара в конденсатор, профилирования трубок.

На рис. 6 приведены результаты расчета относительной удельной паровой нагрузки при двух- и четырехходовой схемах включения встроенного пучка по воде. На рис. 6, а видно, что при температуре воды на входе во встроенный пучок значительно меньшей, чем на входе в основные пучки, относительные удельные паровые нагрузки на встроенном пучке в 4–20 раз больше, чем на основных пучках (особенно при малых расходах пара в конденсатор), а при одинаковой температуре воды на входе в основные и встроенный пучки d_отн ≤ 1.

При малых расходах пара в конденсатор (D_к = = 50 т/ч) и большой разнице температур воды на входе в основные и встроенный пучки существенное влияние оказывает число ходов во встроенном пучке (см. рис. 6, а). При двухходовой схеме включения встроенного пучка для этих условий значительно влияние профилирования трубок (d_{отн ПВТ} ≈ 23, d_{отн глад} ≈ 13), при четырехходовой схеме включения ВП влияние профилирования на d_отн несущественно. При увеличении расхода пара в конденсатор до 100 т/ч влияние профилирования и числа ходов существенно снижается.

На рис. 6, б видно, что при одинаковой температуре воды на входе в ОП и ВП влияние профилирования, расхода пара в конденсатор и числа ходов в ВП на относительную паровую нагрузку несущественно. Это связано с почти равным соотношением удельных паровых нагрузок в основных и встроенном пучках.

На рис. 7 показана зависимость относительной удельной паровой нагрузки от температуры воды на входе во встроенный пучок при переменном расходе пара в конденсатор. На рис. 7, а видно, что при двухходовой схеме включения встроенного пучка и увеличении температуры воды на входе во ВП от 1.5 до 15°С относительная удельная паровая нагрузка уменьшается с 23 до 1. Влияние температуры воды особенно существенно при малых расходах пара в конденсатор. При ч-етырехходовой схеме включения по воде ВП (см. рис. 7, б) влияние t_{1 ВП} на относительную удельную паровую нагрузку менее существенно, чем при двухходовом исполнении.

Проведенный анализ показал, что влияние расхода циркуляционной воды в основных пучках на относительные удельные паровые нагрузки встроенного пучка существенно только при расходах пара в конденсатор, близких к номинальным значениям (280 т/ч). При увеличении расхода циркуляционной воды в основные пучки с 7000 до 13 500 т/ч удельные относительные паровые нагрузки на встроенный пучок при D_к = 50 т/ч снижаются на 5%, а при D_к = 280 т/ч – на 20%.

На рис. 8 приведена зависимость давления пара в конденсаторе от относительной удельной паровой нагрузки. Из рис. 8 следует, что влияние расхода циркуляционной воды на давление пара в конденсаторе существенно при d_отн = 2–3, что соответствует номинальному расходу пара в конденсатор 280 т/ч, и возможно только при конденсационном режиме работы турбины. На рисунке видно, что профилирование трубок встроенного пучка незначительно (не более чем на 0.2 кПа) снижает давление пара в конденсаторе.

На рис. 9 показана зависимость температуры воды на выходе из встроенного пучка с гладкими и профилированными трубками для двух- и четырехходовой схем включения по охлаждающей воде при t_{1 ВП} = 1.5°С. На рисунке видно, что даже при малом расходе пара в конденсатор D_к = 50 т/ч на выходе из встроенного пучка, включенного по двухходовой схеме, достигается минимально допустимая температура воды 18°С. Применение профилированных трубок позволяет повысить ее до 21°С. При включении встроенного пучка с профилированными трубками по четырехходовой схеме ввиду снижения расхода воды температура повышается до 23°С.

Необходимо отметить, что решение о применении профилированных трубок в конденсаторах теплофикационных турбин должно приниматься на основе технико-экономического анализа с учетом их повышенного гидравлического сопротивления.

ВЫВОДЫ

1. При одинаковой температуре охлаждающей воды на входе в основные и встроенный пучки конденсатора турбины соотношение удельных паровых нагрузок существенно зависит от количества ходов по воде встроенного пучка (при одинаковой скорости воды в трубках).

2. При температурах воды на входе во встроенный пучок 1.5°С, а в основные пучки 15°С относительные удельные паровые нагрузки могут превышать d_отн ≈ 20.

3. Влияние температуры воды на входе во встроенный пучок, числа его ходов по воде, профилирования трубок на относительные удельные паровые нагрузки наиболее значительно при малых расходах пара в конденсатор.

4. Влияние расхода охлаждающей воды в основном пучке конденсатора существенно при расходе пара, близком к номинальным значениям, что характерно для работы теплофикационной турбины с полностью открытой диафрагмой.

5. Применение профилированных трубок во встроенных пучках почти не сказывается на давлении пара в конденсаторе, однако позволяет на 1.5–3.0°С повысить температуру воды на выходе из встроенного пучка. Решение о том, применять профилированные трубки во встроенных пучках конденсаторов теплофикационных турбин или нет, следует принимать на основе технико-экономического анализа с учетом их повышенного сопротивления.