Изобретение относится к проточному парогенератору с вертикальным газоходом из в основном вертикально расположенных и герметично сваренных друг с другом труб, которые вместе образуют стенки топочной камеры и несут горелки для ископаемого топлива, имеющие внутренний диаметр труб d и содержащие образующие на их внутренней стороне многозаходную резьбу ребра с шагом h и высотой ребер H и которые включены параллельно для протекания средства охлаждения.
Подобные проточные парогенераторы с вертикальными системами труб стенок топочной камеры являются более дешевыми в изготовлении по сравнению с винтовыми системами труб и кроме того имеют более низкие потери давления со стороны воды/пара. Разумеется, например, вследствие различной степени зашлаковывания до и после обдувки сажей, могут приводиться к температурным различиям между отдельными трубами на выходе испарителя до 160oC (Европейская патентная заявка 0 217 079), которые обуславливают повреждения вследствие недопустимых тепловых напряжений. Кроме того, подобные парогенераторы вследствие охлаждения труб могут до сих пор изготавливаться только для высоких единичных мощностей. В публикации "Прямоточный котел для работы в режиме со скользящим давлением с вертикальной системой труб топочной камеры" Х. Юзи и др. в журнале "VGB KRAFTWERKSTECHNIK", 64, N.4, стр.292 и т.д. для парогенератора с топочной камерой с вертикальной системой труб и тангенциальным сжиганием каменного угля указано нижнее граничное значение мощности 500 мегаватт.
Из этой публикации следует, что массовая плотность потока средства охлаждения в трубе наряду с внутренним диаметром труб является определяющей величиной для аэрогидродинамического определения параметров системы параллельных труб, которая действует в качестве нагревательной поверхности испарителя. Типичные массовые плотности потока для винтовых систем труб топочных камер с гладкими на внутренней стороне трубами лежат между 2000 и 3000 кг/м2 сек. для вертикальных систем труб с внутренним оребрением - между 1500 и 2000 кг/м2 сек. При этих расчетных параметрах доля падения давления на трение во всем падении давления проточного испарителя является очень высокой. Подобные испарители вследствие этого имеют типичную характеристику, согласно которой исходя из расчетного состояния весовой расход в отдельной трубе при ее более сильном нагреве снижается, а при ее более слабом нагреве повышается.
Эта характеристика является причиной для больших температурных различий между отдельными трубами на выходе испарителя при газоходах с вертикально расположенными трубами. Для снижения этих температурных различий является известным встраивание дросселей на входе испарителя и/или расположение в верхней части стенок топочной камеры вне газохода смесительных собирающих камер, в которые впадают трубы и в которых имеет место известное выравнивание энтальпии за счет смешивания. При единичных мощностях ниже 500 мегаватт в до сих пор реализованных проточных парогенераторах для стенок топочной камеры была предусмотрена винтовая система труб, чтобы можно было выдерживать необходимые для охлаждения гладких труб массовые плотности потока и достигать известного выравнивания нагрева при больших длинах труб. Эта мера приводит однако к более высоким расходам на изготовление проточного парогенератора и требует сравнительно больших мощностей питающих насосов вследствие появляющегося высокого падения давления.
В основе изобретения поэтому лежит задача благоприятного с точки зрения расходов изготовления и эксплуатации проточных парогенераторов, причем температурные различия на выходе испарителя должны быть экономичным образом снижены до допустимых значений и кроме того граница применимости для проточных парогенераторов с вертикальной системой труб стенок топочной камеры должна быть расширена заметно ниже 500 мегаватт.
Эта задача решается согласно изобретения для проточных парогенераторов выше названного типа тем, что внутренний диаметр труб d является функцией частного K, а точки, определенные парами значений из внутреннего диаметра труб d и частного K, лежат в системе координат между кривой A и прямой B. При этом для образования частных K суммарный весовой расход M всех труб при 100% паропроизводительности делят на периметр газохода в горизонтальном сечении, измеренном на соединительных линиях центров соседних труб. При этом точки лежат соответственно парам значений.
d112,5 мм при K1 3 кг/сек.м
d220,4 мм при K27 кг/сек.м,
d330,6 мм при K313 кг/сек.м и
d4= 39,0 мм при K4 19 кг/сек.м
на кривой A, которая является постоянно нарастающей, и причем прямая B определена точками согласно парам значений d514,3 мм при K51,8 кг/сек.м и d6 38,4 мм при K67,6 кг/сек.м
Согласно целесообразным выполнениям соответствующего изобретению проточного парогенератора шаг h в m образующих многозаходную резьбу ребрах на внутренней стороне труб максимально равен 0,9-кратному корня из внутреннего диаметра труб d в m, а высота ребер H составляет, по меньшей мере, 0,04-кратное внутреннего диаметра труб d.
Предпочтительное выполнение изобретения состоят в том, что приданный соответственно частному K внутренний диаметр труб d отклоняется максимально на 30% от внутреннего диаметра труб d, соответствующего на кривой A этому частному K.
Кривые A и B определены таким образом, что парогенератор еще может работать с минимальной нагрузкой 50% от полной нагрузки или ниже в надежном непрерывном режиме без потери соответствующих изобретению преимуществ.
Соответствующее изобретение проточного парогенератора является особенно предпочтительным, поскольку с его помощью настолько уменьшены массовые плотности потоков в протекаемых трубах и внутренний диаметр труб d определен таким образом, что составляющая геодезического падения давления во всем падении давления вызывает изменение характеристики проточных парогенераторов, согласно которому исходя из расчетного состояния весовой расход в отдельной трубе при ее более сильном нагреве повышается, а при ее более слабом нагреве снижается. Эта характеристика нового вида приводит к значительному выравниванию температур пара и таким образом и температур стенки трубы на выходе образующих нагревательные поверхности испарителя стенках топочной камеры.
Снижение плотностей массового потока в испарительных трубах имеет и другое преимущество, поскольку при неизменном общем весовом расходе через параллельную систему труб испарителя и при сохранении одинакового внутреннего диаметра труб d количество параллельно включенных на пропускание труб стенок топочной камеры газохода по сравнению с до сих пор обычными расчетами увеличивается. За счет этого является возможным увеличить соотношение объема топочной камеры к общему весовому расходу и значительно расширить границы применения для проточных парогенераторов со стенками топочных камер с вертикальными системами труб в область мощностей, значительно ниже 500 мегаватт.
Однако, чтобы обеспечить при этом надежное охлаждение отдельных труб, они должны иметь изнутри ребра. При этом геометрия ребер должна быть такой, чтобы примерно во всей области испарения, вызванного завихрением потока средства охлаждения, всегда имелась в наличии вода на внутренней стенке трубы, и тем самым устранялась опасность пленочного испарения.
Соответствующее изобретению выполнение проточных парогенераторов поясняется более подробного с помощью чертежа. При этом на фигурах показано:
Фиг.1 вырез из горизонтального сечения через вертикальный газоход;
Фиг.2 продольное сечение через отдельную трубу;
Фиг.3 система координат с кривыми А и В.
Прочный парогенератор с вертикальным газоходом 1 окружен стенками топочной камеры 2. Стенки топочной камеры 2 состоят из вертикально и рядом друг с другом расположенных труб 3, которые герметично сварены друг с другом (фигура 1). Герметично сваренные друг с другом трубы образуют, например, в конструкции труба-перемычка-труба или в конструкции плавниковых труб герметичную стенку топочной камеры 2.
Согласно фиг. 2 трубы 3 несут на своей внутренней стороне ребра 4, которые образуют вид многозаходной резьбы с шагом h и высотой ребра H. Внутренний диаметр трубы d труб 3 определен через расчетный диаметр круга, имеющего такую же площадь, что и суженное ребрами 4 свободное поперечное сечение труб 3. Для создания достаточно большого завихрения потока средства охлаждения внутренний диаметр трубы d и шаг h определяются взаимно функцией 
. При этом как h, так и d подставлены в метрах.
Стенки топочной камеры 2 вертикального газохода 1 несут не представленные горелки для ископаемого топлива, которое сжигается внутри газохода 1 и при этом производит тепло. Тепло воспринимается средством охлаждения, которое протекает по трубам 3, образующим стенки топочной камеры 2, и при этом испаряется. В обычном случае в качестве средства охлаждения служит соответствующим образом подготовленная вода. Ребра 4 выступают, по меньшей мере, на 0,4-кратное внутреннего диаметра трубы d внутрь трубы 3, чтобы направлять водяную составляющую протекающего средства охлаждения на внутренней стенке трубы, так как завихрение прижимает воду прежде всего также в области, в которой испаряется имеющаяся еще в виде жидкости вода, к внутренней стенке трубы 3, так что труба 3 отдает воспринятое ею тепло дальше жидкости и за счет этого надежно охлаждается.
Чтобы обеспечить это в достаточной степени, внутренний диаметр трубы d согласно изобретения не выбирается независимо от частного K. При этом частное k определено путем деления суммированного весового расхода (кг/сек) всех труб 3 при 100% -ном парообразовании на периметр (m) газохода 1. Периметр газохода 1 измерен вдоль представленной на фиг. 1 штриховой линии 5, которая соединяет друг с другом центры отдельных соседних труб 3.
В системе координат согласно фиг.3 представлен внутренний диаметр трубы d как функция частного k. Четыре точки кривой А заданы парами значений d1= 12,5 мм при K1=3 кг/сек.м d2=20,4 мм при K2=7 кг/сек.м, d3=30,6 мм при K3=13 кг/сек.м и d4=39,0 мм при K4=19 кг/сек.м.
Каждая точка в поле между этой кривой А и прямой В представляет собой пару значений, при которой составляющие падения давления на трение и геодезического падения давления находятся в таком благоприятном соотношении друг к другу, в основном геодезическое падение давления является больше, чем падение давления на трение, так что при перегреве отдельной трубы весовой расход через эту трубу увеличивается.
Надежное охлаждение труб не допускает поэтому при заданном частотном k произвольного выбора внутреннего диаметра трубы d. Вследствие этого поле ограничено обычно встречающимися на практике парами значений прямой B, которая определена точками в соответствии с парами значений d5=14,3 мм при K5= 1,8 кг/сек. м и d6=38,4 мм при K6=7,6 кг/сек.м.
Согласно изобретению при этом образованные внутренним диаметром трубы d и частными k пары значений лежат между кривыми А и В системы координат согласно фиг.3.
При особенно неблагоприятных соотношениях нагрева приданный частному k внутренний диаметр трубы d должен быть самое большее 10% меньше или соответственно 30% больше, чем приданный этому частному k на кривой А внутренний диаметр трубы d.
Путем определения указанным образом величины внутреннего диаметра трубы d в трубах 3 создаются соотношения потока, при которых составляющая падения давления на трение находится в благоприятном соотношении к составляющей геодезического падения давления в общем падения давления, а именно как в режиме полной нагрузки, так и в режиме частичной нагрузки, вплоть до частичной нагрузки в 50% от полной нагрузки и ниже. Вследствие согласованных друг с другом согласно изобретения размеров труб 3, а также газохода 1 эти благоприятные соотношения обеспечиваются за счет относительно низкой относительно массы средства охлаждения скорости потока средства охлаждения в аксиальном направлении при одновременно сильном завихряющем движении последнего. Эта скорость потока, выраженная в виде массовой плотности потока, при 100% паропроизводительности для труб с внутренним диаметром трубы d до 25 мм лежит максимально около 800 и 850 кг/м2 сек (кривая А). При внутренних диаметрах трубы d больших, чем 25 мм массовая плотность потока увеличивается и лежит тогда максимально около 850 и 950 кг/м2 сек (кривая А).
Общее падение давления в трубах 3, то есть разница между давлением в лежащей внизу входной собирающей камере и давлением в лежащей вверху выходной собирающей камере, складывается из составляющих падения давления на трение, геодезического падения давления и падения давления на ускорение. Составляющая падения давления на ускорение составляет порядка 1 2% общего падения давления и поэтому ею здесь можно пренебречь.
Падение давления на трение отдельной трубы 3 повышается при имеющем место по сравнению с другими трубами перегреве вследствие увеличения роста объема пароводяной смеси. Так как для всех параллельно включенных труб нагревательной поверхности испарителя проточного парогенератора за счет их подключения к общей входной или соответственно выходной собирающей камере задано одинаковое падение давления, для выравнивания этой составляющей падения давления весовой расход в более сильно нагретой трубе должен уменьшаться. Этот уменьшающийся расход в соединении с более сильным нагревом трубы приводит к сильно повышенным выходным температурам пара на конце трубы по сравнению со средне или слабо нагретыми трубами.
В противоположность этому геодезическое падение давления отдельной трубы 3 при перегреве этой трубы относительно других труб уменьшается вследствие повышенного парообразования, поскольку пароводяной столб становится легче. Расход через перегретую трубу вследствие этого эффекта таким образом увеличивается до тех пор, пока сумма повышенного падения давления на трение и уменьшенного геодезического падения давления не достигнет падения давления, заданного подключением через входную или соответственно выходную собирающую камеру. Это увеличение расхода является желательным, чтобы поддерживать низкую выходную температуру пара на конце трубы несмотря на перегрев. Это соответствующее изобретению сравнительно большое влияние геодезического падения давления является причиной изменения характеристики проточного парогенератора вплоть до такого его поведения, при котором исключаются большие температурные различия на конце трубы испарителя, поскольку более сильный нагрев отдельной трубы по большей части компенсируется более высоким расходом средства охлаждения через эту трубу.
Эти преимущества изобретения становятся особенно отчетливыми для проточных парогенераторов, работающих на твердом топливе, таком как уголь, так как там вследствие различного загрязнения стенок топочной камеры перегрев или недогрев отдельных труб является очень большим.
Использование в проточных парогенераторах с вертикальным газоходом, в котором герметично сваренные друг с другом в основном вертикальные трубы образуют стенки топочной камеры и несут горелки. Сущность: в проточных парогенераторах такого типа трубы образуют вместе стенки топочной камеры и несут горелки для ископаемого топлива. Трубы часто снабжены на их внутренней стороне образующими многозаходную резьбу ребрами и включены параллельно друг другу для протекания средства охлаждения. Согласно изобретению внутренний диаметр труб d является функцией частного к, а точки, определенные в системе координат парами значений внутреннего диаметра труб d и частного к, лежат между кривой A и прямой B. При этом для образования частного к служит суммарный весовой расход M всех труб при 100%-ном парообразовании, деленный на периметр газохода в горизонтальном сечении через топочную камеру, и при этом четыре определенные точки лежат на кривой A, которая является постоянной нарастающей. Применение этой системы является выгодным также для проточных парогенераторов с номинальными мощностями значительно ниже 500 мегаватт. 3 з.п.ф-лы, 3 ил.
d2 20,4 мм при К2 7 кг/с•м
d3 30,6 при К3 13 кг/с•м
и d4 39,0 мм при К4 19 кг/с•м
лежат на кривой А, являющейся постоянно нарастающей, а точки, соответствующие парам значений -
d5 14,3 мм при К5 1,8 кг/с•м
и d6 38,4 мм при К6 7,6 кг/с•м
лежат на прямой В.
| Юзи Х | |||
| и др | |||
| Прямоточный котел для работы в режиме со скользящим давлением с вертикальной системой труб топочной камеры | |||
| VGB Kraftwerkstechnik, N 4, 1964, с.292. |
