Теплогідравлічні характеристики парогенератора ядерної енергетичної установки ГТ-МГР для виробництва електроенергії та водню

Моделі з зосередженими параметрами використовуються в інтегральних розрахунках (розрахунках ТОА в цілому), які необхідні на всіх стадіях проектування ТОА. При розробці моделей з зосередженими параметрами постає питання узгодження умовних значень середнього по поверхні теплообміну коефіцієнта теплопередачі і середнього температурного напору, яка вирішується шляхом відповідного розрахунку визначальних температур.

У даній роботі розглядається модель теплообмінника (парогенератора) з розподіленими параметрами. Вже згадана в роботі модель може бути використана для коригування базових рівнянь за наявними експериментальними даними, для аналізу умов переносу теплоти, а також для виявлення впливу різних фізичних або експлуатаційних факторів на показники ефективності ТОА.

2.3 Інтервально-ітераційна розрахункова схема парогенератора

Розглянемо типову конструктивну схему парогенератора ЯЕУ (рис. 2.3) [19].

Як видно з рисунка, парогенератор складається з наступних елементів: економайзера, в якому відбувається підігрів води до температури насичення; випарника, в якому здійснюється процес повного випаровування води; перегрівача (або попереднього пароперегрівача); кінцевого пароперегрівача, в якому відбувається нагрівання пари до її максимальної температури.

Рис. 2.3 - Типова конструктивна схема парогенератора з гвинтовими закрученими трубами [19]

Таким чином, можна уявити, що парогенератор складається з чотирьох умовних теплообмінників, у яких в якості первинного (гарячого) теплоносія використовується гелій, а в якості вторинного теплоносія в економайзері використовується вода, у випарнику - двофазний потік води і вологої пари, і в попередньому і кінцевому пароперегрівачах - суха пара. У загальному випадку спрощена розрахункова схема парогенератора може бути представлена у вигляді з'єднаних послідовно чотирьох окремих теплообмінних модуля (рис. 2.4).

Рис. 2.4 - Розрахункова схема парогенератора

В результаті маємо чотири паралельно з'єднаних між собою умовних теплообмінних модуля з протиточною схемою руху теплоносіїв, в яких вторинний теплоносій перебуває в різних фазових станах і реалізуються різні умови процесу теплопередачі.

Відповідно до обраної моделі ТОА з розподіленими параметрами кожен з розглянутих теплообмінних модулів в свою чергу розбивається на теплообмінні елементи, що складаються з паралельно з'єднаних між собою гвинтових закручених труб (рис. 2.5).

Рис. 2.5 - Розрахункова схема теплообмінного модуля

У кожному елементарному теплообмінному елементі приймається протиточна схема руху первинного і вторинного теплоносіїв.

2.4 Кореляційні залежності для розрахунку процесу теплообміну однофазного потоку

Теплопередача в елементарному трубчастому теплообмінному елементі з урахуванням зміни теплофізичних властивостей по довжині теплообмінника може бути описана для кожної труби трубного пучка рівнянням для теплового потоку через циліндричну стінку при граничних умовах третього роду:

,

де - локальний лінійний коефіцієнт теплопередачі; - локальне значення середньологарифмічного температурного напору; , - коефіцієнти тепловіддачі зі сторони гарячого і холодного теплоносіїв; , - зовнішній і внутрішній діаметр труб; - довжина ділянки труби.

Коефіцієнти тепловіддачі в залежності від взаємного розташування труб в пучку визначаються з представлених нижче експериментальних кореляційних залежностей.

Із зовнішнього боку трубного пучка (з боку гарячого теплоносія)

Оскільки схему перебігу в розглянутому теплообміннику з боку гарячого теплоносія можна уявити як поперечне обтікання пучка гладких труб (рис. 2.2), то для визначення коефіцієнтів тепловіддачі можна скористатися наступними кореляційними залежностями [20]:

Шахове розташування труб в пучку

для

для и

для и

для

В якості визначального розміру у даних виразах використовується зовнішній діаметр труб ().

Коридорне розташування труб в пучку [19, 20]

для

для

для

Тут як визначальний розмір використовується гідравлічний діаметр пучка труб ().

В роботі [18] використовуються наступні кореляційні залежності для коридорного розташування труб в пучку:

для

для

для

для ,

де - поправочний коефіцієнт на малорядність пучка; - поправочний коефіцієнт на кут атаки; - температурний фактор.

В якості визначальної швидкості використовується середня швидкість потоку в міжтрубному просторі, а в якості визначального розміру - зовнішній діаметр труб (). Кореляційні залежності були використані в якості базових у розробленій математичній моделі парогенератора.

Поправочний коефіцієнт на малорядність пучка залежить від числа Рейнольдса і компонування труб в пучку.

Для шахових пучків (, )

Для коридорних пучків (, )

,

де - число рядків пучка.

В тому випадку, коли , то для шахових пучків рекомендується приймати , а для коридорних - , також при . Якщо , то впливом числа Рейнольдса на можна знехтувати.

Поправочний коефіцієнт на кут атаки для шахових або коридорних пучків можна розрахувати за такою залежністю:

,

де ц - кут атаки.

При поперечному обтіканні труб , при повздовжньому обтіканні - . Дане рівняння справедливе в діапазоні зміни кута атаки .

Температурний фактор визначається з виразу:

,

де , - числа Прандтля пораховані по температурі потоку та стінки відповідно.

Оскільки значення температурного фактора мало відрізняється від одиниці, в розробленій математичній моделі приймається .

З внутрішньої сторони труб (з боку холодного теплоносія)

При русі потоку в гвинтових закручених трубах (зміївиках) під дією відцентрових сил відбувається деформація профілю швидкості в перерізі каналу, при цьому в потоці виникають вторинні циркуляційні течії (макровихорі), що збільшують ступінь турбулізації ядра потоку, що призводить до інтенсифікації процесу перенесення теплоти. Біля стінки каналу інтенсивність вторинної циркуляції зменшується, тому в області примежового шару переважає молекулярний механізм перенесення теплоти. Найбільший ефект інтенсифікації тепловіддачі може бути досягнутий в ламінарній області течії в каналах, де інтенсифікація тепловіддачі досягається за рахунок закрутки потоку.

В ламінарній області течії виникнення в потоці вторинної циркуляції (макровихорів) відбувається при критичних значеннях числа Рейнольдса. Критичне число Рейнольдса можна визначити з виразів [19]:

для

або для ,

де D_зм - діаметр вигину (заокруглення) труби; d_вн - внутрішній діаметр труби.

Для ламінарної (докритичної) області течії () в роботі [21] рекомендується наступна кореляційна залежність:

Для турбулентної течії з макровихорами () в роботі [22] запропонована наступна залежність:

,

де - число Нуссельта, визначене для прямої гладкої труби.

Число Нуссельта для течії рідини в прямій гладкій трубі можна визначити з відомої кореляційної залежності Діттуса - Болтера:

(1.1)

В роботі [18] для турбулентної течії з макровихорами в зміївиках використовується запропонована Шмідтом кореляційна залежність:

,

де визначається за рівнянням (1.1).

Коефіцієнти тепловіддачі з гарячого і холодною боку в елементарному мікротеплообміннику визначаються за відомими значеннями чисел Нуссельта з виразів:

;

2.5 Моделювання процесу теплообміну при кипінні рідини

2.5.1 Основні параметри двофазного потоку

Розглянемо основні параметри, що характеризують рух двофазного потоку в каналах. Індексом «п» і «р» будемо позначати парову і рідку фази потоку відповідно.

При течії двофазного потоку в кожен фіксований момент часу всередині киплячої рідини знаходиться певна кількість пари у вигляді спливаючих або рівномірно розподілених в рідини пухирців. Якщо в кожен момент часу всередині рідини у вигляді спливаючих бульбашок знаходиться маса M_п пари і якщо маса решти рідини дорівнює M_р, то об'єм двофазної суміші становить:

Об'ємний паровміст двофазного потоку являє собою відношення об'єму пари до обсягу суміші:

При русі двофазного потоку площа поперечного перерізу каналу F частково зайнята парою F_п і частково рідиною F_р.

Істинний об'ємний паровміст буде характеризуватися величиною:

Об'ємний витратний паровміст являє собою відношення об'ємної витрати пари до об'ємної витрати суміші:

Масовий витратний паровміст визначається як відношення масових витрат пари і суміші:

.

Коефіцієнт ковзання визначається як відношення швидкості парової фази до швидкості рідкої фази:

.

Істинний об'ємний паровміст і ковзання двофазного потоку в загальному випадку пов'язані між собою наступним співвідношенням:

.

Щільність двофазного потоку залежить від істинного об'ємного паровмісту і визначається з виразу:

.

При моделюванні двофазного потоку зроблено допущення, що двофазний потік є гомогенним, тобто і . Таке припущення дозволяє відносно просто описувати двофазний потік як однофазний потік зі змінними теплофізичними властивостями.

Слід зауважити, що допущення про гомогенність двофазного потоку накладає дуже великі обмеження і фактично забезпечує достатню точність розрахунків в області дисперсної бульбашкової і дисперсної крапельної течій (області підсихання пари).

2.5.2 Режими течії двофазного потоку

Залежно від параметрів потоку у вертикальній трубі можна визначити кілька режимів течії двофазного потоку, які реалізуються в залежності від фізичних властивостей рідини, тиску і геометрії каналу, а також від витрати рідини і масового витратного паровмісту [23]. Розрізняють такі режими течії двофазного потоку (рис. 2.6) [23, 24]: бульбашкова (а) і дисперсно - бульбашкова течія (б) (дрібні бульбашки пари рівномірно розподілені в рідкій фазі); пробкова течія (в); спінена (збовтана) течія (г); стрижнева течія (з рідкою плівкою на стінках труби) (д); дисперсна (е) течія «туман» (течія з дрібнодисперсними крапельками рідини, рівномірно розподіленими в паровій фазі). У горизонтальних трубах розглядається також і режим стратифікованої течії при мінімальних витратах рідини (коли дві фази розділяються під дією гравітаційних сил).

Рис. 2.6 - Режими течії двофазного потоку в вертикальній трубі

Для моделювання парогенератора ЯЕУ представляє теоретичний інтерес течія киплячої рідини в вертикальному каналі довільної форми. Структура потоку в вертикально розташованій трубі представлена на рис. 2.7.

Рис. 2.7 - Структура потоку та характерні режими теплообміну в вертикальній трубі

Як видно з рисунку, по мірі руху рідини в каналі в ній утворюється все більша і більша кількість пари через безперервне підведення теплоти по висоті каналу. В результаті режим течії поступово переходить від режиму емульсійної (бульбашкової) течії до пробкової течії і, нарешті, до стрижневого режиму течії. Зрештою, рідка плівка на поверхні випаровується і встановлюється дисперсний режим течії («туман»). Після випаровування всіх дисперсних крапель рідини в потоці встановлюється режим однофазної течії парової фази.

Таким чином, можна умовно виділити два механізми теплообміну при кипінні рідини в вертикальних трубах, які принципово відрізняються один від одного: бульбашкове (об'ємне) кипіння (коли парова фаза утворюється у вигляді бульбашок на окремих центрах пароутворення в об'ємі рідини і на стінках труби) і плівкове кипіння (вимушений конвективний теплообмін через рідку плівку).

При бульбашковому кипінні процес тепловіддачі є строгою функцією від величини коефіцієнта тепловіддачі бульбашкового кипіння, що залежить від величини питомого теплового потоку - .

При плівковому кипінні тепловіддача () залежить від питомого теплового потоку, а також від локального значення масового витратного паровмісту і масової швидкості потоку.

Бульбашковий механізм кипіння надає переважний вплив при малих значеннях масового витратного паровмісту і високих значеннях питомого теплового потоку, в той час, як плівковий механізм переважає при великих значеннях масового витратного паровмісту, масової швидкості потоку і малих значеннях питомого теплового потоку. Для перехідних умов одночасно діють обидва розглянуті механізми теплообміну (відбувається руйнування структур бульбашкового кипіння, і формування рідкої плівки на поверхні каналу).

2.5.3 Кореляційні залежності для розрахунку тепловіддачі в двофазному потоці при кипінні рідини

Коефіцієнт тепловіддачі під час руху киплячої рідини (двофазного потоку) в каналі прийнято представляти у вигляді такої узагальненої асимптотичної залежності:

,

де - коефіцієнт тепловіддачі двофазного потоку; - коефіцієнт тепловіддачі бульбашкового кипіння; - коефіцієнт тепловіддачі плівкового кипіння; n - показник степені.

На рис. 2.8 представлена залежність відносного коефіцієнта тепловіддачі для двофазного потоку від величини відносного питомого теплового потоку. З рисунка видно, що з ростом теплового потоку, що підводиться, внесок механізму бульбашкового кипіння на величину коефіцієнта тепловіддачі зростає і при повністю бульбашковому режимі кипіння значення коефіцієнта тепловіддачі виявляється в 3,2... 4,5 рази більше, ніж при плівковому кипінні.

Рис. 2.8 - Залежність відносного коефіцієнта тепловіддачі для двофазного потоку від відносного питомого теплового потоку

Коефіцієнт тепловіддачі при бульбашковому кипінні () визначається за наявними в літературі експериментальним кореляційним залежностям. Конвективний коефіцієнт тепловіддачі визначається з урахуванням допущення про те, що потік є рідкою фазою, коефіцієнт тепловіддачі якого знаходиться так само, як для однофазної турбулентної течії з використанням відомих кореляційних залежностей (наприклад, кореляції Діттуса - Болтера (1.1)). При розрахунку коефіцієнта тепловіддачі для рідкої фази () робиться припущення, що потік рідкої фази займає площі поперечного перерізу каналу, в якому рухається двофазний потік.

У розробленій математичній моделі реалізовано п'ять різних методів розрахунку теплообміну при кипінні у вертикальній трубі, заснованих на експериментальних кореляційних залежностях. Нижче розглянемо особливості кожного з них.

Метод Чена

Ченом [24] були отримані кореляційні залежності для розрахунку теплообміну при кипінні на основі обробки 1000 експериментів з дистильованою водою, етилен гліколем і сумішами води і етилен гліколю, що мають абсолютну похибку . У запропонованій методиці вважається, що локальне значення коефіцієнта тепловіддачі для двофазного потоку () є сумою коефіцієнтів тепловіддачі для бульбашкового ()) і плівкового () режимів кипіння:

.

Було зроблено припущення, що температурний градієнт в шарі рідини біля стінки труби в умовах вимушеної конвекції відповідає градієнту температури в умовах об'ємного кипіння, з частковим придушенням центрів кипіння і, таким чином, збільшує внесок бульбашкового кипіння у загальний механізм теплообміну. З іншого боку, парова фаза, що утворюється в процесі випаровування рідини, збільшує швидкість руху рідкої фази, а, отже, і внесок конвективного механізму теплообміну приводить до зростання інтенсивності теплообміну в порівнянні з однофазним потоком. Врахування цих двох ефектів формулюється у вигляді наступного виразу:

,

де - коефіцієнт тепловіддачі бульбашкового кипіння, розрахований з використанням кореляції Форстера - Зубера [26]; S - фактор придушення бульбашкового кипіння; - коефіцієнт тепловіддачі для однофазної турбулентної течії рідкої фази, розрахований з використанням кореляції Діттуса - Болтера; F - фактор інтенсифікації конвективного теплообміну рідкої фази за рахунок двофазності потоку.

Для визначення значення коефіцієнта тепловіддачі при бульбашковому кипінні в методиці Чена використовується кореляційна залежність Форстера - Зубера у вигляді:

, (1.2)

де - перегрів стінки каналу (локальна різниця температури внутрішньої стінки каналу () і температури насичення ()); - різниця тиску рідкої фази при температурі стінки () і при температурі насичення (); - коефіцієнт теплопровідності рідкої фази; - ізобарна теплопровідність рідкої фази; - щільність рідкої фази; - коефіцієнт динамічної в'язкості рідкої фази; у - коефіцієнт поверхневого натягу; r - прихована теплота пароутворення для розглянутого вторинного теплоносія.

Для визначення коефіцієнта поверхневого натягу рідини, який входить до виразу (1.2), як функції її температури насичення в розробленій математичній моделі була отримана наступна кореляційна залежність:

.

Оскільки температура насичення сама є функцією тиску, то для її визначення в рамках розробленої моделі була отримана наступна кореляційна залежність:

.

Прихована теплота пароутворення води, що входить у вираз (1.2), також є функцією температури, тому для визначення її значення при виконанні практичних розрахунків і комп'ютерного моделювання була отримана кореляційна залежність наступного виду:

,

де P - тиск рідини, підставляється в барах ().

Коефіцієнт тепловіддачі конвективного теплообміну рідкої фази визначається з кореляційної залежності Діттуса - Болтера:

, (1.3)

де число Рейнольдса для рідкої фази визначається як

.

Тут x - масовий витратний паровміст.

Двофазний множник Чена визначається із запропонованої ним кореляційної залежності:

,

де - параметр Мартинеллі, який враховує вплив ефекту двофазності потоку на процес конвекції. Слід зазначити, що якщо , значення множника Чена слід приймати рівним 1,0.

Параметр Мартинеллі визначається з виразу:

. (1.4)

Фактор придушення кипіння Чена (S) визначається з наступної кореляційної залежності:

,

де - число Рейнольдса двофазного потоку, для визначення якого Ченом рекомендована наступна кореляційна залежність:

.

Оскільки перегрів стінки є невідомою величиною, величини і визначаються методом послідовних наближень в ітераційному процесі при заданому значенні питомого теплового потоку () для елементарного теплообмінного елементу.

Метод Шаха

Шахом [27] були отримані кореляційні залежності для розрахунку теплообміну при русі двофазного потоку на основі узагальнення 780 наборів експериментальних даних для різних теплоносіїв (води, R-11, R-12, R-22, R-113 і циклогексану) і можуть бути використані як для вертикальних, так і для горизонтальних труб.

Для конвективного теплообміну рідкої фази коефіцієнт тепловіддачі () також, як і в методиці Чена, визначається з використанням кореляції Діттуса - Болтера (вираз (1.3)).

Величина коефіцієнта тепловіддачі плівкового кипіння в методиці Шаха залежить від ряду критеріїв (числа кипіння - Bo, числа конвекції - Co и числа Фруда - Fr, яке не береться до уваги для вертикальних труб) і визначається з наступної кореляційної залежності:

,

де Co - конвективне число.

Конвективне число визначається з такою залежністю:

,

де коригувальний фактор при і при (для вертикальних труб).

Число Фруда визначається з виразу:

,

де g - прискорення вільного падіння.

Число кипіння визначається з виразу:

, (1.5)

де q - питомий тепловий потік; r - прихована теплота пароутворення.

Коригувальний множник коефіцієнта тепловіддачі для бульбашкового режиму кипіння () визначається з наступних кореляційних залежностей:

При і ;

При і ;

При ;

При .

Постійна Шаха має значення при та при .

Таким чином, коефіцієнт тепловіддачі двофазного потоку при кипінні рідини визначається з виразу:

.

Особливість даної методики полягає в тому, що бульбашковий режим кипіння характеризується тільки фізичними властивостями рідини, що входять в число кипіння, і, зокрема, величиною прихованої теплоти пароутворення. Отже, оскільки прихована теплота пароутворення зменшується з ростом тиску, то при цьому зростає.

Смітом була запропонована модифікація емпіричних залежностей методики Шаха. Зокрема для плівкового режиму кипіння були запропоновані наступні кореляційні залежності:

при

та при

Для режиму бульбашкового течії двофазного потоку при малих значеннях масового витратного паровмісту коригувальний множник рекомендовано визначати також як і в методиці Шаха з виразу:

при .

Для більш високих значень масового витратного паровмісту отриманий Смітом коригувальний фактор розглядається для комбінованого механізму теплообміну (бульбашкового і плівкового):

при (1.6)

Остаточне значення коригувального фактора вибирається як при , і при , а коефіцієнт тепловіддачі двофазного потоку визначається з виразу:

Метод Гунгора - Вінтертона

Гунгор і Вінтертон (1986 рік) запропонували нову форму моделі теплообміну при кипінні рідини Чена на основі узагальнення 3693 наборів експериментальних даних для вертикальних труб, узятих з різних джерел для води, різних фреонів (R-11, R-12, R-22, R-113 і R-114), а також етилен гліколю. У запропонованій ними моделі коефіцієнт тепловіддачі для двофазного потоку (),також, як і в моделі Чена, визначається як сума вкладів плівкового і бульбашкового механізмів теплообміну з використанням базового рівняння наступного виду:

,

де - коефіцієнт тепловіддачі для рідкої фази обчислюється за допомогою кореляції Діттуса - Болтера (1.3).

Величина коефіцієнта тепловіддачі при бульбашковому кипінні () визначається за допомогою отриманого Купером (1984) рівняння:

,

де q - питомий тепловий потік; M - молекулярна вага рідини; - степінь зниження тиску рідини щодо його критичного значення (для води МПа).

Двофазний множник Гунгор - Вінтертона (E) залежить від параметра Мартинеллі (1.4) і числа кипіння (1.5) і визначається з наступної кореляційної залежності:

.

Фактор придушення кипіння визначається з виразу:

,

де число Рейнольдса для рідкої фази визначається таким же чином, як і в моделі Чена, з урахуванням величини масового витратного паровмісту.

Метод Стейнера - Таборека

Стейнером і Табореком (1992 р.) був запропонований фізично більш коректний метод моделювання теплообміну при русі двофазного потоку у вертикальній трубі [28]. Запропонований ними підхід заснований на механістичній моделі, що враховує всі основоположні принципи бульбашкового і плівкового кипіння. Більш коректне врахування фундаментальних основ процесу кипіння реалізоване з використанням асимптотичного підходу до кореляційної схеми, що забезпечує монотонність переходу від одного режиму течії до іншого. Отже, кореляція асимптотичного типу дозволяє більш точно описувати внесок різних факторів в загальний процес теплообміну при кипінні рідини.

Стейнером і Табореком були сформульовані наступні обмеження, які повинні бути застосовані до процесу кипіння рідини у вертикальній трубі:

· При значеннях питомого теплового потоку нижче порогу початку бульбашкового кипіння () повинен прийматися до уваги тільки конвективний механізм теплообміну.

· При великих значеннях питомого теплового потоку механізм бульбашкового кипіння надає переважний вплив на процес теплообміну.

· При і коефіцієнт тепловіддачі для двофазного потоку () повинен визначатися як для однофазної течії рідкої фази, а при , відповідно, з урахуванням коефіцієнта тепловіддачі бульбашкового кипіння ().

· При повинен визначатися як для парової фази (конвективна тепловіддача, вважаючи весь потік парової фазою), в припущенні, що рідка фаза повністю відсутня в потоці.

В моделі Стейнера і Таборека розглядалися наступні режими течії потоку при кипінні рідини у вертикальній трубі (рис. 2.9):

Рис. 2.9 - Режими течії та зміна коефіцієнта тепловіддачі при кипінні рідини у вертикальній трубі

Область А-Б: До точки А має місце конвективний теплообмін в однофазному потоці рідини. В області між точками А і Б при має місце конвективний теплообмін однофазного потоку, при відбувається утворення і руйнування бульбашок пари біля стінки труби, що призводить до зростання теплообміну.

Область Б-В-Г: При на даній ділянці має місце тільки конвективне випаровування рідини, так зване, «чисте конвективне кипіння». При в каналі відбувається одночасно бульбашкове і конвективне кипіння (їх суперпозиція). Горизонтальними штриховими лініями на рис. 2.9 показані значення коефіцієнтів тепловіддачі для бульбашкового кипіння при різних значеннях величини питомого теплового потоку, суцільними лініями - коефіцієнт тепловіддачі як суперпозиція бульбашкового і конвективного механізмів кипіння.

Область Г-Д-Е: При процес кипіння триває по кривій чистого конвективного кипіння аж до значення масового витратного паровмісту, рівного 1,0. При досягається режим пробкової течії, який переходить в стрижневий, при якому є рідка плівка на стінках каналу і ядро парової фази в центрі аж до критичної точки (), коли плівка на стінках каналу повністю випаровується.

Область Е-Ж: При плівка на стінках каналу стає нестійкою через дії сил тертя і адгезії. В області дисперсної течії («туману») механізм теплообміну повністю змінюється, і передача теплоти здійснюється конвекцією в паровій фазі, за рахунок випаровування дисперсних крапель рідини, що містяться в перегрітій парі, за рахунок удару крапель об стінки каналу, а також за рахунок радіаційного теплообміну.

Слід зазначити, що метод Стейнера - Таборека не дозволяє розраховувати теплообмін в дисперсному потоці при (штрихові лінії на рис. 2.9). Для цього використовуються окремі кореляційні залежності, які будуть розглянуті нижче.

Базове рівняння моделі Стейнера - Таборека записується в наступному вигляді:

.

У виразі (1.7) використовуються наступні параметри:

· - локальне значення коефіцієнта тепловіддачі при бульбашковому кипінні, відповідне питомому тепловому потоку q₀ і ступеня зниження тиску ;

· - коригувальний фактор для бульбашкового кипіння (не плутати з фактором придушення бульбашкового кипіння, який в асимптотичній моделі не використовується);

· - локальне значення коефіцієнта тепловіддачі при вимушеній конвекції рідкої фази, з урахуванням допущення, що весь потік є рідиною (не рідкою фракцією потоку, як в раніше розглянутих методах);

· - двофазний множник, який враховує інтенсифікацію теплообміну за рахунок більш високої швидкості двофазного потоку в порівнянні з однофазним потоком тільки рідкої фази в каналі.

Локальний коефіцієнт тепловіддачі для рідкої фази знаходиться з використанням кореляційної залежності Гнілінского:

, (1.7)

де - коефіцієнт тертя Фаннінга, який визначається з виразу:

Вираз (1.7) є справедливим в діапазоні зміни чисел Рейнольдса і чисел Прандтля для однофазних течій.

Для визначення числа Рейнольдса двофазного потоку використовується повне значення витрати суміші в каналі (рідина плюс пара)

Двофазний множник для конвективного випаровування для і визначається з виразу:

,

Цей вираз є справедливим при , а при значення прямує до нуля.

При у всьому діапазоні зміни масового витратного паровмісту () в каналі має місце тільки конвективний (плівковий) механізм кипіння.

У граничному випадку, коли x=1,0 значення стає рівним значенню коефіцієнта тепловіддачі для парової фази (), який також визначається з кореляційної залежності Гнілінского:

,

де і .

Для цього випадку значення двофазного множника визначається з виразу:

Дана залежність справедлива при .

Мінімальне значення питомого теплового потоку, при якому починає діяти механізм бульбашкового кипіння () визначається за відомим значенням коефіцієнта тепловіддачі рідкої фази () з виразу:

,

де у - коефіцієнт поверхневого натягу; - температура насичення; R₀ - критичний радіус бульбашок в центрах випаровування; r - прихована теплота пароутворення рідини.

Значення параметра рекомендується приймати рівним м.

Коефіцієнт тепловіддачі бульбашкового режиму кипіння визначається в методі Стейнера - Таборека з використанням підходу аналогічного методу Горенфло (1993), але дещо відрізняється від нього. Стандартні значення коефіцієнта тепловіддачі в методі Стейнера - Таборека представлені у вигляді табличних даних для різних рідин при наступних стандартних умовах: , ступеня шорсткості поверхні каналу мкм і величиною питомого теплового потоку q₀, наведеного для кожної рідини. Зокрема для води стандартне табличне значення коефіцієнта тепловіддачі бульбашкового кипіння дорівнює Вт/м²К.

Коригувальний фактор бульбашкового кипіння враховує вплив ефекту зниження тиску, величини питомого теплового потоку, внутрішнього діаметра труби, шорсткості поверхні труби і поправки на залишкову молекулярну вагу на значення в наступному вигляді:

.

Величина поправки на зниження тиску для враховує збільшення значення коефіцієнта тепловіддачі бульбашкового кипіння зі зростанням тиску і визначається з виразу:

Показник степені nf визначається з наступної залежності:

.

Стандартним внутрішнім діаметром труби вважається м, а стандартним значенням шорсткості поверхні труби - мкм. Оскільки значення шорсткості поверхні промислових труб не завжди заздалегідь відомо, то значення вибирається в діапазоні мкм. Молекулярна вага води приймається рівною 18,02, а поправка на залишкову молекулярну вагу визначається з виразу:

.

Максимальне значення поправки не повинно перевищувати 2,5 навіть в тому випадку, якщо даний вираз дає великі значення цього параметра.

Метод Стейнера - Таборека базується на узагальненні 10262 експериментальних точок для води і, додатково, 2345 експериментальних точок для фреонів (R-11, R12, R-22, R-113), гідрокарбонатів (бензолу, н-пентану, н-гептану, цикло-гексану, метанолу, етанолу і н-бутанолу), трьох кріорідин (нітрогену, гідрогену і гелію), а також амонію.

Метод Кандлікара

Основними особливостями методу розрахунку теплообміну при кипінні рідини запропонованого Кандлікаром [29, 30] є:

· кореляційні залежності можуть бути використані для розрахунку теплообміну при кипінні рідини, як у вертикальних, так і в горизонтальних трубах;

· порівняння розрахункових значень з експериментальними даними показують хороший збіг з експериментом;

· кореляційні залежності отримані шляхом узагальнення експериментальних даних для декількох хладагентів, кріогенних рідин і води.

В якості базової величини в методиці Кандлікара використовується значення коефіцієнта тепловіддачі для конвективного теплообміну з урахуванням допущення, що двофазний потік є рідкою фазою (). При цьому значення коефіцієнта тепловіддачі визначається з використанням кореляційної залежності Гнілінского для діапазону зміни числа Рейнольдса :

.

При для визначення коефіцієнта тепловіддачі використовується кореляція Пєтухова - Попова:

,

де фактор тертя Фаннінга визначається з виразу:

,

а число Рейнольдса тільки рідкої фази - .

Коефіцієнт тепловіддачі бульбашкового кипіння визначається із залежності:

.

Коефіцієнт тепловіддачі плівкового кипіння визначається з виразу:

,

де для вертикальних труб та при , для горизонтальних труб - .

Значення множника залежить від властивостей рідини, що використовується, і для води приймається рівним 1,0.

Коефіцієнт тепловіддачі двофазного потоку при кипінні визначається як максимальне значення , :

. (1.8)

Однак такий спосіб визначення призводить до його немонотонноЇ зміни по x. Для забезпечення монотонної зміни залежності в практичних розрахунках за методом Кандлікара пропонується замість (1.8) використовувати асимптотичну залежність виду:

.

В таблиці 2.1 представлені значення параметрів двофазного потоку і діапазони діаметрів труб, для яких були отримані кореляційні залежності для всіх розглянутих вище методів розрахунку теплообміну при кипінні рідини.

Таблиця 2.1

Значення параметрів двофазного потоку і діапазони діаметрів труб

№ пп	Метод розрахунку теплообміну при кипінні	Тиск, МПа	x	w, м/с	, кг/м2 с	q, Вт/см2	dвн, мм
1.	Чен (1980)	0,55…3,5	0,01…0,71	0,06…4,5	-	0,6…240	-
2.	Сміт - Шах (1982)	-	0…0,7	-	-	9,0…122	5…16
3	Стейнер - Таборек (1992)	0,01…10,8	0…1,0	-	4…4850	0,08…460	1…32
4.	Кандлікар (1990, 1991)	-	0…0,98	-	13…8179	0,03…228	4,6…32
5.	Гунгор - Вінтертон (1986)	-	0…1,0	-	67…61518	0,11…228	2,95…32

З аналізу даних таблиці 2.1 можна зробити висновок, що розглянуті вище методи Чена і Шаха коректно застосовні до значень масового витратного паровмісту 0,7, а методи Стейнера - Таборека, Кандлікара і Гунгор - Вінтертона справедливі у всьому діапазоні зміни значень x.

2.6 Висновки до розділу

1. Була розроблена розрахункова схема, яка представляє собою найбільш перспективну конструкцію парогенератора АЕС з гвинтовими закрученими (змієвиковими) трубами, розміщеними в корпусі у вигляді ряду паралельно з'єднаних трубних циліндрів

2. Розглянуто кореляційні залежності для розрахунку процесу теплообміну однофазного потоку.

3. Створено моделювання процесу теплообміну при кипінні рідини, досліджено структуру потоку та характерні режими теплообміну в вертикальній трубі.

4. У розробленій математичній моделі реалізовано п'ять різних методів розрахунку теплообміну при кипінні у вертикальній трубі, заснованих на експериментальних кореляційних залежностях.

5. Методи Чена і Шаха коректно застосовні до значень масового витратного паровмісту 0,7, а методи Стейнера - Таборека, Кандлікара і Гунгор - Вінтертона справедливі у всьому діапазоні зміни значень x

РОЗДІЛ 3. РЕЗУЛЬТАТИ ТЕПЛОГІДРАВЛІЧНИХ РОЗРАХУНКІВ ВИСОКОТЕМПЕРАТУРНОГО ПАРОГЕНЕРАТОРА

3.1 Порівняння різних методів розрахунку теплообміну при кипінні рідини

Порівняння характеру протікання залежностей коефіцієнтів тепловіддачі двофазного потоку від величини масового витратного паровмісту для п'яти розглянутих методів розрахунку теплообміну при кипінні рідини представлені на рисунку 3.1. Критичне значення масового витратного паровмісту при цьому визначалося з використанням кореляцій Біазі.

Рис. 3.1 - Залежності коефіцієнтів тепловіддачі двофазного потоку від величини масового витратного паровмісту

З аналізу наведених залежностей видно, що з усіх розглянутих методів розрахунку теплообміну при русі киплячої рідини у вертикальній трубі випливає:

Найбільш коректним з фізичної точки зору є протікання залежностей отриманих з використанням методів Чена і Гунгор - Вінтертона (мається характерний максимум значення коефіцієнта тепловіддачі двофазного потоку при ).

Найменш фізично коректним для обраних режимних та геометричних параметрів видається протікання залежності, отриманої з використанням методу Стейнера - Таборека. Причому розрахункові значення коефіцієнтів тепловіддачі в області високих значень масового витратного паровмісту мають максимальні значення в порівнянні з іншими розглянутими методами розрахунку.

Найменші значення коефіцієнтів тепловіддачі двофазного потоку мають місце при використанні методу Кандлікара.

Середнє значення коефіцієнтів тепловіддачі двофазного потоку для знаходиться в діапазоні 27500…37500 для всіх розглянутих методів (за виключенням метода Стейнера - Таборека).

3.2 Моделювання теплофізичних властивостей теплоносіїв

Для знаходження теплофізичних властивостей води і водяної пари в математичній моделі була розроблена процедура інтерполяції з використанням таблиць теплофізичних величин Ривкіна, Алєсандрова для різних станів води [31]. Теплофізичні властивості води і водяної пари в розробленій математичній моделі парогенератора визначалися за допомогою інтерполяції таблично заданої функції 2-х змінних на базі ENO-інтерполяції функції однієї змінної [32].

Згідно інтерполяції хартії значення таблично заданої функції , що знаходилася в інтервалі визначається з наступного виразу:

,

де ;

;

.

Залежності , h, v у вигляді масивів табличних даних задані в діапазоні зміни температури ⁰С і в діапазоні зміни тиску бар. Для коефіцієнта динамічної в'язкості (м) та коефіцієнта теплопровідності () в процедурі інтерполяції були використані табличні дані в діапазоні зміни тиску бар. Використані в математичній моделі вихідні залежності теплофізичних властивостей води і водяної пари представлені на рисунках 3.2…3.6.

Рис. 3.2 - Залежність ізобарної теплоємності води і водяної пари від температури і тиску
Рис. 3.3 - Залежність коефіцієнта теплопровідності води і водяної пари від температури і тиску
Рис. 3.4 - Залежність коефіцієнта динамічної в'язкості води і водяної пари від температури і тиску
Рис. 3.5 - Залежність питомого об'єму води і водяної пари від температури і тиску
Рис. 3.6 - Залежність питомої ентальпії води і водяної пари від температури і тиску

Теплофізичні властивості гелію. Використані в математичній моделі парогенератора рівняння стану і кореляційні залежності для розрахунку теплофізичних властивостей гелію, а також постійні величини, справедливі в діапазоні зміни температури 273... 1500 К, представлені в таблиці 3.1.

Таблиця 3.1

Теплофізичні властивості гелію

№ п.п.	Параметр	Залежність	Похибка обчислення
1.	Газова постійна	R = 2077,22 (Дж/кг К)	<0,05%
2	Рівняння стану	, где (м3/кг) (м3/кг) (К-1) (м3/кг) (К-1)
3.	Стисливість		<1,0%
4.	Питома теплоємність	(Дж/кг К) (Дж/кг К)	<0,5%
5.	Ентальпія		<1,0%
6.	Ентропія		<1,0%
7.	Коефіцієнт динамічної в'язкості		1,5%
8.	Швидкість звуку		<1,0%
9.	Коефіцієнт теплопровідності		2,4%
10.	Число Прандтля		<3,0%

3.3 Гідравлічні втрати в трактах парогенератора

Сумарні гідравлічні втрати в гарячому і холодному трактах парогенератора в загальному вигляді являють собою суму втрат на тертя, місцеві втрати на раптове розширення і звуження потоку на вході і виході трактів і втрати на прискорення потоку (зміна щільності теплоносія):

,

де і - місцеві втрати тиску у вхідній і вихідній кришці (розширення і звуження потоку); , - втрати, викликані прискоренням потоку в каналі; - втрати на тертя в трактах теплообмінника.

Коефіцієнт втрат на тертя в гвинтових закручених трубах теплообмінного елемента для однофазного потоку визначаються з наступної кореляційної залежності [18] для i - ї труби:

,

де - діаметр закрутки i - ї гвинтової труби; - внутрішній діаметр труби.

Тоді втрати тиску на тертя в i - й гвинтовій закрученій трубі можна знайти з виразу:

.

Втрати тиску для двофазного потоку знаходяться з використанням двофазного коригуючого множника в припущенні, що весь потік є рідиною [33]:

,

В роботі [34] рекомендовано використання кореляції Фріделя для розрахунку коригуючого множника для двофазних потоків при , яка має такий вигляд:

,

;

;

;

- число Фруда; - число Вебера.

У закритичній області течії двофазного потоку () для розрахунку коефіцієнта втрат на тертя в трубах використовується наступна кореляційна залежність [35]:

Втратами тиску при поперечному обтіканні трубних пучків є втрати на тертя і вихороутворення, і визначаються наступним рівнянням:

,

де - число рядів труб; - поправочний коефіцієнт на малорядність пучків; - поправочний коефіцієнт на кут атаки.

Для шахових гладкотрубних пучків при та поправочні коефіцієнти визначаються з виразів [21]:

Для коридорних гладких пучків при та :

Коефіцієнт гідравлічних втрат для коридорного розташування труб в пучку визначається з виразу [36]:

.

Коефіцієнт гідравлічних втрат для шахового розташування труб в пучку визначається з виразу [36]:

.

Тут S₁, S₂ - відповідно поперечний і поздовжній крок труб в пучку.

Гідравлічні втрати на прискорення (гальмування) потоку в гарячому і холодному трактах парогенератора визначаються з виразу:

,

де , ,, - відповідно щільності і швидкості потоку теплоносія на вході в тракт і виході з нього.

Для визначення втрат на раптове розширення і звуження потоку в гарячому і холодному трактах парогенератора для зручності математичного моделювання були отримані аналітичні вирази, шляхом апроксимації наявних в довідковій літературі графічних залежностей.

Так при раптовому розширенні потоку при вході потоку в трубний пучок (вхідні втрати) коефіцієнт гідравлічних втрат можна визначити з виразу:

,

де - поправка на величину кута розкриття вхідного дифузора (б).

При

При

Коефіцієнт гідравлічних втрат при раптовому звуженні потоку (вихідні втрати) визначається з виразу:

У наведених залежностях являє собою відношення площ:

або ,

де F_вх, - площі поперечного перерізу вхідних (вихідних) патрубків відповідних трактів парогенератора; F_жив - площа живого перерізу проточної частини гарячого (холодного) трактів.

Площа живого перерізу гарячого тракту парогенератора з гвинтовими закрученими трубами розраховується з виразу:

,

де - повна площа поперечного перерізу гарячого тракту парогенератора; - площа поперечного перерізу гарячого тракту, яку займають трубні пучки для коридорного розташування труб в пучку, та

,

де і - для шахового розташування труб в пучку.

Площа живого перерізу холодного тракту визначається з виразу:

,

де - число труб в трубному пучку парогенератора, D_i - діаметр гвинтової лінії i - ї труби.

Слід зазначити, що оскільки довжини всіх труб в пучку різні, то втрати на тертя всередині труб знаходяться як сума втрат в кожній окремій трубі пучка:

.

На рис. 3.8, 3.9 представлені залежності відносних втрат тиску в гарячому і холодному трактах від зовнішнього діаметра кожуха і числа труб парогенератора для шахового розташування труб в пучку.

Рис. 3.8 Залежності відносних втрат тиску в холодному тракті від діаметру зовнішнього кожуха і числа труб парогенератора

Рис. 3.9 Залежності відносних втрат тиску в гарячому тракті від діаметру зовнішнього кожуха і числа труб парогенератора

З рисунка 3.8 видно, що з ростом діаметра зовнішнього кожуха парогенератора в діапазоні м відносні втрати тиску в холодному тракті парогенератора зростають і знижуються зі збільшенням числа труб в трубному пучку. Зростання гідравлічних втрат в холодному тракті парогенератора при збільшеному і незмінному числі труб обумовлений зниженням значення коефіцієнта теплопередачі в парогенераторі через зниження швидкості первинного теплоносія, що призводить до збільшення сумарної довжини труб парогенератора. Зниження гідравлічних втрат в паровому тракті при збільшенні числа труб при однаковій витраті живильної води на вході в парогенератор обумовлено зменшенням середньої швидкості вторинного теплоносія в трубах. Як видно з рисунка 3.9 відносні втрати тиску в гарячому тракті парогенератора невеликі і зменшуються з ростом діаметра зовнішнього кожуха і збільшенням числа труб в трубному пучку.

На рис. 3.10, 3.11 представлені залежності маси і об'єму поверхонь теплообміну від діаметра зовнішнього кожуха і числа труб парогенератора. З рисунків видно, що з ростом маса і об'єм теплопередавальних поверхонь парогенератора зростають на 10% через зниження середньої швидкості первинного теплоносія, зниження значень коефіцієнта тепловіддачі і зростання потрібної довжини труб парогенератора. Маса і об'єм теплообмінних поверхонь зростає також і при збільшенні числа труб парогенератора.

Рис. 3.10 Залежність маси поверхонь теплообміну від діаметра зовнішнього кожуха і числа труб парогенератора.

Рис. 3.11 Залежність об'єму поверхонь теплообміну від діаметра зовнішнього кожуха і числа труб парогенератора.

На рисунках 3.10 і 3.11 для порівняння наведені також залежності для коридорного розташування труб в пучку для . З рисунків видно, що коридорне розташування труб в парогенераторі при інших рівних умовах призводить до істотного зростання маси і об'єму поверхонь теплообміну. Це обумовлено низькою щільністю упаковки труб в трубному пучку при їх коридорному розташуванні призводить до істотного збільшення потрібної довжини труб парогенератора при незмінному зовнішньому діаметрі кожуха парогенератора.

3.4 Порядок розрахунку елементарного теплообмінного елемента

Оскільки інтервально - ітераційний метод теплогідравлічного розрахунку парогенератора базується на основі розрахунку елементарного теплообмінника (теплообмінного елемента), в розробленій математичній моделі розглядається використаний порядок розрахунку такого теплообмінного елемента.

Вихідними даними для розрахунку є: початкова і кінцева температури гарячого теплоносія (, ), витрати гарячого і холодного теплоносіїв (,), температура холодного теплоносія на вході ( для прямоточної схеми руху теплоносіїв) або виході ( для протиточної схеми руху теплоносіїв), теплова ефективність теплообмінного елемента (), а також деякі геометричні параметри теплообмінника. Зокрема у вихідних даних для розрахунку теплообмінного елемента з гвинтовими закрученими трубами необхідно задати: число труб в трубному пучку (), зовнішній і внутрішній діаметри труб (,), поперечний і поздовжній крок труб в пучку (S₁, S₂), зовнішній діаметр кожуха парогенератора (D_зовн).

У розробленій математичній моделі парогенератора пропонується наступний порядок розрахунку елементарного теплообмінного елемента:

1. Виконується визначення ряду геометричних параметрів необхідних для теплогідравлічного розрахунку.

Внутрішній діаметр кожуха парогенератора для коридорного розташування труб в пучку

і

для шахового розташування труб в пучку. Тут необхідно перевірити умову: .

Знаходимо діаметри закрутки всіх труб в трубному пучку для коридорного розташування труб

і

для шахового розташування труб в пучку.

Визначаємо кути нахилу гвинтової лінії і кути атаки (кути натікання потоку) для кожної труби в трубному пучку

для коридорного розташування труб в пучку та

для шахового розташування труб в пучку.

2. Далі в якості початкового наближення визначаються теплофізичні властивості гарячого і холодного теплоносіїв (, м, л, с, Pr) по відомим початковим значенням тиску і температури на вході в гарячий і холодний тракти (, , , ).

3. Розраховуємо теплову потужність елементарного теплообмінного елемента по різниці вхідній і вихідній температур гарячого теплоносія з виразу:

.

4. Розраховуємо швидкості теплоносіїв на вході в гарячий і холодний тракт і числа Рейнольдса для гарячого і холодного теплоносіїв в якості першого наближення для теплового розрахунку:

; ;

; .

5. Визначаємо температуру холодного теплоносія на виході з теплообмінного елемента

для однофазного потоку: при кипінні рідини:

6. Далі визначаються теплофізичні властивості гарячого і холодного теплоносіїв (, м, л, с, Pr) за відомими значеннями кінцевих температур на виході з гарячого і холодного трактів (, ).

7. Розраховуємо середні значення теплофізичних властивостей теплоносіїв

; ; ;

;

; ; ;

.

8. Визначаємо уточнені значення середніх швидкостей потоку і чисел Рейнольдса в гарячому і холодному трактах

; ;

; .

9. Далі виконується цикл обчислень за кількістю труб в трубному пучку теплообмінного елемента (от 1 до N_тр), в якому розраховуються:

Значення чисел Нуссельта в гарячому і холодному трактах з використанням кореляційних залежностей, описаних в підпункті 2.5.3.

Коефіцієнти тепловіддачі в гарячому і холодному трактах, які визначаються з виразів

; .

Тут також потрібно задати початкове наближення величини питомого теплового потоку (q₀), необхідне для розрахунку коефіцієнта тепловіддачі в холодному тракті при кипінні рідини.

Термічний опір теплопередачі в трубах [37]

.

Лінійній коефіцієнт теплопередачі для кожної труби

.

10. Середнє значення лінійного коефіцієнта теплопередачі в трубному пучку визначається з виразу:

.

11. Сумарна довжина труб теплообмінного елемента і площа поверхонь теплообміну

;

.

12. Величина питомого теплового потоку, необхідна для розрахунку процесу теплообміну при кипінні рідини, визначається з рівняння:

.

Значення визначається методом послідовних наближень в ітераційному циклі.

13. Розраховується середнє значення довжини і числа витків гвинтової лінії труби в трубному пучку

;

для коридорного розташування труб в пучку та

для шахового розташування труб в пучку.

14. Далі визначаємо довжини всіх труб в трубному пучку для середнього значення числа витків труб :

.

для коридорного розташування труб в пучку та

.

для шахового розташування труб в пучку.

15. Сумарна довжина труб при визначається з виразу:

.

Якщо , то . Таким чином, в результаті ітераційного процесу визначається кількість витків труб, яка задовольняє умові забезпечення потрібної площі поверхні теплообміну для елементарного теплообмінного елемента.

16. Далі йде гідравлічний розрахунок теплообмінного елемента з використанням залежностей представлених у пункті 3.3.

Особливістю парогенератора з гвинтовими закрученими трубами є різна довжина труб в трубному пучку з різними значеннями діаметра закрутки гвинтових ліній. У зв'язку з цим виникає необхідність оцінки різниці температур пари на виході з першого і останнього поперечного рядів трубного пучка. Розглянемо тепловий баланс для i - ї труби трубного пучка елементарного теплообмінного елемента. Теплова потужність, що передається вторинному теплоносію в i - й трубі буде визначатися з виразу:

.

З іншої сторони

.

З даних виразів отримаємо вираз для величини підігріву вторинного теплоносія в i - й трубі трубного пучка:

,

де .

Тоді різниця температур на виході з першої і останньої труб трубного пучка буде визначатися з виразу:

Таким чином, при розбитті трубного пучка на N елементів в кожному елементарному теплообмінному елементі буде накопичуватися різниця температур на виході з першої і останньої труб пучка величиною щодо середнього значення температури на виході з холодного тракту по довжині парогенератора.

Блок - схема алгоритму теплогідравлічного розрахунку теплообмінного елемента парогенератора представлена на рисунках 3.12, 3.13.

Наведений на рис. 3.12, 3.13 алгоритм використовується в якості внутрішньої процедури в головній програмі розрахунку парогенератора, в якій безпосередньо реалізується інтервально - ітераційний метод розрахунку всього парогенератора і його окремих частин (економайзера, випарника і перегрівача пари) шляхом розбиття трубного пучка на N теплообмінних елементів.

Рис. 3.12 - Блок - схема алгоритму розрахунку елементарного теплообмінного елемента парогенератора
Рис. 3.13 - Блок - схема алгоритму розрахунку елементарного теплообмінного елемента парогенератора

Програма «STEAMG» теплового та гідравлічного розрахунку парогенератора

На основі викладеного вище алгоритму теплового і гідравлічного розрахунку парогенератора була розроблена комп'ютерна програма «STEAMG» на алгоритмічній мові Fortran 90 в середовищі Compaq Visual Fortran 6.6. Програма виконана в віконному інтерфейсі і передбачає виведення результатів розрахунків в форматі файлів Origin 8.0, що робить істотно простішим процес обробки результатів розрахунку. Віконний інтерфейс програми «STEAMG» представлено на рис. 3.14.

Рис. 3.14 - Віконний інтерфейс програми «STEAMG» теплогідравлічного розрахунку парогенератора зі змієвиковими трубами.

Програми «STEAMG» має такі основні особливості:

* Можливість аналізу теплогідравлічних і масогабаритних характеристик парогенератора в залежності від геометричних параметрів труб при перебігу теплоносія всередині труб і при їх зовнішньому обтіканні.

* Можливість завдання різного числа розбиття елементів парогенератора (економайзера, випарника і пароперегрівача).

* Облік різного взаємного розташування труб в гвинтових закручених трубних пучках (шахове або коридорне).

* Автоматичне визначення кінцевих температур теплоносіїв в гарячому і холодному трактах парогенератора в ітераційне процесі.

* Використання п'яти різних методів розрахунку теплообміну при кипінні рідини (методи Чена, Сміта - Шаха, Гунгор - Вінтертона, Кандлікара, Стейнера - Таборека).

* Можливість завдання різних типів теплоносія в гарячому тракті (гелій, повітря, димові гази).

* Можливість автоматичного визначення оптимальних значень діаметрів вхідних і вихідних патрубків парогенератора.

Метою даного етапу роботи є оптимізація теплогідравлічних і масогабаритних параметрів парогенератора для газотурбінного модульного гелієвого реактора четвертого покоління призначеного для виробництва електричної енергії та високотемпературної пари для промислового виробництва водню методом високотемпературного електролізу пара (ГТ-МГР ВЕП). У зв'язку з цим, слідуючи ієрархічному підходу до оптимізаційних досліджень, необхідно задатися рядом теплофізичних і геометричних параметрів парогенератора необхідних для його чисельного моделювання та оптимізації. Ряд таких параметрів були отримані раніше в результаті розрахунків циклу ГТ-МГР ВЕП і попереднього розрахунку парогенератора з використанням методу теплових балансів, деякі геометричні параметри задамо виходячи з аналізу наявних в літературі даних для існуючих і тих, що розробляються парогенераторів АЕС. Попередні вихідні дані для розрахунку парогенератора ГТ-МГР ВЕП тепловою потужністю реактора 250 МВт наведені в таблиці 3.2.

...