СПОСОБ ЭКСПЛУАТАЦИИ ПРОТОЧНОГО ПАРОГЕНЕРАТОРА И ПРОТОЧНЫЙ ПАРОГЕНЕРАТОР ДЛЯ ОСУЩЕСТВЛЕНИЯ СПОСОБА Российский патент 2002 года по МПК F22B29/06 

Изобретение относится к способу эксплуатации проточного парогенератора, содержащего камеру сгорания, охватывающая стенка которой образована газонепроницаемо сваренными между собой, вертикально расположенными испарительными трубами, причем испарительные трубы обтекаются протекающей средой. Изобретение относится также к проточному парогенератору для осуществления способа.

Подобный парогенератор известен из статьи "Verdampfer-konzepte fur Benson-Dampferzeuger", J. Flanke, W. Kohler, F. Wittchow, опубл. в VGB Kraftstofftechnik 73 (1993), Heft 4, стр. 352-360. У проточного парогенератора нагрев образующих камеру сгорания или газоход испарительных труб в противоположность парогенератору с естественной или принудительной циркуляцией и лишь с частичным испарением циркулирующей пароводяной смеси приводит к испарению протекающей среды в испарительных трубах за один проход. Испарительные трубы проточного парогенератора могут быть расположены при этом вертикально или спиралеобразно и, тем самым, с наклоном.

В противоположность парогенератору с естественной циркуляцией проточный парогенератор не подвержен ограничению давления, так что давление свежего пара возможно гораздо выше критического давления воды (P_krit=221 бар), где еще есть небольшое отличие в плотности между схожей с жидкостью и схожей с паром средами. Высокое давление свежего пара способствует высокому термическому КПД и, тем самым, низкому выбросу СО₂ электростанции, работающей на природное топливе. Проточный парогенератор, газоход которого выполнен из вертикально расположенных испарительных труб, более экономичен в изготовлении по сравнению со спиралеобразным выполнением. Проточные парогенераторы с вертикальной системой труб имеют далее по сравнению с проточными парогенераторами с наклонными или расположенными со спиралеобразным подъемом испарительными трубами более низкие потери давления со стороны водяного пара.

Проточный парогенератор с камерой сгорания, охватывающая стенка которой образована газонепроницаемо сваренными между собой, вертикально расположенными испарительными трубами, известна из заявки ФРГ 4333404 А1.

Особую проблему представляет собой расчет стенки газохода или камеры сгорания проточного парогенератора в отношении возникающих там температур стенок труб или материала. В докритическом диапазоне давлений примерно до 200 бар температура стенки камеры сгорания определяется в основном величиной температуры насыщения воды, если необходимо обеспечить смачивание поверхности нагрева в области испарения. Это достигается, например, за счет использования испарительных труб, имеющих на своей внутренней стороне поверхностную структуру. Для этой цели пригодны, в частности, оребренные изнутри испарительные трубы, использование которых в проточных парогенераторах известно, например, из европейского патента 0503116. Эти так называемые ребристые трубы, т.е. трубы с оребренной внутренней поверхностью, имеют особенно хорошую теплоотдачу от внутренней стенки труб к протекающей среде.

В диапазоне давлений 200-221 бар теплоотдача от внутренней стенки трубы к протекающей среде резко падает, так что плотность массового потока протекающей среды необходимо выбирать соответственно высокой с тем, чтобы обеспечить достаточное охлаждение испарительных труб. Для этого в испарительных трубах проточных парогенераторов, эксплуатируемых с давлениями около 200 бар и выше, плотность массового потока приходится выбирать выше, чем у проточных парогенераторов, эксплуатируемых с давлениями ниже 200 бар. Из подобной повышенной плотности массового потока следует, однако, и повышенная потеря давления на трение в испарительных трубах. Вследствие этой повышенной потери давления на трение теряется, особенно у труб малого внутреннего диаметра, то предпочтительное свойство вертикальной системы труб, что при увеличении нагрева отдельной испарительной трубы возрастает также ее производительность. Поскольку для высокого термического КПД и низких выбросов СО₂ электростанции требуются, однако, давления пара свыше 200 бар, необходимо обеспечить также и в этом диапазоне давлений хорошую теплоотдачу от внутренней стенки труб к протекающей среде. Поэтому проточные парогенераторы с вертикальной системой труб стенки камеры сгорания эксплуатируют обычно с относительно высокими плотностями массового потока. Здесь в публикации "Thermal Engineering", I.E. Semenkover. Vol. 41, 8, 1994, стр. 655-661 следует указать для работающих на газе и угле проточных парогенераторов плотность массового потока при 100%-ной нагрузке, составляющую около 2000 кг/м²с.

В основе изобретения лежит задача создания способа эксплуатации проточного парогенератора описанного выше рода, с помощью которого при надежном охлаждении испарительных труб достигаются особенно низкие потери давления на трение и, тем самым, особенно высокий КПД. К тому же должен быть создан проточный парогенератор, особенно пригодный для осуществления этого способа.

В отношении способа эта задача решается согласно изобретению за счет того, что плотность m массового потока протекающей среды поддерживают в зависимости от воздействующей на испарительные трубы плотности q теплового потока приблизительно на заданном значении согласно отношению
m=200+8,42•10¹²•q³•[d/(d-2s)]s²•T_max ^-5
При этом плотность q теплового потока на наружной стороне труб подставляется в кВт/м² с тем, чтобы получить плотность m массового потока в кг/м²с. Далее обозначают: d - наружный диаметр испарительных труб в м, s - толщина стенок испарительных труб в м, Т_mах - характеристическая для материала труб допустимая температура материала в ^oС.

Изобретение исходит при этом из того факта, что при эксплуатации проточного парогенератора надежное охлаждение испарительных труб при особенно низких потерях давления на трение обеспечивается за счет выполнения подходящим образом двух принципиально противоречащих друг другу условий. С одной стороны, среднюю плотность массового потока в испарительных трубах следует выбирать как можно более низкой. За счет этого можно достичь того, что через некоторые испарительные трубы, к которым из-за неизбежных отличий в нагреве подается больше тепла, чем к другим, будет протекать больший массовый поток, чем через нагреваемые в среднем испарительные трубы. Эта известная от барабанного котла характеристика естественной циркуляции приводит на выходе испарительных труб к выравниванию температуры пара и, тем самым, температур стенок труб.

С другой стороны, плотность массового потока в трубах следует выбирать настолько высокой, чтобы обеспечивалось надежное охлаждение стенки трубы и не превышались допустимые температуры материала. Таким образом исключены высокие локальные перегревы материала труб и являющиеся следствием этого повреждения (разрывы труб). Существенными параметрами, влияющими на температуру материала, помимо температуры протекающей среды являются внешний нагрев стенки трубы и теплоотдача от внутренней стенки трубы к протекающей среде или жидкости. Тем самым, существует взаимосвязь между внутренней теплоотдачей, на которую оказывает влияние плотность массового потока, и внешним нагревом стенки трубы.

С учетом этих краевых условий названное отношение вызывает особенно оптимальную плотность массового потока в испарительных трубах, которая обеспечивает как оптимальную проточную характеристику (характеристику естественной циркуляции), так и надежное охлаждение испарительных труб и, тем самым, соблюдение допустимых температур материала. Критерием при определении особенно оптимальной плотности массового потока является при этом то, что при задаваемом внешнем нагреве стенки трубы температура материала стенки трубы должна быть, с одной стороны, лишь незначительно, а с другой стороны, однако, гарантированно ниже допустимого значения. При этом следует обратить внимание на то физическое явление, что в диапазоне критических давлений 200-221 бар теплоотдача от внутренней стенки трубы к протекающей среде самая неблагоприятная. Результатом обширных исследований является то, что наибольшая нагрузка на материал достигается тогда, когда в области испарения при 200-221 бар относительно низкую плотность массового потока комбинируют с наибольшей встречающейся плотностью теплового потока. Это, например, происходит в той зоне камеры сгорания, где расположены горелки. Если после этого испарение закончено и начинается перегрев пара, то нагрузка на материал испарительных труб камеры сгорания снова снижается. Причиной этого является то, что при обычном расположении горелок и обычном протекании процесса горения уменьшается и плотность теплового потока.

Для определения особенно оптимального заданного значения плотности m массового потока целесообразно положить в основу для расчета максимальной температуры Т_max значение, полученное согласно отношению
T_max= T_krit+6σ/(β•E)
При этом T_krit обозначает температуру протекающей среды при критическом давлении в ^oС. Далее обозначают: σ - допустимое напряжение в Н/мм², β - коэффициент теплового расширения в 1/К, Е - модуль упругости материала испарительных труб в Н/мм². При определении допустимой максимальной температуры Т_mах следует исходить из того, что охватывающая стенка или стенка камеры сгорания проточного парогенератора имеет среднюю температуру, которая соответствует среднему значению допустимой максимальной температуры Т_mах и температуры Т_krit протекающей среды при критическом давлении. Отсюда максимально возникающее тепловое напряжение вычисляется по формуле

Это максимально возникающее тепловое напряжение должно быть защищено при расчете проточного парогенератора в соответствии с кодом ASME трехкратным значением напряжения σ, допустимого для материала труб. Отсюда следует непосредственно значение, которое должно быть положено в основу допустимой максимальной температуры Т_max.

Из этих принципов расчета следует, что при эксплуатации проточного парогенератора, испарительные трубы которого изготовлены из материала 13СrМо44, целесообразно положить в основу допустимой максимальной температуры Т_max значение около 515^oС. При эксплуатации проточного парогенератора, испарительные трубы которого изготовлены из материала НСМ12, предпочтительно положить в основу в качестве допустимой максимальной температуры Т_mах значение около 590^oC.

В отношении проточного парогенератора, особенно пригодного для осуществления этого способа, названная задача решается за счет того, что проточный парогенератор рассчитан при воздействующей на испарительные трубы плотности q теплового потока на плотность m массового потока согласно отношению
m=200+8,42•10¹²•q³•[d/(d-2s)]s²•T_max ^-5
Пример выполнения изобретения более подробно поясняется с помощью чертежей, где
на фиг.1 показан в упрощенном виде проточный парогенератор с вертикально расположенными испарительными трубами;
на фиг.2 - в сечении отдельная испарительная труба;
на фиг.3 - диаграмма с характеристиками А и В плотности массового потока в зависимости от плотности теплового потока для испарительных труб.

Соответствующие друг другу детали снабжены на всех фигурах одинаковыми ссылочными позициями.

На фиг. 1 схематично изображен проточный парогенератор 2, например, прямоугольного сечения, вертикальный газоход которого окружен охватывающей стенкой и образует камеру сгорания, переходящую на нижнем конце в воронкообразное дно 6. Дно 6 охватывает отверстие 8 для выгрузки золы (не показано).

В нижней зоне А газохода в образованной вертикально расположенными испарительными трубами 12 охватывающей стенке камеры сгорания размещено некоторое число горелок 10, из которых показана только одна. Горелки 10 рассчитаны при этом на природное топливо. Вертикально расположенные испарительные трубы 12 сварены между собой в нижней зоне А посредством перемычек или ребер 14 в газонепроницаемую охватывающую стенку 4. Испарительные трубы 12, обтекаемые при эксплуатации проточного парогенератора 2 снизу вверх, образуют в зоне А испарительную поверхность 16 нагрева.

В камере сгорания при эксплуатации проточного парогенератора 2 находится образующийся при сжигании природного топлива факел 17 так, что зона А проточного парогенератора 2 отличается очень высокой плотностью q теплового потока. Факел 17 имеет температурный профиль, который, исходя приблизительно от середины камеры сгорания, уменьшается как в вертикальном направлении вверх и вниз, так и в горизонтальном направлении в стороны, т.е. к углам камеры сгорания. Над нижней зоной А газохода находится вторая, удаленная от факела зона В, над которой предусмотрена третья, верхняя зона С газохода. В зонах В и С газохода расположены конвективные поверхности 18, 20, 22 нагрева. Над зоной С газохода находится канал 24 для выхода дымовых газов, по которому образовавшиеся в результате сжигания ископаемого топлива дымовые газы RG покидают вертикальный газоход. Изображенные на фиг.1 условия для проточного парогенератора 2 одноходовой конструкции относятся сопоставимым образом и к проточному парогенератору двухходовой конструкции.

На фиг. 2 изображена снабженная на внутренней стороне ребами 26 испарительная труба 12, которая при эксплуатации проточного парогенератора 2 подвержена на наружной стороне внутри камеры сгорания нагреву с плотностью q теплового потока, а изнутри обтекается протекающей средой S. В качестве протекающей среды S служит, например, вода или пароводяная смесь.

В критической точке, т.е. при критическом давлении P_krit 221 бар, температуру жидкости или протекающей среды S в испарительной трубе 12 обозначают Т_krit. Для расчета максимального теплового напряжения σ_max подставляют максимально допустимую температуру Т_mах на вершине 28 нагреваемой стороны стенки трубы.

Внутренний и наружный диаметры испарительной трубы 12 обозначены соответственно d_i и d. У оребренной изнутри испарительной трубы 12 в качестве внутреннего диаметра d_i следует подставить эквивалентный внутренний диаметр, который учитывает влияние вершин ребер и впадин между ними. Эквивалентным внутренним диаметром является при этом тот внутренний диаметр, который имела бы гладкая труба такого же проходного сечения. Толщина стенки трубы обозначена s.

Проточный парогенератор 2 рассчитан с возможностью поддержания при его эксплуатации плотности m массового потока обтекающей испарительные трубы 12 протекающей среды S приблизительно на заданном значении согласно отношению
m=200+8,42•10¹²•q³•[d/(d-2s)]s²•T_max ^-5
При этом плотность m массового потока следует подставить в кг/м²с, а допустимую максимальную температуру Т_mах - в ^oС. Далее наружный диаметр d трубы и толщину s стенки трубы следует подставить в м. В качестве плотности q теплового потока в кВт/м² на наружной стороне труб следует подставить снабженное предохранительным коэффициентом значение. Для этого сначала по техническим данным проточного парогенератора 2, таким, например, как сечение камеры сгорания, мощность топки и т.д., определяют значение средней плотности теплового потока. Из значения средней плотности теплового потока путем умножения на предохранительный коэффициент выводят значение максимальной плотности теплового потока. Предохранительный коэффициент лежит при этом в случае сжигания каменного угля в интервале 1,4-1,6, а в случае сжигания бурого угля - в интервале 1,6-1,8. Подставляемое значение плотности q теплового потока получают путем умножения максимальной плотности теплового потока на дополнительный предохранительный коэффициент 1,5. Другими словами, подставляемое значение плотности q теплового потока составляет при сжигании каменного угля 2,1-2,4-кратное, а при сжигании бурого угля - 2,4-2,7-кратное средней плотности теплового потока, определяемой по техническим данным проточного парогенератора 2.

В зависимости от плотности q теплового потока при этом в качестве критерия расчета проточного парогенератора 2 возникает показатель плотности m массового потока, графически изображенный на фиг. 3 для различной геометрии и различных материалов труб. При этом характеристика А описывает ту плотность массового потока в кг/м²с, которая возникает при геометрическом параметре [d/(d-2s)]s², составляющем 4•10^-5 м², для допустимой максимальной температуры Т_mах 590^oС. Положенное в основу в качестве максимальной температуры Т_mах значение около 590^oС является важным при этом для проточного парогенератора 2, испарительные трубы 12 которого изготовлены из материала НСМ12. Характеристика В отражает особенно оптимальную плотность m массового потока в качестве функции плотности q теплового потока для проточного парогенератора 2, испарительные трубы 12 которого имеют геометрический параметр [d/(d-2s)] s², составляющий 10^-4 м², и допустимую максимальную температуру Т_mах около 515^oС. Допустимая максимальная температура Т_mах 515^oС важна при этом для испарительных труб 12 из материала 13СrМо44.

Как правило, при этом для произвольной испарительной трубы 12 в качестве допустимой максимальной температуры Т_mах в основу кладут значение, полученное согласно отношению
T_max= T_krit+6σ/(β•E)
При этом T_krit обозначает температуру протекающей среды S при критическом давлении p_krit в ^oС, σ - допустимое напряжение материала испарительной трубы 12 в Н/мм², β - коэффициент теплового расширения материала испарительной трубы 12 в 1/К, Е - модуль упругости материала испарительной трубы 12 в Н/мм².

Изобретение относится к прямоточным парогенераторам, работающим с переменным давлением. Сущность изобретения - в создании способа эксплуатации проточного парогенератора, когда при надежном охлаждении испарительных труб достигаются особенно низкие потери давления на трение и тем самым высокий КПД. В изобретении описывается также парогенератор, в котором может быть осуществлен этот способ. В описываемом способе плотность массового потока протекающей в трубах среды поддерживается в определенной заданной зависимости от плотности теплового потока, что обеспечивает высокий КПД. 2 с. и 5 з.п. ф-лы, 3 ил.

1. Способ эксплуатации проточного парогенератора (2), содержащего камеру сгорания, охватывающая стенка (4) которой образована газонепроницаемо сваренными между собой, вертикально расположенными испарительными трубами (12), при котором испарительные трубы (12) обтекаются протекающей средой S, причем плотность m массового потока протекающей среды S для испарительных труб (12) с наружным диаметром d и толщиной s стенок, а также с характеристической для материала труб допустимой максимальной температурой T_max поддерживают в зависимости от воздействующей на испарительные трубы (12) плотности q теплового потока приблизительно на заданном значении
m= 200+8,42•10¹²•q³•[d/(d-2s)] s²T_max ^-5. 2. Способ по п. 1, при котором в качестве допустимой максимальной температуры Т_max кладут в основу значение, полученное согласно отношению
T_max= T_krit+6σ/(β•E),
причем (T_krit) (^oС) обозначает температуру протекающей среды S при критическом давлении р_krit;
σ (Н/мм²) - допустимое напряжение;
β (1/К) - коэффициент теплового расширения;
Е (Н/мм²) - модуль упругости материала испарительных труб (12). 3. Способ по п. 1 или 2, причем испарительные трубы (12) изготовлены из материала 13 СrMo44 и в качестве допустимой максимальной температуры в основу кладут значение примерно Т_max= 515^oС. 4. Способ по п. 1 или 2, причем испарительные трубы (12) изготовлены из материала НСМ 12, в качестве допустимой максимальной температуры в основу кладут значение примерно Т_max= 590^oС. 5. Проточный парогенератор (2), содержащий камеру сгорания, охватывающая стенка (4) которой образована газонепроницаемо сваренными между собой, вертикально расположенными испарительными трубами (12) с наружным диаметром d и толщиной s стенок, а также с характеристической для материала труб допустимой максимальной температурой Т_max, причем трубы (12) парогенератора обтекаются протекающей средой S и имеют на своей внутренней стороне поверхностную структуру, и который при воздействующей на испарительные трубы (12) плотности q теплового потока рассчитан на плотность m массового потока согласно отношению
m= 200+8,42•10¹²•q³•[d/(d-2s)] s²T_max ^-5. 6. Парогенератор (2) по п. 5, испарительные трубы (12) которого изготовлены из материала 13 СrMo44, причем для допустимой максимальной температуры Т_max в основу положено значение 515^oС. 7. Парогенератор (2) по п. 5, испарительные трубы (12) которого изготовлены из материала НСМ12, причем для допустимой максимальной температуры Т_max в основу положено значение 590^oС.