Размещено на http://www.allbest.ru/

Контрольная работа

ПАРАМЕТРЫ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ЯЭУ

1. Параметры ядерного реактора

В процессе выбора параметров теплоносителя первого контура и расчета расходов сред в контурах двухконтурной ЯЭУ определены некоторые параметры ядерного реактора - давление теплоносителя, температура на входе и выходе из ядерного реактора, расход теплоносителя через активную зону и тепловая мощность реактора.

Для полной характеристики ядерного реактора необходимо определить также загрузку ядерного топлива в активную зону и массогабаритные показатели реактора.

Для ядерного реактора корпусного типа, работающего в составе двухконтурной установки, загрузка ядерного топлива определяется его мощностью и заданной кампанией, а также реально достижимой в настоящее время глубиной выгорания ядерного топлива.

Активную зону ЯР следует проектировать так, чтобы можно было увеличить ее кампанию. Этого можно достичь увеличением загрузки топлива за счет использования выгорающих поглотителей (например, гадолиния, который хорошо профилируется по активной зоне; интенсивность его выгорания может быть организована соотвествующей интенсивности выгорания топлива) и увеличением глубины выгорания топлива. Кроме того, принимают меры для увеличения вклада вторичного топлива, образующегося в результате участия в нейтронно-физических процессах неделящегося материала U²³⁸.

В таких реакторах для обеспечения более глубокого выгорания топлива первоначально в активную зону можно загрузить каналы с топливом различного обогащения изотопом U²³⁵. Кампанию реактора делят на несколько периодов - обычно три периода. В конце каждого периода из центральной части активной зоны, где топливо выгорает наиболее интенсивно, выгружают каналы с предельно использованным топливом. На их место перегружают каналы из средней части активной зоны, где из-за менее интенсивного использования топлива остается значительная часть работоспособного урана. Аналогично перегружаются каналы из периферийной части в среднюю часть. Каналы со свежим топливом загружают в периферийную часть активной зоны. В процессе такой перегрузки каналов достигается достаточно глубокая степень использования ядерного топлива. Например, в современных ядерных реакторах большой мощности (порядка 3000 МВт) при исходном обогащении топлива подпитки в 4,4% изотопом U²³⁵ и кампании реактора в 3х7000 часов (3 периода по 7000 часов) достигнута глубины выгорания R = 30...40 (до 44) МВт-сут/кг (на 1 кг загружаемого урана - смеси U²³⁵ и U²³⁸). Энергия, выработанная за время кампании, составит

Е = Q_яр^ном , МВтч, (1)

где Q_яр^ном - номинальная мощность ЯР, МВт;

- кампания, ч. В нашем случае = 3 х 7000 = 21000 часов. Она задается или принимается по прототипу.

Загрузка урана в активной зоне реактора составит

М_U = Е / (R 24), кг, (2)

где Е - энергия, выработанная за время кампании, МВт·ч;

R - глубина выгорания топлива, МВт·сут/кг.

К настоящему времени в практику эксплуатации ядерных реакторов внедряется четырехкратная перестановка тепловыделяющих сборок. Это позволяет совместно с другими мерами (в том числе применение гадолиния в качестве выгорающего поглотителя) заметно увеличить компанию активной зоны. За счет увеличения равномерности энерговыделения в активной зоне удалось значительно увеличить глубину выгорания топлива R (величина R доведена до 50…60 МВт·сут/кг) при практически той же продолжительностью между перегрузками (6800…7000 часов). Тогда продолжительность компании составит

= 4 х (6800…7000) = 27200…28000 часов.

Исследования этого вопроса показывают, что в перспективе глубина выгорания R может быть доведена до значения порядка 70 МВт-сут/кг.

Габариты активной зоны определяют, исходя из мощности ядерного реактора и принятой в расчет энергонапряженности активной зоны (мощность, генерируемая в единичном объеме активной зоны) q. Величина q определяется компоновкой активной зоны и ее поверхности теплоотдачи, допустимой тепловой нагрузкой, степенью неравномерности тепловыделений в активной зоне, гидродинамикой потока теплоносителя и др. На начальной стадии проектировании ЯЭУ значение q можно принять по прототипному ядерному реактору. Тогда объем активной зоны

V_аз = Q_яр^ном / q, м³. (3)

Для определения размеров активной зоны можно задаться соотношением высоты и диаметра активной зоны Н_аз/D_аз, тогда полученное значение объема активной зоны V_аз можно раскрыть и получить численные значения Н_аз и D_аз. При этом можно принять оптимальное соотношение Наз и Dаз, которое обеспечивает наибольшую компактность активной зоны (наименьшая поверхность цилиндра, в который вписана активная зона)

Н_аз ~ 0,9 D_аз. (4)

На практике от оптимального соотношения заметно отступают. Основные причины этого сводятся к следующему:

а) для корпусных реакторов с водой под давлением при большой тепловой мощности выходят на большие диаметры активной зоны - до 3 м и более. Это приводит к значительному диаметру корпуса реактора. Увеличение диаметра корпуса реактора, находящегося под большим давлением теплоносителя, резко увеличивает необходимую толщину стенки корпуса. Это приводит к утяжелению и усложнению конструкции корпуса, снижению его надежности. Кроме того, увеличение габаритного диаметра корпуса реактора до некоторых значений (4...4,5 м) может выступить ограничительным фактором в транспортировке корпуса ЯР по железной дороге и затруднить постройку АЭС;

б) некоторые детали конструкции ЯР могут быть унифицированы для реакторов различной мощности. Такими деталями могут быть тепловыделяющие элементы, тепловыделяющие сборки, размеры по высоте для некоторых деталей - цилиндра корпуса реактора, заготовок для экранов ЯР и др.

С учетом изложенного в каждом конкретном случае принимают решение: либо принять значение одного из размеров активной зоны, либо принять оптимальное соотношение Н_аз и D_аз, после чего определить их через известное значение V_аз.

При решении этих вопросов целесообразно ориентироваться на прототипные данные.

Габаритные размеры ядерного реактора можно оценить по соотношениям габаритных размеров реактора и размеров активной зоны, принимая значения соотношений по прототипным данным

D_яр = d_яр D_аз; d_яр = D_яр^пр / D_аз^пр; Н_яр = h_яр H_аз; h_яр = H_яр^пр / H_аз^пр.(5)

Аналогичным образом можно оценить массу ЯР:

М_яр = m_яр V_яр; m_яр = M_яр^пр / V_яр^пр . (6)

Заметим, что в последнее время наметилась тенденция к увеличению диаметра корпуса реактора больше ограничений, накладываемых предельными габаритами грузов, перевозимых железнодорожным транспортом. Это позволяет увеличить зазор между активной зоной и корпусом ЯР, уменьшить интенсивность облучения металла корпуса нейтронами. Благодаря этому можно увеличить срок службы корпуса ЯР до 50…60 лет. Эти меры предлагаются к реализации на ВВЭР-1200 (расстояние между активной зоной и корпусом увеличено на 60 мм). Правда, это можно внедрять в практику реакторостроения, если удается основную часть пути транспортировки корпуса ЯР к месту строительства АЭС осуществить водным путем.

В таблице 1 приведены данные некоторых ядерных реакторов, которые могут быть приняты прототипными при эскизном проектировании ЯЭУ в целом.

Таблица 1 - Основные параметры водо-водяных реакторов АЭС

Наименование ЯР	ВВЭР-440	ВВЭР-1000	PWR
Тепловая мощность, МВт	1375	3000	3780
Давление теплоносителя, кГс/см2	125	160	158
Температура теплоносителя:
- на выходе из ЯР, °С	300	322	326
- на входе в ЯР, °С	269	290	292
Расход теплоносителя через АЗ, м3/ч	42000	80000	67680 т/ч
Размеры АЗ:
- высота, м	2,5	3,56	3,9
- диаметр, м	2,88	3,16	3,6
Количество тепловыделяющих сборок	349	163	193
Топливо	UO2	UO2	UO2
Материал оболочки твэла	Zr+ 1% Nв	Zr+ 1% Nв	Цирколой - 4
Площадь поверхности теплоотдачи, м2	3150	4850
Коэффиц. неравномерн. тепловыделений:
- по радиусу АЗ	1,41
- по высоте АЗ	1,84
- по объему АЗ	2,4	2,35
Средняя энергонапряж. АЗ , МВт/м3	83	111	95
Загрузка урана, т	42	66	103,5
Среднее начальное обогащение урана, %	3,5	4,4	3,4
Кампания, ч	3х7000	3х7000
Средняя глубина выгорания топлива, МВт·сут/кг	28	30 (40)	35
Корпус ЯР:
- высота, м	11,8	10,88	13,2
- диаметр макс., м	4,27	4,535	дст = 250 мм
- диаметр внутр., м	3,56	4,07	5,00
- масса, т	201	323
Масса сухого ЯР в сборе, т		824

2. Параметры парогенератора

При выборе параметров теплоносителя и рабочего тела определены параметры теплообменивающихся сред в парогенераторе на входе и выходе из него (давление, температура, энтальпия), а также расходы сред. С учетом принятого в расчет количества автономных петель первого контура z можно определить расходы сред для одной камеры ПГ:

G_п^кпг = G_п / z ; G_т^кпг = G_т / z , кг/с. (7)

Для оценки массогабаритных показателей камеры ПГ необходимо оценить ее поверхность теплопередачи F^кпг. Величина F^кпг является определяющей при оценке габаритных размеров камеры и ее массы.

Тепловая нагрузка камеры ПГ может быть определена по зависимости:

Q^кпг = G_п^кпг (i_пг - i_пв), кВт, (8)

где G_п^кпг - паропроизводительность камеры ПГ, кг/с;

i_пг - энтальпия пара на выходе из ПГ, кДж;

i_пв - энтальпия питательной воды на входе в ПГ, кДж/кг.

Заметим, что значение Q^кпг может быть определено и другим способом:

Q^кпг = Q_яр^ном _тпк / Z^кпг , кВт, (9)

где Q_яр^ном - номинальная тепловая мощность ЯР, кВт;

_тпк - принятый в расчет коэффициент удержания тепла в теплопередающем контуре (обычно _тпк = 0,98...0,99 (см. зависимость (8.23));

Z^кпг - количество параллельно включенных камер ПГ.

Поверхность теплопередачи камеры ПГ определяется через уравнение теплопередачи

Q = К F t . (10)

Тогда

F^кпг = Q^кпг / (К^пг t^пг), м². (11)

Коэффициент теплопередачи К^пг сложным образом зависит от ряда факторов: скорости сред, тепловой нагрузки, давления сред, компоновки поверхности и пр. Для оценочных расчетов поверхности теплопередачи значение коэффициента К^пг можно принять, ориентируясь на прототипные данные.

Величину среднего температурного напора в парогенераторе (осреднение температурного напора, как это принято в большинстве случаев при расчете теплообменных аппаратов, целесообразно принять по логарифмическому закону) можно определить, используя диаграмму t-q.

Обычно в отечественных ЯЭУ АЭС используются горизонтальные ПГ насыщенного пара с неявно выраженной экономайзерной зоной. Это означает, что поступающая в ПГ питательная вода подогревается до состояния насыщения за счет конденсации части генерируемого пара. В результате на поверхности трубной системы происходит только испарение питательной воды. Тогда диаграмма t-q будет иметь вид, показанный на рисунке 1.

Среднелогарифмический температурный напор в парогенераторе

t_ср^пг = (t_б - t_м) /ln(t_б /t_м), ^оС. (12)

Рисунок 1 - Диаграмма t-q парогенератора

С учетом принятого в расчет значения коэффициента теплопередачи К^пг и полученного по зависимости (12) среднелогарифмического температурного напора можно определить расчетное значение поверхности теплопередачи F^кпг (по зависимости (11)).

Обычно фактическую поверхность теплопередачи принимают с превышением на ..15%. Это позволит компенсировать возможное ухудшение условий теплопередачи (появление слоя окислов, накипеобразование и пр.), а также уменьшение поверхности теплопередачи за счет глушения части трубок при выходе их из строя в процессе эксплуатации. Тогда

F^кпг = (1,1...1,15) F_расч^кпг. (13)

Массогабаритные показатели камеры ПГ находятся в прямой зависимости от ее паропроизводительности, поверхности теплопередачи, компоновочной схемы и свойств конструкционных материалов. Из-за сложной взаимосвязи указанных факторов трудно дать простые расчетные зависимости для определения массогабаритных показателей камеры ПГ. Ограничимся оценочными расчетными зависимостями, построенными на использовании удельных параметров прототипных парогенераторов.

Объем камеры ПГ

V^кпг = v^кпг F^кпг , (14)

где v^кпг - удельный объем прототипной камеры ПГ, отнесенный к единичной поверхности теплопередачи,

v^кпг = V_прот^кпг / F_прот^кпг . (15)

Габаритные размеры камеры (D^кпг, L^кпг) определяют из выражения

V^кпг = (D^кпг)² L^кпг / 4, м³ . (16)

Для раскрытия этого выражения необходимо задаться соотношением габаритных размеров D^кпг и L^кпг. При этом, как и в случае ядерного реактора, необходимо обратить внимание на габаритный диаметр. Он не должен превысить значение габарита груза, недопустимого к перевозке по железной дороге.

Как уже отмечалось, наметелась тенденция к уходу от ограничений, накладываемых предельными габаритами железнодорожного транспорта. Это позволяет несколько увеличить внутренний диаметр корпуса ПГ, увеличить объем котловой воды в ПГ и таким образом увеличить безопасность энергоблока в ситуации полного его обесточивания.

Масса камеры парогенератора может быть оценена через удельную массу прототипной камеры:

М^кпг = m^кпг V^кпг , кг , (17)

где m^кпг = М_прот^кпг / V_прот^кпг.

В таблице 2 приведены данные некоторых парогенераторов, применяемых в отечественных АЭС.

Таблица 2 - Основные параметры парогенераторов АЭС (параметры одной камеры ПГ)

Наименование ПГ	ПГВ-440	ПГВ-1000	ПГВ-1000У
Количество камер ПГ в блоке	6	4	4
Тепловая мощность, МВт	229	750	750
Расчетная паропроизводительность, т/ч	450	1470	1470
Давление генерируемого пара, кГс/см2	47	64	64
Температура пара, °С	258,9	278,5	278,5
Влажность пара, %	0,25	0,2	0,2
Температура питательной воды, °С	164…223	164…220	164…220
Давление теплоносителя, кГс/см2	125	160	160
Температура теплоносителя: - на входе в ПГ, °С - на выходе из ПГ, °С	295 267	320 290	320 292
Скорость теплоносителя в трубках, м/с	2,71	4,21	4,91
Коэффициент теплопередачи с учетом загрязнений, кВт/(м2 ·град)	4,7	5,4	6,1
Среднелогарифмический температурный напор, °С	18,7	22,9	24
Удельный тепловой поток, кВт/м2	89,23	123	141
Полная поверхность теплообмена, м2	2576,6	6115	5126,6
Общее количество параллельно включенных трубок, шт.	5536	11000	9157
Диаметр и толщина стенок трубок, мм	16х1,4	16х1,5	16х1,5
Средняя длина трубок, м	9,26	11,10	11,14
Гидравлическое сопротивление по тракту теплоносителя, кГс/см2	0,765	1,28	1,72
Приведенная скорость выхода пара с зеркала испарения, м/с	0,24	0,382	0,382
Разбивка трубок в трубном пучке	коридорная	шахматная	шахматная
Минимальная кратность циркуляции в ПГ	4…6	1,5	1,9
Внутренний диаметр корпуса, мм	3210	4000
Длина корпуса, мм	11950	13840
Масса сухой камеры ПГ, т	146	205

3. Компоновка турбоагрегата. Параметры главной турбины

При рассмотрении теплового расчета рабочего контура проточная часть главной турбины была представлена в виде последовательно включенных по потоку пара двух цилиндров - ЦВД и ЦHД с промежуточной сепарацией и промежуточным перегревом пара между ними. При этом в тепловом расчете рабочего контура подразумевалось, что ЦВД и ЦHД представлены в однопоточном варианте. В действительности компоновка турбоагрегата ЯЭУ АЭС значительно сложнее. Hиже представлены общие рекомендации по компоновке проточной части ЦВД и ЦHД в отдельные агрегаты ПТУ - количество цилиндров и количество потоков пара в цилиндре.

Обычно ЦВД компонуют в виде одного отдельного агрегата с двухпоточной проточной частью. Двухпоточная компоновка ЦВД позволяет разгрузить ротор от значительных осевых усилий, хотя заметно удлиняет его. И только для турбоагрегатов небольшой мощности ЦВД иногда компонуют однопоточным, так как при двухпоточной компоновке могут возникнуть затруднения по причине малой длины лопатки первой ступени. Hапример, для турбины К-220-44, имеющей сравнительно небольшую мощность (N_e = 220 МВт), ЦВД выполнен однопоточным.

Компоновку ЦВД разрабатываемой турбины можно принять, ориентируясь на прототипную турбину. В таблице 3 приведены некоторые параметры ЦВД турбин, применяемых в отечественных АЭС.

Таблица 3 - Параметры ЦВД турбоагрегатов АЭС

Наименование турбоагрегата	К-220-44	К-500-65 3000	К-1000-60 3000	К-1000-60 1500
Завод-изготовитель	ПО ХТЗ	ПО ХТЗ	ПО ЛМЗ	ПО ХТЗ
Мощность турбоагрегата, МВт	220	500	1000	1000
Частота вращения ротора, об/мин	3000	3000	3000	1500
Расход пара на ЦВД, т/ч	1439	2509,2	5360,8	5772
Формула проточной части ЦВД: (кол-во цилиндров) (кол-во потоков в цилиндре)	11	12	12	12
Количество ступеней в потоке	6	5	5	7
Длина лопатки первой ступени, мм	111			104
Средний диаметр первой ступени, мм	1273			1806
Средний диаметр последней ступени, мм	1437,5			1952

Ориентируясь на мощность разрабатываемой турбины и расход пара на турбину, принимают решение о количестве потоков в ЦВД - один или два.

Длину сопловой лопатки первой ступени ЦВД l₁ можно определить из уравнения сплошности потока пара

G_п v₁ = d_ср l₁ с₁₀ sin₁е. (18)

Отсюда

l₁ = G_п v₁ / ( d_ср с₁₀ sin₁е), м, (19)

где G_п - расход пара через сопловый аппарат первой ступени ЦВД. Если ЦВД - двухпоточный, то G_п = 0,5G_т;

v₁ - удельный объем пара на выходе из соплового аппарата первой ступени ЦВД. Так как степень реактивности первой ступени небольшая, то значение v₁ можно принять по параметрам пара на выходе из первой ступени турбины. Очевидно, что

v₁ = v(1- х) + vх. Здесь значения v, v, х - параметры потока пара на выходе из первой ступени турбины или, что тоже самое, на входе во вторую ступень;

d_ср - средний диаметр первой ступени ЦВД. Обычно для турбины с частотой вращения n = 3000 об/мин средний диаметр облопачивания первой ступени ЦВД находится в пределах 0,6…1,4 м (для тихоходного агрегата - до 1,8 м). Значение d_ср можно принять по протипным данным;

с₁₀ - теоретическая скорость пара на выходе из соплового аппарата первой ступени ЦВД. Значение с₁₀ целесообразно выразить через оптимальное отношение скоростей (u/с₁₀)_опт. Величину (u/с₁₀)_опт можно определить по зависимости (u/ с₁₀)_опт = cos₁/[2 (1 - )]. Для одновенечных активных турбин (u/ с₁₀)_опт обычно составляет 0,42…0,55;

- коэффициент потерь в сопловой решетке. В расчет можно принять = 0,96…0,98;

₁ - угол выхода потока пара из соплового аппарата первой ступени ЦВД. Его можно принять в пределах 10…14^о (меньшее значение для турбин небольшой мощности);

- степень реактивности первой ступени ЦВД. В расчет можно принять = 0,1…0,2;

е - степень парциальности. Как правило степень парциальности для турбин даже небольшой мощности порядка 100…200 МВт принимают равной 1, т.е. принимают турбину с полным впуском пара. При е < 1 рабочие лопатки первой ступени турбины подвержены циклическим механическим нагрузкам.

Полученное расчетным путем значение l₁ необходимо сравнить с данными прототипного турбоагрегата.

Если длина лопатки окажется слишком малой, то это приведет к повышенным потерям в ступени. В этом случае можно рекомендовать перейти к однопоточному ЦВД (как это, например, имеет место в турбине К_220-44). Если этой меры недостаточно, то можно ввести парциальный впуск пара, т.е. принять е < 1.

Получаемые при этом геометрические параметры ЦВД обычно не приводят к предельно допустимым значениям напряжений в корневом сечении лопатки, а параметры пара за последней ступенью ЦВД не приводят к предельно допустимым скоростям истечения пара.

Что касается ЦHД, то в связи с резким снижением давления пара от входа в ЦВД до выхода из ЦHД (в 1200...1800 раз) резко возрастает удельный объем пара - от v ~ 0,027 м³/кг до v = 25...30 м³/кг, т.е. примерно в 900...1100 раз. Hесмотря на то, что не весь пар, поступающий в ЦВД, доходит до последних ступеней ЦHД (часть его уходит в регенеративные отборы пара), объемный расход пара на последних ступенях ЦНД достигает очень больших значений, особенно у турбин большой мощности. Для пропуска такого большого объемного расхода пара через ЦHД требуется и большая скорость пара, и большая площадь проходного сечения.

Cкорость истечения пара, вектор которой принимают под углом к торцевому выходному сечению ЦHД около 90^о, должна быть не выше 250...300 м/с, в противном случае резко возрастает потеря энергии с выходной скоростью _вс = с²/2 (для указанного диапазона скоростей _вс составляет 20...45 кДж/кг). Кроме того, увеличение скорости выше указанного диапазона ведет к заметному повышению эрозии металла проточной части турбины и выхлопных патрубков.

С тем чтобы скорость в выходном сечении ЦHД не превышала указанные пределы, должна быть предусмотрена соответствующая большая площадь торцевого сечения , которая определяется средним диаметром облопачивания последней ступени ЦHД d и длиной лопатки l.

Заметим, что в рекомендованных пределах должны быть не только принимаемые в расчет значения l и d, но и их соотношение = d/l - так называемая веерность ступени. Величина характеризует конструктивные особенности и радиальные габариты ступени, а также в значительной степени определяет ее экономичность (веерные потери ступени).

Конфигурация проходного сечения на выходе из ЦHД показана на рисунке 2.



Рисунок 2 - Проходное сечение последней ступени ЦHД

Очевидно, что площадь проходного сечения одного выхлопа составляет

= d l , м². (20)

Hесмотря на то, что значения l и d стремятся принять максимально возможными, в одном потоке пара не представляется возможным обеспечить необходимое проходное сечение, при котором скорость пара не выходила бы за пределы 250...300 м/с. По этой причине ЦHД представляют несколькими цилиндрами с параллельными потоками пара.

Для уменьшения количества отдельных агрегатов ЦHД каждый из них принимается двухпоточным. Это позволяет также разгрузить ротор каждого агрегата ЦHД от осевых усилий.

Все отдельные агрегаты турбины (и ЦВД, и ЦHД) последовательно соединены своими роторами в единый валопровод, через который выработанная механическая энергия передается генератору электроэнергии. Конструкция такого валопровода громоздкая, сложная. В ее реализации встречаются значительные трудности: центровка валопровода, его балансировка, обеспечение оптимального соотношения жесткости и гибкости ротора турбоагрегата в целом. В настоящее время в составе валопровода не удается скомпоновать больше пяти отдельных агрегатов турбоагрегата - отдельных цилиндров проточной части. Следовательно, количество выхлопов из проточной части ЦHД ограничено и не должно быть больше восьми.

При выборе значений среднего диаметра облопачивания последней ступени ЦHД d и длины лопатки l следует иметь в виду, что с увеличением d и l возрастают центробежные силы и, вследствие этого, растягивающие нагрузки на корневое сечение лопатки.

Действительно, если принять, что основной вклад в растягивающие усилия вносит центробежная нагрузка (нагрузками от изгибающих окружных и осевых усилий можно пренебречь, так как они составляют обычно не более ..15% полной нагрузки), то напряжение растяжения составит

_р = P / F, Па , (21)

где Р - центробежная сила;

F - площадь поперечного сечения лопатки.

Центробежную силу, действующую на корневое сечение лопатки, можно выразить так:

Р = М² r = _м l F ² d /2 = _м l F 2² n² d = 2_м n² F, (22)

где _м - плотность металла лопатки, кг/м³;

= d l - площадь кольцевого проходного сечения на выходе из ступени, м²;

n - частота вращения ротора, 1/с.

Если подставить значение Р из формулы (22) в (21), то напряжение растяжения в корневом сечении лопатки от центробежных сил составит

_р = 2_м n² (23)

Отсюда = _р / (2_м n²).

Если в качестве материала лопатки применяется нержавеющая сталь (например, в конструкциях турбин ПО ХТЗ для рабочих лопаток применяются хромистые нержавеющие стали 12Х13 и 15Х11МФ), то при частоте вращения ротора в 3000 об/мин предельное значение площади торцевого сечения последней ступени ЦHД в одном потоке составляет 8...10 м².

Иногда в последних ступенях ЦHД применяют рабочие лопатки, выполненные из титанового сплава. Hапример, на некоторых паровых турбинах ПО ЛМЗ для изготовления последних ступеней ЦHД в целях промышленной проверки последнее время используют экспериментальные титановые сплавы. Этот материал имеет меньшую плотность, а также допускает большие растягивающие напряжения. Благодаря этому можно увеличить длину лопатки или средний диаметр ступени. Совокупность отмеченных факторов приводит к тому, что предельно возможный размер площади торцевого сечения последней ступени ЦHД может достигать величины почти 12 м². Для ненапряженных последних ступеней ЦHД значение площади торцевого сечения на выходе из цилиндра в одном потоке составляет 5...7 м².

Общие рекомендации по выбору геометрических параметров последней ступени ЦHД - длины лопатки l и среднего диаметра d - при частоте вращения n = 3000 об/мин сводятся к следующему.

Длину лопатки l принимают, ориентируясь на реально выполненные турбины. При этом следует иметь в виду, что длину лопатки более 1,2 м принимать нецелесообразно. Средний диаметр облопачивания определяют через относительную величину = d/l, характеризующую веерность облопачивания. Значение принимают в пределах 2,7...3,0, редко 2,5.

При выборе значений l и d можно ориентироваться на геометрические характеристики облопачивания последних ступеней быстроходных ЦHД (n = 3000 об/мин) изготавливаемых и проектируемых в настоящее время стационарных паровых турбин, которые показаны в таблице 4.

Выбрав значения d и l, определяют значение площади торцевого проходного сечения одного потока последней ступени ЦHД по формуле (20) и оценивают степень напряженности принимаемой компоновки турбоагрегата, сравнивая полученное значение с рекомендуемыми пределами (см. таблицу 4). При необходимости в принятые значения d и l вносят коррективы.

Таблица 4 - Геометрические характеристики лопаток ступеней быстроходных ЦНД

Длина лопатки l, мм	Средний диаметр облопачивания d, мм	Верность И = d / l	Торцевая площадь проходного сечения Щ, м2	Окружная скорость на периферии u, м/с	Завод изготовитель
1200 1200 1050 1030 960 940 940 852 830 765 665	2900 3000 2550 2530 2480 2460 2390 2350 2280 2100 2000	2,42 2,50 2,43 2,46 2,58 2,62 2,54 2,76 2,75 2,75 3,01	10,93 11,31 (титан) 8,41 8,19 7,48 7,26 7,06 7,30 5,96 5,05 4,18	644 659 656 559 540 534 507 503 498 450 419	ПО ЛМЗ ПО ЛМЗ ПО ХТЗ ПО ХТЗ ПО ЛМЗ ПО ТМЗ ПО ТМЗ ПО ТМЗ ПО ТМЗ ПО ЛМЗ ПО ЛМЗ

Зная общий расход пара через последнюю ступень ЦHД, определяют скорость истечения пара:

c = G_п v / (z_пот^цнд ), м/с, (24)

где G_п - суммарный массовый расход пара через последние ступени ЦHД всех цилиндров турбоагрегата, кг/с;

v - удельный объем пара за последней ступенью ЦHД, м³/кг. Так как пар за последней ступенью ЦHД влажный, то по параметрам этого пара значение v можно определить по зависимости v = v' (1-x) + v" x;

z_пот^цнд - количество принятых в расчет потоков пара, равное удвоенному количеству ЦHД, так как обычно цилиндры двухпоточные;

- определенное ранее значение торцевого проходного сечения одного потока последней ступени ЦHД, м².

Как уже отмечалось, полученное значение скорости с должно быть не выше 250...300 м/с.

Все полученные расчетные параметры целесообразно сравнить со значениями параметров реальных турбоагрегатов современных АЭС (таблица 5).

Таблица 5 - Параметры ЦНД быстроходных турбоагрегатов АЭС

Наименование турбины	К-220-44	К-500-65 3000	К-1000-60 3000
Завод-изготовитель	ПО ХТЗ	ПО ХТЗ	ПО ЛМЗ
Частота вращения ротора, об/мин	3000	3000	3000
Расход пара, т/ч	1439	2509,2	5360,8
Суммарный расход пара через последние ступени, т/ч	774,9	1611	3074,9
Формула проточной части: (количество цилиндров) (количество потоков в цилиндре)	22	42	42
Длина лопатки последней ступени, м	0,85	0,85	1,2
Средний диаметр последней ступени, м	2,35	2,35	3,00
Веерность последней ступени, и = d / l	2,76	2,76	2,5
Торцевая площадь проходного сечения последней ступени в одном потоке, Щ = р·d·l, м2	6,27	6,27	11,3
Удельный объем пара за последней ступенью, v = v·(1-x) + v·x , м3/кг	25,27	31,78	25,75
Скорость пара на выходе из последней ступени, с = Gп v /(zпотЦНД 3,6), м/с	216,8	283,4	243,15

Компоновка быстроходных отечественных турбоагрегатов АЭС показана на рисунке 3.



Рисунок 3 - Компоновка быстроходных турбоагрегатов АЭС:

а) - К-220-44; б) - К-500-65/3000 и К-1000-60/3000 - симметричная схема, 1 - ЦВД, 2 - ЦНД

Если же мощность турбины и соответствующий ей расход пара через проточную часть столь значительны, что не удается уложиться в предельные значения параметров (скорость истечения пара не выше 250...300 м/с; количество цилиндров низкого давления не больше 4; площадь торцевого сечения последней ступени ЦHД не больше 8...10 м² при стальных лопатках или не больше 12 м² при лопатках, выполненных из титановых сплавов), то можно принять сниженную частоту вращения турбины - от n = 3000 об/мин до n = 1500 об/мин (генератор электроэнергии четырехполюсный).

Если частоту вращения n снизить в два раза, а длину лопатки и, следовательно, торцевое проходное сечение оставить тем же, то напряжения растяжения от центробежных сил в корневом сечении лопатки снизятся в 4 раза (см. формулу (23)). Однако при этом увеличатся напряжения от изгибающих сил. Действительно, механическая мощность ротора может быть представлена как произведение крутящего момента и частоты вращения N = М_кр n. При неизменной мощности турбины N снижение частоты вращения n должно сопровождаться увеличением крутящего момента М_кр (если общее количество рабочих венцов турбины остается тем же). Увеличение же крутящего момента (произведение окружной силы и плеча силы) может сопровождаться значительным увеличением окружной силы и, вследствие этого, значительным увеличением напряжений от изгибающей окружной нагрузки.

В этой связи при снижении частоты вращения в два раза несколько увеличивают длину лопатки и средний диаметр облопачивания последней ступени ЦHД - таким образом, чтобы торцевое сечение = dl было увеличено в 2...2,7 раза (но не выше значения порядка 20 м²). При этом растягивающие напряжения в корневом сечении лопатки от центробежных сил уменьшаются лишь в 1,5...2 раза, но напряжения от изгибающих сил несколько возрастают. В результате суммарные напряжения в корневом сечении лопатки остаются довольно значительными. Достигнутое при этом увеличение площади торцевого проходного сечения позволит существенно снизить скорость истечения пара или даже уменьшить необходимое количество выхлопов и количество ЦHД.

Следует однако иметь в виду, что переход к тихоходному агрегату значительно увеличивает радиальные габариты турбины. Hапример, у тихоходной турбины К-1000-60/1500 максимальный диаметр ротора ЦHД составляет 5,6 м (у турбины той же мощности К-1000-60/3000 - 4,2 м), что потребовало транспортировать такой ротор к месту установки в демонтированном состоянии. Поэтому переходить на пониженную частоту турбоагрегата без особой на то необходимости не следует.

Последовательность выбора геометрических параметров ЦHД и количества корпусов ЦHД для тихоходных турбин может быть принята такой же, как и для быстроходных турбин, но предельные значения параметров (длина лопатки и средний диаметр последней ступени) следует принимать соответствующими для тихоходных ЦHД. При этом предельное значение скорости выхода пара, которое определяет потери энергии с выходной скоростью, а также интенсивность эрозии металла, остается тем же, т.е. 250...300 м/с. Предельное общее количество цилиндров турбоагрегата также должно быть тем же - не более пяти.

При выборе значений геометрических параметров последних ступеней ЦHД тихоходных турбин следует ориентироваться на параметры реально выполненных и проектируемых турбин в отечественной и зарубежной практике турбостроения. Обобщенные данные практики турбостроения тихоходных турбин показаны в таблице 6.

Таблица 6 - Параметры последних ступеней ЦНД тихоходных турбоагрегатов (n = 1500 об/мин)

Длина лопатки, l, мм Средний диаметр облопачивания, d, мм Веерность, И = d/l Площадь торцевого выходного сечения, Щ = р·d·l, м2	1041…1500 3840…4300 2,86…3,50 15,38…20,30

Заметим, что для тихоходной турбины К-1000-60/1500-1 той же мощности, что и для быстроходной турбины К-1000-60/3000 (мощность генератора 1000 МВт), уменьшение чатоты вращения позволило так увеличить площадь торцевого проходного сечения последней ступени ЦНД, что количество корпусов двухпоточных ЦНД уменьшено с четырех до трех, Но при этом первые ступени ЦНД, где давление пара заметно выше и, следовательно, заметно меньше величина удельного объема пара, скомпонованы в один отдельный общий корпус - ЦСД. Таким образом, и в этом случае в общем валопроводе турбоагрегата количество отдельных агрегатов не превышает пяти. Схема такого турбоагрегата имеет вид, показанный на рисунке 4.

Параметры турбоагрегата К-1000-60/1500-1 представлены в таблице 7.

Рисунок 4 - Компоновка тихоходного турбоагрегата К-1000-60/1500-1,

1 - ЦВД, 2 - ЦСД, 3 --ЦНД

На основе турбины К-1000-60/1500-1 разработана турбина К_1000_60/1500-2. Принципиальное ее отличие - отсутствие ЦСД. Турбина имеет один ЦВД и три ЦНД с осерадиальными выходами пара на конденсаторы. ЦВД - двухпоточный семиступенчатый, унифицированый с ЦВД турбины К-1000-60/1500-1. ЦНД - двухпоточные семиступенчатые.

Заметим, что иногда в практике турбостроения встречаются нетрадиционные подходы к решению проблемы компоновки турбоагрегата. Например, на одной из зарубежных АЭС - "Мюльхайм-Керлих" - установлен достаточно мощный турбоагрегат (N_е = 1295 МВт), но он имеет в своем составе лишь два двухпоточных ЦНД (4 выхлопа). Для достижения такого упрощения конструкции турбоагрегата было принято значительно повышенное давление в главном конденсаторе. Разумеется, это привело к существенному снижению экономичности установки. Однако повышенное давление в конденсаторе существенно снизило объемный расход пара в выхлопе ЦНД и позволило упростить конструкцию агрегата. В результате снизилась его стоимость. Авторы проекта такого энергоблока, ссылаясь на технико-экономические исследования, утверждают, что это решение можно считать оптимальным. Можно предположить, что значительное увеличение давления в конденсаторе (следовательно температуры конденсации) позволило увеличить температуру охлаждающей воды на выходе из ГК с последующим полезным использованием тепловой энергии этой воды.

Таблица 7 - Параметры тихоходного турбоагрегата К-1000-60/1500-1

Завод-изготовитель	ПО ХТЗ
Мощность турбоагрегата, МВт	1040
Расход пара на ЦВД, т/ч	5772
Расход пара на ЦСД, т/ч	4071,01
Расход пара через последнюю ступень ЦСД, т/ч	3651,56
Формула проточной части ЦСД: (количество цилиндров) (количество потоков в цилиндре)	1х2
Длина лопатки последней ступени ЦСД, м	0,493
Средний диаметр последней ступени ЦСД, м	2,463
Веерность, И = d/l	5,0365
Торцевая площадь проходного сечения последней ступени ЦСД в одном потоке, Щ = р·d·l, м2	3,6437
Удельный объем пара за последней ступенью ЦСД, v = v·(1-x) + v·x , м3/кг	0,5455
Скорость пара на выходе ЦСД, с = Gп v /(zпотЦСД 3,6), м/с	71,93
Расход пара на ЦНД, т/ч	3651,56
Расход пара через последнюю ступень ЦНД, т/ч	3271,79
Формула проточной части ЦНД: (количество цилиндров) (количество потоков в цилиндре)	3х2
Длина лопатки последней ступени ЦНД, м	1,45
Средний диаметр последней ступени ЦНД, м	4,15
Веерность, И = d/l	2,802
Торцевая площадь проходного сечения последней ступени ЦНД в одном потоке, Щ = р·d·l, м2	18,895
Удельный объем пара за последней ступенью ЦНД, v = v·(1-x) + v·x , м3/кг	30,297
Скорость пара на выходе ЦНД, с = Gп v /(zпотЦНД 3,6), м/с	242,73

Другим примером нетрадиционного решения компоновки турбоагрегата может быть турбина К-500-60/1500 (в составе энергоблока с ЯР ВВЭР-1000 два турбоагрегата). Умеренная мощность турбины в 500 МВт не требовала снижения частоты вращения до n = 1500 об/мин. Однако, снизив частоту вращения, авторы проекта смогли значительно увеличить длину лопатки последней ступени ЦНД - до 1450 мм. Это позволило в составе каждого турбоагрегата установить лишь один двухпоточный ЦНД.

После решения вопросов компоновки турбоагрегата можно оценить массогабаритные показатели его отдельных цилиндров и турбоагрегата в целом. При оценке массогабаритных показателей целесообразно использовать прототипные данные.

4. Компоновка главной конденсационной установки

Hепременным элементом теплового двигателя является теплообменный аппарат, в котором от рабочего тела после его расширения отводится тепло к холодному источнику тепла - окружающей среде. В нашем случае, когда рабочее тело - влажный пар, при отводе тепла от рабочего тела происходит его конденсация. Следовательно, теплообменный аппарат охлаждения рабочего тела является конденсатором.

Главный конденсатор (ГК) ЯЭУ АЭС - поверхностный кожухотрубный теплообменный аппарат, охлаждающая поверхность которого - поверхность трубного пучка, выполненного из параллельно включенных прямых трубок. В межтрубном пространстве организован нисходящий поток конденсирующегося пара. Межтрубное пространство завершается конденсатосборником, расположенным в нижней части ГК. Внутри трубок прокачивается охлаждающая вода. Обычно это техническая вода из различных охлаждающих сооружений (пруд-охладитель, река, градирня, брызгальный бассейн и др.). Для подвода и отвода охлаждающей воды предусмотрены водяные камеры. Схема такого конденсатора показана на рисунке 5.

Рисунок 5 - Схема поверхностного конденсатора:

1 - вход охлаждающей воды, 2 - охлаждающие трубки,

3 - вход отработавшего пара, 4 - выход конденсата,

5 - конденсатосборник, 6 - трубная доска, 7 - водяная камера

Так как главный тепловой двигатель ЯЭУ АЭС работает по циклу Ренкина, то в главном конденсаторе должна быть обеспечена полная конденсация пара. При этом целесообразно так организовать теплоотвод от рабочего тела, чтобы в конденсаторе происходила только конденсация рабочего тела без переохлаждения полученного конденсата, так как переохлаждение воды ведет к последующим непроизводительным затратам тепловой мощности ядерного реактора на подогрев воды. Кроме того, переохлаждение конденсата сопровождается увеличением содержания растворенных в нем газов и таким образом увеличивается химическая агрессивность конденсата.

Из анализа экономичности цикла теплового двигателя следует, что конденсация пара в конденсаторе должна происходить при возможно меньшем давлении. Это повышает КПД цикла. Обычно в стационарных ПТУ давление в конденсаторе составляет величину порядка 4...5 кПа, что соответствует температуре конденсации примерно 29...33^оС. Для того чтобы получить такую низкую температуру конденсации необходимо обеспечить еще более низкую температуру охлаждающей воды. Температура воды на входе в конденсатор обычно достаточно низкая (15…20 ⁰С). Однако, вода за время прохождения ГК нагревается, и все же ее температура должна оставаться ниже температуры конденсации. Для обеспечения незначительного нагрева воды (на величину примерно 10 ⁰С) требуется весьма большой расход охлаждающей воды, для чего в расчет принимают большую кратность циркуляции ГК - порядка 50. Кроме того следует иметь ввиду, что наряду с этим необходимо обеспечить теплопередачу в ГК при весьма малом температурном напоре. Для этого следует предусмотреть большую поверхность конденсации. В результате массогабаритные показатели такого конденсатора весьма значительны.

Заметим, что для АЭС массогабаритные показатели конденсатора существенно больше массогабаритных показателей конденсаторов тепловых электростанций (ТЭС) даже при одинаковых мощностях главных турбин и одинаковых параметрах конденсирующейся среды. Это связано с тем, что параметры свежего пара в цикле теплового двигателя ТЭС значительно выше (обычно это закритические параметры), отсюда значительно выше экономичность цикла теплового двигателя. В результате при такой же полезной мощности установки количество подведенного в цикл тепла меньше, уменьшается также количество тепла, отводимого в конденсаторе

Q_отв = Q_подв - Q_полезн. (25)

Отсюда следует, что при одинаковой полезной мощности турбины АЭС и ТЭС тепловая нагрузка главного конденсатора ТЭС значительно меньше. В количественном отношении этот фактор можно характеризовать

удельным параметром f - поверхностью теплопередачи главного конденсатора, отнесенной к 1 МВт полезной мощности. Обобщение результатов сопоставления АЭС и ТЭС показывает, что если для ТЭС f = 46,1...56,9 м²/МВт, то для АЭС f = 81...104,4 м²/МВт. Таким образом, можно утверждать, что при прочих равных условиях массогабаритные показатели главных конденсаторов АЭС значительно больше чем на ТЭС - примерно в два раза.

Обычно конденсационная установка турбоагрегата представлена несколькими отдельными корпусами конденсатора, каждый из которых обслуживает свой ЦHД. Hесмотря на дробление тепловой нагрузки конденсатора массогабаритные показатели отдельного корпуса могут быть очень большими. Поэтому каждый корпус конденсатора АЭС выполняют обычно в виде нескольких транспортабельных блоков, собираемых на месте в общую конструкцию.

Иногда отдельные корпусы конденсатора соединяют по паровой полости перепускными уравнительными патрубками. Такой перепускной патрубок предусмотрен, например, в конденсационной установке турбины К-220-44.

Геометрическая форма поперечного сечения конденсатора - чаще всего прямоугольник. Это позволяет более полно использовать помещение, предназначенное для расположения конденсатора. Для обеспечения жесткости и прочности боковых стенок конденсатора они снабжаются внутренним оребрением. Для ПТУ малой мощности форма конденсатора может быть в виде круглого или овального цилиндра.

Hаиболее рациональное расположение конденсатора - под соответствующим ЦHД (подвальное расположение). Однако для турбин большой мощности, имеющих конденсаторы с очень большой тепловой нагрузкой и, следовательно, с большими габаритами, могут возникнуть затруднения с подвальным размещением конденсатора. Это особенно заметно может проявиться для мощных тихоходных турбоагрегатов, у которых увеличены радиальные размеры. В этом случае может оказаться предпочтительным боковое расположение конденсатора: две секции на один ЦHД с двух сторон турбины. Возможные варианты расположения конденсатора показаны на рисунке 6.

Рисунок 6 - Схема расположения конденсатора:

а) - подвальное; б) - боковое, 1 - ГТ, 2 - выхлопной патрубок, 3 - ГК

Боковое расположение конденсаторов имеет ряд достоинств. Оно позволяет более просто реализовать последовательное соединение конденсаторов соседних ЦHД по охлаждающей воде. Как уже отмечалось ранее, это может несколько увеличить КПД установки. Кроме того, боковое расположение конденсаторов позволяет увеличить проходное сечение выхлопного патрубка и благодаря этому уменьшить в нем потери энергии. Как недостаток такого решения можно отметить неизбежное при этом усложнение фундамента ПТУ. Усложняются обслуживание и ремонт турбины. Особенно заметны эти недостатки в одноконтурной ЯЭУ. В одноконтурной ЯЭУ обязательна биологическая защита водяного объема конденсатора, поэтому может возникнуть необходимость поместить под защиту всю турбину - ЦHД. Это настолько усложняет конструкцию и эксплуатацию ПТУ, что боковое расположение конденсаторов для одноконтурных ЯЭУ становится неприемлемым.

В эксплуатации ЯЭУ АЭС может сложиться ситуация, когда расход пара на турбину практически мгновенно снижается до нуля или до некоторого очень малого значения. Мощность реактора и паропроизводительность парогенератора не могут быть уменьшены соответствующим образом за столь короткое время. Поэтому в составе конденсационной установке должно быть предусмотрено специальное приемно-сбросное устройство БРУ-К. Оно должно обеспечить прием пара в количестве до 60% паропроизводительности ППУ. В устройстве БРУ-К давление сбрасываемого пара снижается за счет его дросселирования, а температура пара - за счет его увлажнения.

В практике отечественного конденсаторостроения наиболее употребительны конденсаторные трубки следующих диаметров d_нар/d_вн, мм: 19/17, 24/22, 25/23, 28/26, 30/28.

Чем меньше диаметр трубок, тем компактнее конденсатор (меньше эквивалентный диаметр трубной доски). С уменьшением диаметра трубок несколько увеличивается коэффициент теплопередачи. Однако трубки малого диаметра быстрее засоряются, что существенно снижает их теплопередающие свойства. Чистка трубок более затруднительна. Кроме того, при уменьшении диаметра трубок увеличивается их количество, а следовательно, количество креплений трубок в трубной доске. В результате снижается надежность конструкции, усложняется ремонт конденсаторной установки. Поэтому для крупных конденсаторов АЭС применяются трубки большего диаметра.

В качестве материала трубок чаще всего применяются различные сплавы на медной основе: латуни, мельхиоры, которые достаточно стойки против коррозии, допускают достаточно большие (хотя и несколько ограниченные) скорости охлаждающей воды (стойкие против эрозии) и имеют хорошие теплопроводящие свойства (малое термическое сопротивление). При этом следует иметь в виду, что мельхиор (медно-никелевый сплав) - дорогой материал, поэтому без особой необходимости его применять не следует.

И только в особых случаях (высокое солесодержание охлаждающей воды - морская вода; охлаждающая вода с кислой реакцией рH = 2...6; повышенное содержание хлоридов - более 800 мг/кг) применяют нержавеющие стали. Нержавеющие стали - дорогостоящий материал, его теплопередающие свойства заметно хуже, чем у сплавов на медной основе. Общие рекомендации по выбору материала трубок приведены в таблице 8.

Таблица 8 - Материалы конденсаторных трубок и допустимые скорости охлаждающей воды

Охлаждающая вода	Материал	Допустимая скорость воды, м/с
Чистая речная, озерная или оборотная вода, солесодержание до 300 мг/кг	Латунь Л68	2,0…2,2
То же при наличии твердых примесей	То же	1,7…1,9
То же при небольшом загрязнении стоками (аммиак, сероводород, нитриты - суммарно не более 1 мг/кг; хлориды - не более 20 мг/кг)	Латунь ЛМш68-0,6 Латунь Л070-1	2,0…2,2
То же при наличии твердых примесей	То же	1,7…1,9
Солесодержание от 300 до 1500 мг/кг, небольшое загрязнение стоками	Латунь Л070-1 Латунь Л0Мш70-1-0,06	То же
Солесодержание от 1500 до 3000 мг/кг:
- небольшое загрязнение стоками и взвесями	Латунь ЛОМш70-1-0,06 Латунь ЛАМш77-2-0,06	2,5…2,7
- значительное содержание взвесей	Мельхиор МНЖ5-1 (МНЖМц5-1-0,8)	То же
Солесодержание от 3000 до 5000 мг/кг:
- отсутствует загрязнение стоками и взвесями	Латунь ЛАМш77-2-0,06	2,0…2,2
- небольшое загрязнении стоками	Мельхиор МНЖ5-1	2,5…2,7
Солесодержание выше 1000 мг/кг (морская вода):
- отсутствуют абразивные примеси	Латунь ЛАМш77-2-0,06	2,0…2,2
- сероводород, абразивные примеси	Мельхиор МН70-30 (МНЖМц30-0,8-1) Нержавеющая сталь 10Х18Н12М2Т	3,0
- независимо от солесодержания и кислой реакции воды (рН = 2…6)	Нерж. сталь 12Х18Н9Т	3,0

В паре, поступающем в конденсатор, имеется небольшая доля газов. Кроме того, в конденсатор, находящийся под вакуумом, неизбежен некоторый подсос окружающего воздуха через различные неплотности. Наличие газов в главном конденсаторе увеличивает давление среды, так как общее давление равно сумме парциальных давлений паровой фазы и газов. Рост давления в конденсаторе снижает срабатываемый в турбине теплоперепад. Значительное количество газов способствует росту степени переохлаждения конденсата, что также ухудшает экономичность установки. Кроме того, наличие газов в конденсирующемся паре заметно ухудшает теплоотдачу (и, следовательно, теплопередачу) в конденсаторе. Так, например, при массовой концентрации газов в 1% коэффициент теплоотдачи уменьшается в два раза (по сравнению с конденсацией чистого пара), а при концентрации газов в 2,5...3,0% коэффициент теплоотдачи уменьшается в четыре раза.

Так как газы в конденсаторе не конденсируются, то для нормальной работы конденсационной установки должно быть обеспечено постоянное удаление газов из паровой полости. При правильном выборе параметров воздухоудаляющего устройства и способа его подключения обеспечивается практически полное удаление газов. В результате можно считать, что в паровой полости конденсатора находится только конденсирующийся пар, т.е. парциальное давление пара практически равно давлению среды в конденсаторе. Парциальным давлением воздуха можно пренебречь.

В качестве воздухоудаляющих средств обычно используют струйные насосы - пароструйные или водоструйные эжекторы. При этом в пароструйном эжекторе используется тепловая энергия рабочего пара, т.е. работает тепловой двигатель, в составе которого обязательно должен быть свой конденсатор, отводящий тепловую энергию пара, не использованную в эжекторе, в окружающую среду. В водяном эжекторе используется энергия давления рабочей воды (обычно это часть технической воды, используемой в энергоблоке).

Воздухоудаляющее устройство постоянно удаляет воздух из конденсатора с некоторой частью конденсирующегося пара, т.е. паровоздушную смесь. Для уменьшения доли пара в отсасываемой смеси в некоторых конденсаторах предусматривают специальный холодильник. Поверхность такого холодильника может достигать заметной величины - до 8…10 % от общей поверхности теплообмена конденсатора. По такой схеме, например, организован отсос паровоздушной смеси пароструйным эжектором из конденсатора паровой турбины К-1000-60/1500-2. Отсос паровоздушной смеси из конденсатора турбины К-1000-60/3000 осуществляется водяным эжектором без специального предварительного холодильника.

Охлаждающие трубки в паровой полости конденсатора компонуют в виде трубного пучка прямых параллельно включенных по охлаждающей воде трубок. Для более равномерной загрузки конденсаторных трубок теплом конденсирующегося пара в зоне массовой конденсации необходимо обеспечить развернутый фронт натекания парового потока. Обычно в современных ПТУ АЭС трубный пучок массовой конденсации пара в поперечном сечении выполняют в виде свернутой ленты с глубокими проходами в пучке для направления пара к возможно большей части трубок. За счет увеличения фронта натекания парового потока снижается скорость натекания, уменьшается паровое сопротивление конденсатора. Скорость пара не должна превышать 100...120 м/с. В реально выполненных конденсаторах скорость пара обычно значительно ниже. Например, в конденсаторах турбин К-220-44 и К-500-65/3000 она составляет 50...60 м/с.