B1540

....................................................................................... — — — — — — — — — — — — — — — — — B 1 540 - 2 — — — — — 6 2 3 4 6 10 11 11 14 7 7 7 14 16 17 17 19 19 21 21 21 22 — — 24 24 Doc. B 1 540

l est de coutume de désigner par aux

échangeurs de chaleur condenseur

un appareil dont la fonction principale est de condenser de la vapeur, le réchauffage obligatoire du fluide froid auxiliaire n’étant qu’une conséquence (parfois nuisible), par opposition (réchauffeurs) où la condensation de vapeur n’est qu’un moyen d’obtenir le but désiré : le réchauffage d’un certain fluide.

Nous pouvons classer les condenseurs en deux grandes familles : — les — les

condenseurs par surface

, sans contact entre la vapeur à condenser et le fluide réfrigérant, une surface d’échange s’interposant entre eux ;

condenseurs par mélange

avec, comme leur nom l’indique, mélange total entre la vapeur à condenser et le fluide réfrigérant.

Ces derniers restent très peu utilisés du fait de l’impossibilité de mélange

entre la vapeur et l’eau de refroidissement, en général de l’eau brute

(§ 6)

.

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B 1 540

− 1

CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES _____________________________________________________________________________

Pour condenser une vapeur saturée, la Physique nous enseigne qu’il faut soutirer à cette vapeur une certaine quantité de chaleur, dite enthalpie de vaporisation, et la céder à une source froide. Un condenseur a donc besoin d’une source froide qui est, dans le cas le plus général, un liquide bon marché. Étant donné les débits calorifiques mis en jeu, il s’est avéré que la source froide la moins chère était l’

eau

, mais on utilise aussi l’

air

comme réfrigérant (article

Refroidissement des eaux

[B 2 480] dans ce traité). Nous pouvons classer les fluides réfrigérants comme suit : — — —

eau douce (rivière) ; eau de mer ; air.

Les grands domaines d’emploi des condenseurs sont : — la production de l’énergie ; — l’industrie chimique ; — la technique du froid.

Dans l’état actuel des choses, le problème des condenseurs se pose de la manière la plus ardue à l’ingénieur dans le cadre de la production de l’énergie.

C’est pourquoi nous consacrons cet article à ce domaine exclusivement, le lecteur pouvant, pour d’autres applications, adapter les formules et règles données ici et en tirer des conclusions applicables facilement à tous les problèmes particu liers de condenseurs.

1. Étude théorique des condenseurs refroidis à l’eau

1.1 Théorie du condenseur 1.1.1 Grandeurs fondamentales

Comme nous venons de l’exposer, le problème dans un condenseur réside dans la condensation d’une vapeur, à une certaine pression, donc à une certaine température dite

température de satu ration

. Il est donc entendu que, dans un condenseur à eau, la phase vapeur aussi bien que la phase liquide se trouvent à la température de saturation correspondant à la pression régnant dans l’enceinte.

Nota :

il faut, dès à présent, signaler que cette hypothèse est uniquement destinée à faciliter les calculs.

En fait, un condenseur est un appareil essentiellement hétérogène.

En effet, en supposant la vapeur saturée, cette vapeur contient toujours une certaine quantité de gaz incondensables (en grosse partie de l’air). Au fur et à mesure que la vapeur se condense, sa pression partielle varie et la vapeur se condense à la température de saturation correspondant à la pression partielle de la vapeur (loi de Dalton). En outre, il existe toujours une certaine perte de charge entre la bride d’échappement de la turbine et le bas du condenseur.

Par conséquent, la pression totale est variable le long du trajet de la vapeur, et la pression partielle également.

Cela implique deux conséquences : —

la variation de pression totale due à la perte de charge entraîne

, pour une pression à la bride d’échappement de la turbine garantie,

une pression globale de condensation plus basse, donc une tem pérature de saturation plus basse

ration de l’ordre de 1,5 à 2 o quoi l’échange serait impossible ; . La perte de charge peut atteindre 7 à 8 mbar, ce qui correspond à une perte de température de satu C. Par conséquent, il est indispensable que la différence théorique entre la température de saturation et la température de sortie d’eau soit supérieure à cette chute, faute de —

la variation de pression partielle de la vapeur entraîne une condensation à une température plus faible que la température de saturation théorique ;

sous-refroidissement de 0,5 sité d’éliminer au maximum les incondensables. Nous y reviendrons

au paragraphe 1.5.1

cela est à éviter. En principe, on admet un o C dans un condenseur, d’où la néces Dans la production de l’énergie, et dès que les puissances mises en jeu atteignent quelques dizaines de mégawatts,

la source froide est de l’eau

soit de mer, soit de rivière, soit une eau refroidie par réfrigérant atmosphérique. Le problème est donc un problème de transfert de chaleur vapeur d’eau/eau. La surface d’échange est matérialisée par des tubes minces dans lesquels circule l’eau, la vapeur se condensant à l’extérieur des tubes.

Les paramètres régissant l’échange sont alors : — correspondant à la pression de service du condenseur ; —

la température de saturation de la vapeur : la température d’entrée d’eau :

c’est une donnée c’est une donnée dépendant des conditions naturelles de l’eau ; —

le débit de vapeur à condenser :

c’est la troisième donnée fondamentale ; —

la température de sortie d’eau :

(figure

). En effet, si nous appelons elle dépend du débit d’eau dont on peut disposer, compte tenu du flux calorifique à extraire, mais cette température de sortie d’eau, pour des raisons technologiques, ne doit jamais être prise trop proche de la température de saturation

écart caractéristique

(ou

pince ment

) ∆ θ 2 la différence entre la température de saturation θ s et la température de sortie d’eau θ f , l’expérience nous enseigne que cette valeur est extrêmement importante pour le dimensionnement du condenseur et pour la tenue des garanties, cela s’expliquant aisé ment par le calcul ; expérimentalement, nous pouvons dire qu’il est souhaitable que cette valeur ne tombe jamais au-dessous de 3 o C ; —

le coefficient de transmission thermique

très nombreuses études ont été consacrées au calcul de ce coefficient en condensation. Cependant, l’usage montre que dans le cas des condenseurs, certains standards HEI [5] (ou de transfert) : de sont universellement

reconnus et utilisés (§ 1.2.4) .

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_____________________________________________________________________________ CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES Figure 1 – Échange de chaleur dans un condenseur

1.1.2 Paramètres de calcul

■

Diamètre et épaisseur des tubes :

ils dépendent essentiellement d’un calcul économique, d’une part, et de l’encombrement dont on

dispose, d’autre part. En effet, nous verrons au paragraphe

toutes choses égales par ailleurs, la longueur des tubes du condenseur est fonction du diamètre des tubes.

1.3

que,

L’épaisseur des tubes pour des métaux cuivreux est presque toujours prise égale à 1 mm, ou 19 en valeur équivalente BWG

(British Wall Gauge)

, unité américaine dont la correspondance avec

les millimètres est donnée en figure

■

Matière des tubes :

elle dépend de la nature de l’eau

(§ 2.5)

■

Vitesse de l’eau dans les tubes :

les vitesses, normalement employées, autour de la valeur de 1,8 m/s.

Certains constructeurs ont atteint des vitesses de 2,2 m/s (pour des tubes en alliages cuivreux) mais des problèmes d’érosion apparais sent aux entrées des tubes.

c’est l’expérience qui a stabilisé ■

Écart logarithmique

, dont la valeur est : ∆ θ m = ( θ s – θ e ln ) – ( θ θ s s – – θ s θ θ e f – θ f ) La surface d’échange est inversement proportionnelle à cette valeur.

1.2 Coefficient de transmission thermique

Le coefficient de transmission thermique globale

K

entre deux fluides à travers une paroi est de la forme [2] [3] : avec

d

K

e 1 -----

K

d

K

i +

d

K

si + δ λ (

d

i 2

d

+ e

d

e ) + 1 --------

K

e + 1 ----------

K

se diamètre extérieur du tube, diamètre intérieur du tube, coefficient transmission thermique fluide externe/ paroi externe du tube,

K

si δ λ coefficient de transmission thermique fluide interne/ paroi interne du tube, facteur de salissure externe, facteur de salissure interne, épaisseur du tube, conductivité thermique du métal.

1.2.1 Condensation en gouttes et condensation en film

Lorsqu’une vapeur saturée pure entre en contact avec une surface froide telle qu’un tube, elle se condense et peut former de petites gouttes de liquide à la surface du tube. Ces gouttelettes peuvent ne présenter aucune affinité pour la surface et tomber du tube laissant le métal nu, sur lequel d’autres gouttes peuvent alors se former.

Lorsque la condensation a lieu suivant ce mécanisme, on l’apelle

condensation en gouttes

La plupart du temps, cependant, un film distinct apparaît lorsque la vapeur se condense et reste accrochée au tube. La vapeur est alors obligée de se condenser sur le film liquide au lieu de se condenser directement sur le métal nu. Ce mode de condensation est dit

condensation en film

Les deux mécanismes sont indépendants de la quantité de vapeur condensée par unité de surface. L’étude de ces phénomènes a été entreprise par divers auteurs (à titre d’exemple, des résultats nettement supérieurs.

[12] ). Cependant, nous avons la certitude que dans la majorité des cas, dans les condenseurs, c’est le processus de condensation en film qui prévaut.

Il est donc indispensable de calculer les coefficients de transmission thermique dans ce cas, bien que la condensation en gouttes donne

1.2.2 Coefficient de transmission thermique théorique externe aux tubes

La plupart des auteurs donnent pour valeur du coefficient de transmission thermique d’une vapeur saturée pure, sur des

tubes horizontaux

, la valeur :

K

e = 3,022 λ

d

3 f e

H

µ f ρ 2 f ∆

g

θ 1/4 avec

d

e (m)

g

(m/s 2 ) diamètre extérieur du tube, accélération de la pesanteur,

H

∆ θ (kJ/kg) ( o C) enthalpie massique de la vapeur, = θ s – θ sp avec θ s température de satura tion de la vapeur et θ sp température de la surface de condensation, µ f [kg/(h · m)] v i s c o s i t é d y n a m i q u e d u fi l m d e condensat, λ f [kJ/(h · m · o C)] conductivité thermique du condensat à la température du film, ρ f (kg/m 3 ) masse volumique du film du condensat.

Pour une condensation sur des

tubes verticaux

, on trouve : avec

L

(m)

K

e = 3,942 λ 3 f

H

ρ 2 f

L

µ f ∆ θ

g

1/4 longueur du tube.

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CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES _____________________________________________________________________________

1.2.3 Coefficient de transmission thermique théorique interne aux tubes

Pour un écoulement turbulent, on conseille l’équation suivante donnant

K

i :

K

d

= 0,023

d

V

µ q 0,8

c

λ µ 0,4 avec

c

[kJ/(kg · o C)] capacité thermique massique du fluide à pression constante, diamètre intérieur du tube,

d

i (m)

V

q [kg/(h · m 2 )] λ [kJ/(h · m · o C)] µ [kg/(h · m)] densité de débit-masse, conductivité thermique du fluide, viscosité du fluide.

Il faut être très prudent lors de l’emploi de ces formules qui résultent d’essais et ne peuvent tenir compte des phénomènes complexes qui ont lieu dans un condenseur, en particulier les pertes de charge côté vapeur.

Il vaut mieux se référer à des coefficients pratiques et expéri mentés sur des condenseurs réels.

1.2.4 Coefficients pratiques

Les relations théoriques précédentes ne sont guère employées dans le calcul des condenseurs et sont plus particulièrement réservées au calcul des échangeurs (réchauffeurs, etc.).

Dans la pratique

, on a coutume de calculer les condenseurs suivant les formules simples données par le Heat Exchange Institute (HEI) [5] .

Ces formules donnent le coefficient de transmission thermique globale

K

, en kcal/(h · m 2 · o C), pour la condensation de vapeur d’eau, dans un condenseur refroidi à eau : avec

K

C

v C C

m s coefficient de correction fonction de l’épaisseur δ et

de la matière des tubes (figure

coefficient de salissure, variable et dépendant principalement de la nature de l’eau de réfrigération ;

C

s peut aller de 0,5 à 1 (pas de salissure dans le cas d’un nettoyage continu),

C K

t 0 coefficient de correction de température d’entrée d’eau θ e (figure

), coefficient de base fonction du diamètre extérieur des tubes

d

(figure

v

(m/s) vitesse de l’eau dans les tubes.

1.3 Calcul d’un condenseur

Prenons l’exemple de calcul d’un condenseur de la centrale thermique de Chooz d’une puissance électrique de 1 400 MW.

Données : débit de vapeur à condenser : 1 236 kg/s ; enthalpie massique de cette vapeur : 2 290 kJ/kg ; débit de purges arrivant au condenseur : 51 kg/s ; enthalpie massique de ces purges : 250 kJ/kg ; débit d’eau de réfrigération

e (eau douce) : 46,45 m 3 /s ; température d’entrée d’eau : 20 o C ; pression au condenseur : 65 mbar, s correspondant : 37,65 o C

;

enthalpie massique de saturation des condensats : 156,62 kJ/kg.

Figure 2 – Coefficient de correction épaisseur-métal Figure 3 – Coefficient de correction de température d’entrée d’eau

On choisit arbitrairement (par expérience) : — le diamètre et l’épaisseur des tubes : ∅ 17 mm, épaisseur de 0,5 mm ; — la nature des tubes : acier inoxydable Z2 CND 18-10 (304L) ; — la vitesse de l’eau dans les tubes : 1,8 m/s.

Le calcul se conduit comme suit : — flux à évacuer : Φ = 1 236 (2 290 – 156,62) + 51 (250 – 156,62) Φ ≈ 2,64 × 10 6 kW

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— échauffement de l’eau : ∆ θ = 2,64 4,18 × × 10 6 46 450 = 13,58 o — température de sortie d’eau : θ f = 20 + 13,58 = 33,58 o C — coefficient de transmission thermique :

K

= 3,18 kW/(m 2 · o C) avec

K

0 = 2 354 ;

C

m = 0,8 ;

C

t = 0,98 ;

C

s = 1 ; — écart logarithmique : ∆ θ m = ( – 20 ) – ln ( 37,65 – 20 – 33,58 ) 37,65 – 33,58 = 9,257 o C — coefficient de salissure : 0,9 (marge de sécurité qui tient compte d’un encrassement progressif des tubes entre deux nettoyages) ; — surface d’échange :

S

= ------------------

K

m = 3,18 × × 0,9 10 6 × 9,257 = valeur réelle 2 — nombre de tubes :

n

= 46,45 -------------------------------------------------------- π × 16 2 ---------- 4 × 10 – 6 × 1,8 = — longueur des tubes entre plaques :

L

= π × 17 × 10 – 3 × = 14,55 m arrondi à 15 m La surface réelle installée est finalement de 103 158 m 2 .

Le condenseur est ainsi déterminé.

Il va de soi que le condenseur peut être utilisé pour des conditions de service différentes des conditions de calcul. À cet effet, le constructeur fournit un réseau de courbes dites

courbes de vide

, qui donnent la pression au condenseur pour diverses valeurs des paramètres suivants : — flux calorifique à évacuer (charge du groupe turboalternateur) ; — débit d’eau de circulation ; — température d’entrée d’eau de circulation.

La seule constante est la surface d’échange.

Ce réseau de courbes permet à l’exploitant de prévoir les perfor mances du condenseur dans tous les cas de fonctionnement (figures

Figure 5 – Pression au condenseur en fonction de la charge du groupe turboalternateur au débit d’eau nominal Figure 4 – Coefficient d’échange de base expérimental Figure 6 – Pression absolue pour la charge nominale et variation de débit de 46,45 m 3 /s de

20 %

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CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES _____________________________________________________________________________

1.4 Pertes de charge 1.4.1 Côté vapeur

Si nous considérons le condenseur précédent, nous pouvons calculer la température de saturation dont il est capable, par la relation : θ s = [ θ f exp (

KS

Q

e ) – θ e ]/[exp (

KS

Q

e ) – 1] Cette température de saturation est une moyenne de celle régnant dans le faisceau tubulaire. Elle correspond à une pression de satu ration

p

s .

Or, la pression garantie est la pression régnant à la bride d’échap pement de la turbine. Cette dernière s’obtient en ajoutant à perte de charge de la vapeur à travers le faisceau et la manchette (figure

p

s la

). Il importe donc de réduire celle-ci au minimum (1 mbar

est une valeur limite acceptable).

Le calcul de la perte de charge côté vapeur est extrêmement difficile à faire en toute rigueur. Un fait est certain, elle dépend princi palement de la disposition du faisceau tubulaire. Des essais ont été faits par l’EDF sur des condenseurs mal conçus initialement ; pour réduire la perte de charge, un grand nombre de tubes a été enlevé, ce qui a aéré le faisceau et, malgré la perte de surface d’échange, cela a été bénéfique à l’amélioration du vide. Nous ne donnerons pas de formule de calcul, toutes celles existant ne pouvant prétendre prendre en compte tous les éléments régissant l’écoulement de la vapeur dans le condenseur. Nous préférons conseiller des tracés de

faisceaux tubulaires (§ 2.2) .

1.4.2 Côté eau de circulation

La perte de charge côté eau de circulation, si elle n’a pas d’influence sur le fonctionnement du condenseur, a une grande influence sur le coût de l’installation (puissance des moteurs et des pompes de circulation) et également une influence sur les effets de fond

(§ 2.7) .

Les formules permettant de calculer cette perte de charge sont simples, encore qu’il soit difficile de mettre en équation la perte de

charge dans les boîtes à eau. La figure

donne les pertes de charge dans un csondenseur dans les tubes et les boîtes à eau (d’après HEI), pertes de charge qu’il faut additionner pour obtenir la perte de charge totale.

1.5 Problèmes annexes à la condensation

Deux problèmes sont intimement liés au fonctionnement du condenseur.

1.5.1 Extraction d’air

Un condenseur fonctionne en général sous vide poussé et il est pratiquement impossible d’assurer une étanchéité totale de la partie sous vide de l’installation. En conséquence, il existe toujours des entrées d’air dans un condenseur. Le condenseur étant la partie de la centrale fonctionnant à la pression la plus basse, c’est là que se

fera l’extraction d’air. Nous reviendrons au paragraphe

l’air.

3.1

sur l’appareillage d’extraction d’air ; traitons ici la manière dont sont agencés les condenseurs pour permettre une extraction efficace de L’air et la vapeur arrivent au condenseur ; la vapeur se condense sur les tubes. Si aucun dispositif n’était prévu, les incondensables se répartiraient uniformément dans tout le condenseur. Il est donc indispensable de les faire se localiser en un endroit précis d’où ils seront extraits. Pour cela, on réalise artificiellement un

point froid

, en particularisant certains tubes dits

refroidisseurs d’air

. En

Figure 7 – Pertes de charge de l’eau de circulation dans les boîtes à eau, à l’entrée, à la sortie et à travers les tubes

protégeant ces tubes du contact avec la vapeur, on empêche l’eau qui les traverse de s’échauffer et, par conséquent, ces tubes se trouvent être plus froids que les autres. On s’arrange pour que ces tubes soient localisés dans un

cul-de-sac

sur le trajet de la vapeur, qui y refoule l’air ainsi que les incondensables. Les refroidisseurs d’air sont en principe placés à la partie inférieure des faisceaux, latéralement, ou encore au centre des faisceaux (condenseurs rayonnants), ou au centre des épis, dans le cas de faisceaux séparés.

La surface consacrée aux refroidisseurs d’air est une fraction faible de la surface totale (de l’ordre de 1 à 2 %). Les débits d’air à extraire

sont donnés dans le tableau

en fonction du débit de vapeur

condensée [5] .

(0)

Tableau 1 – Débits d’air à extraire

Débit de vapeur condensée

(t/h)

Q

< 11,35 11,35 <

Q

< 22,70 22,70 <

Q

< 45,30 45,30 <

Q

< 113,5 113,5 <

Q

< 227 227 <

Q

< 453 453 <

Q

< 906 906 <

Q

< 1 812 1 812 <

Q

(1) Ramené à 21 o C et 1 bar.

Débit d’air à extraire

(1)

(kg/h) 6,12 8,15 10,20 15,30 20,40 25,50 30,60 40,8 51

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_____________________________________________________________________________ CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES

1.5.2 Dégazage au condenseur

Dans les installations modernes, on exige une

teneur en oxygène dissous dans l’eau condensée

assez faible (de l’ordre de 10 ppb = 10 – 8 ).

Dans les installations nucléaires, on exige 5 l’absence de dégazeur sur le circuit d’eau alimentaire. Un condenseur doit donc être également un bon dégazeur. Si aucune précaution spéciale n’est prise, tout condenseur se comporte comme un dégazeur moyen, voire assez bon.

× 10 – 9 du fait de En effet, d’après la loi de Henry, la teneur en oxygène dissous dans l’eau condensée, en équilibre avec la vapeur, est une fonction de la pression partielle d’oxygène régnant dans la phase vapeur

(figure

). On conçoit donc qu’à pleine charge, sans aucun aménage-

ment spécial, l’eau condensée comporte une faible teneur en oxygène dissous. En effet, les tubes du condenseur formant colonnes de dégazage sont assez efficaces pour abaisser la teneur finale à des valeurs proches de la teneur théorique. En pratique, des teneurs de l’ordre de 10 – 8 sont facilement obtenues.

Le problème se complique dans deux cas : — à charge partielle ; — avec une eau de refroidissement plus froide que celle du calcul.

Ces deux cas sont en fait regroupés dans un cas plus général : celui du condenseur ayant une surface excédentaire. La pression au condenseur tombe alors à des valeurs inférieures à la pression de dimensionnement. La surface du condenseur n’est pas complète ment utilisée et la vapeur est entièrement condensée avant d’avoir atteint les derniers tubes du faisceau. Ainsi, les incondensables ne sont plus refoulés vers les refroidisseurs d’air et le condenseur est mal ventilé.

Figure 8 – Teneur théorique en oxygène dissous en fonction de la pression

C’est ce que l’on constate expérimentalement dans les centrales où en hiver, avec les températures d’eau de réfrigération faibles (de 50 % inférieures à la température de calcul), la teneur en oxy gène augmente jusqu’à 10 – 7 ou 2 × 10 – 7 . Cela peut être admis dans les cycles comportant un dégazeur, mais est inadmissible dans les cycles sans dégazeur (centrales nucléaires). On est donc conduit à aménager les puits de tels condenseurs en dégazeurs.

Nous conseillons deux principes simples : — un débit de vapeur condensée de 1 500 t /h) ; —

injection de vapeur sous le plan d’eau

(de l’ordre de 10 t /h pour

dégazage par installation de rampes d’atomisation dans le puits

Il est de plus indispensable que la pression au condenseur ne soit pas limitée par le système extracteur d’air et, dans ce cas, il serait prudent, pour améliorer le dégazage, de monter un système intensificateur de vide entre le condenseur et le système d’extraction d’air (éjecteur ou pompes à vide), ce dispositif intensificateur permettant d’atteindre des vides théoriques très poussés.

2. Technologie des condenseurs refroidis à l’eau

2.1 Évolution des formes et dimensions

Les condenseurs ayant naturellement suivi l’augmentation des groupe de 1 400 MW).

est passé au cours des vingt dernières années de groupes de 250 MW à des groupes nucléaires de 1 400 MW. La masse des condenseurs est passée de 300 t (pour un groupe de 250 MW) à 1 500 t (pour un Les petits condenseurs (de surface inférieure à 1 000 m 2 ) sont généralement de

forme cylindrique

l’encombrement du faisceau.

(figure

), ce qui pose le moins

de problèmes pour la construction ; les renforts de virole et de boîtes à eau sont réduits au minimum. Ces condenseurs présentent l’inconvénient d’occuper une place importante par rapport à Lors de l’augmentation de puissance, les condenseurs ont reçu des

formes rectangulaires

(figure

), toute la place disponible sous la turbine, entre les poteaux, étant occupée.

En général, les tubes sont disposés perpendiculairement à l’axe de la turbine. Pour des turbines à plusieurs corps basse pression, les condenseurs ont continué à être monoblocs, mais plusieurs condenseurs ont été construits (à l’étranger) en corps séparés, équi librés côté eau et côté vapeur. En 1989, en France, les plus gros condenseurs construits sont ceux des centrales nucléaires de 1 300 et 1 400 MW ; la surface d’échange est de l’ordre de 100 000 m 2 et la masse à vide de l’ordre de 1 500 t.

2.2 Faisceaux tubulaires. Conception

Deux éléments conditionnent le bon fonctionnement d’un condenseur (c’est-à-dire la tenue du vide garanti) : — une

surface d’échange suffisante

pour permettre le transfert de la totalité des calories à évacuer ; — un

arrangement rationnel du faisceau

pour minimiser les pertes de charge côté vapeur.

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CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES _____________________________________________________________________________ Figure 9 – Petit condenseur cylindrique à 2 parcours

2.2.1 Dimensions des tubes conseillées

L’expérience prouve que les diamètres des tubes d’échange doivent être compris entre 16 et 28 mm environ, pour des tubes d’épaisseur 1 mm. Cette épaisseur dépend de la nature des

matériaux employés (§ 2.5.1) .

Les longueurs de tubes se situent entre 1 m (ou moins) et 15 à 16 m au maximum, bien que la capacité d’étirage des tubes en laiton soit actuellement de 25 m. Il n’est pas souhaitable d’avoir des tubes trop longs, d’abord pour une question d’encombrement de la centrale (une longueur égale à celle des tubes doit être laissée libre d’un côté du condenseur pour permettre le débutage) et ensuite pour ne pas trop augmenter la perte de charge côté eau de circulation, cette perte de charge étant, toutes choses égales par ailleurs, proportionnelle à la longueur des tubes.

2.2.2 Vibration des tubes

Un problème extrêmement important et directement lié aux dimensions des tubes est le problème de la vibration de ceux-ci en fonctionnement. Ce problème est également lié à l’écartement des chicanes ou plaques intermédiaires.

Dans un condenseur, le faisceau tubulaire est soutenu par un cer tain nombre de plaques occupant toute la section du faisceau. Le condenseur est ainsi divisé en un certain nombre de compartiments condensant chacun de manière indépendante. Dans beaucoup de cas de condenseurs de centrales électriques, on a constaté des vibra tions plus ou moins importantes des tubes, ces vibrations ayant parfois conduit à la rupture des tubes.

Les vibrations peuvent résulter d’

excitations mécanique ou éolienne

. L’excitation mécanique est due aux vibrations induites par le turboalternateur, généralement à la fréquence de 50 Hz et ses harmoniques pour des vitesses de rotation de 3 000 ou 1 500 tr/min.

L’excitation éolienne est due à l’impact de la vapeur sur les tubes.

2.2.2.1 Excitation mécanique

Considérons un tube isolé, dudgeonné à ses deux extrémités dans les plaques tubulaires, et soutenu par chaque plaque intermédiaire.

Nous pouvons lui appliquer l’équation classique des vibrations et en déduire une fréquence propre des parties en vibration, cette fréquence étant donnée par :

f

p = π 2

CL

2 --------

L

2 × 1 4 ρ 10 + [

d

i 2 / ( 2

d

+ 2 e

d

– i 2

d

) i 2 ) ] avec

d

e (cm)

d

i (cm)

E

(Pa)

L

(cm) ρ (g/cm 3 ) (

CL

/ π ) 2 diamètre extérieur du tube, diamètre intérieur du tube, module d’élasticité, longueur du tube, masse volumique du tube, coefficient numérique dépendant du nombre de

plaques et du système de vibration (tableau

Exemple :

i =

= 1,148 × 10 11

p ρ = = 3 

2 = (

/ π ) 2

Le tableau

permet alors de dresser le tableau

qui donne la

longueur critique

L

c correspondant à une résonance sous la fréquence excitatrice de 50 Hz.

(0)

Nombre de plaques

2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

Tableau 2 – Valeurs de

(

)

2 Système de vibration encastré encastré EE

2,25 6,25 12,25 20,25 30,25 42,25 56,25 72,25 90,25 110,25 132,25 156,25

encastré appuyé EA

1,56 5,06 10,56 18,06 27,66 39,06 52,66 68,06 85,66 105,06 127,66 150,06

appuyé appuyé AA

1 4 9 16 25 36 49 64 81 100 121 144 (0)

Nombre de plaques

2 3 4 5 6 7

Tableau 3 – Longueurs critiques

des tubes

c (système de vibration EE)

(cm) 120 202 282 362 442 522

Nombre de plaques

8 9 10 11 12 13

c (système de vibration EE)

(cm) 603 684 764 848 925 1 010

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_____________________________________________________________________________ CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES Figure 10 – Condenseur rectangulaire (type 1 300 MW) : vue éclatée

Soit un condenseur constitué comme suit : (0) plaque 1 2 3 distance (mm) 860 800 950 4 980 5 992 6 992 7 980 8 950 9 860 10 1 000 11 — aucune travée libre entre deux plaques n’est en danger ; — aucune portion comprise entre trois plaques n’est en danger ; — aucune portion comprise entre quatre plaques n’est en danger, sauf peut-être la dernière.

On a en effet : (0) 1-4 : 261 cm 2-5 : 273 cm 2-6 : 292 cm 4-7 : 296 cm 7-10 : 279 cm 5-8 : 296 cm 8-11 : 281 cm 6-9 : 292 cm — En réalité, il ne faut pas se préoccuper seulement de la fréquence 50, mais de la plus alors

zone 50

. La longueur critique n’est , mais est comprise entre 0,98

c et 1,02

c .

— Lorsqu’il s’agit de

tubes ondulés

, il faut multiplier les longueurs critiques du tableau par le facteur :

k

= [1 + (

a

2 /2

R

2 )] 1/4 avec

a R

flèche maximale du tube ondulé (par exemple, 10 mm), rayon de giration de la section droite.

Par

exemple

, pour

e =

i =

2 = 2

= 1,2 .

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− 9

CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES _____________________________________________________________________________

2.2.2.2 Excitation due à l’impact de la vapeur

Ce phénomène prépondérant se superpose au phénomène d’excitation par résonance à la fréquence de rotation de la machine.

Il convient donc d’en tenir compte et de choisir le cas le plus défavo rable pour le calcul de l’écartement des plaques intermédiaires.

De nombreuses études ont conduit à la détermination d’une vitesse de la vapeur dite

vitesse critique

n’y a pas de vibration du tube. La meilleure formule donnant cette vitesse critique est celle de Connors : , au-dessous de laquelle il d’où

v

f

réelle = <

f K

p C =

f

m

ρ δ

v K

c C ρ -----------

m

δ avec

K

C constante de Connors,

f

m

première fréquence propre du tube, masse linéique du tube plein d’eau, δ décrément logarithmique, ρ masse volumique de la vapeur excitatrice.

La constante

K

C ainsi que le décrément logarithmique valeurs expérimentales.

δ sont des Rappelons que le décrément logarithmique, qui mesure l’amortissement, est égal au logarithme du rapport de deux ampli tudes successives lorsque le tube vibre seul en l’absence de vapeur.

On a trouvé pour δ les approximations suivantes : δ =

f

( Hz ) ou δ = 5

f

( Hz ) Pour

K

C , on recommande des valeurs de 1,5 à 3.

Cela permet, connaissant la vitesse réelle

v

, d’en tirer la valeur minimale de la fréquence propre du tube, donc la longueur maxi male entre deux plaques intermédiaires consécutives.

En première approximation, on peut prendre :

f

p = 2 π 2

E

-------- d’où maximal, distance maximale entre deux plaques inter médiaires.

2.2.3 Forme des faisceaux

Le problème de la condensation est lié au problème de la bonne pénétration de la vapeur au sein du faisceau, et à la minimisation des pertes de charge

(§ 1.4) . Une première conséquence est que le

bourrage

(remplissage) du condenseur doit être limité.

■ Si nous considérons une plaque tubulaire de section comportant un nombre

n

de tubes de section extérieure

s S

p , , nous appellerons

coefficient de remplissage

le rapport

ns

rience montre que ce rapport doit être inférieur à 0,30.

S

p . L’expé ■ Il est indispensable de réduire le plus possible le trajet de la vapeur. À cet effet, il semble que des hauteurs de faisceaux de 4,5 m représentent un maximum.

Dans le cas où la largeur laissée au condenseur obligerait le constructeur à prévoir un faisceau de trop grande hauteur, nous conseillons une

division rayonnante du faisceau

(figure

■ Pour permettre à la vapeur d’atteindre tous les tubes, il faut éviter d’avoir des faisceaux compacts. Une des meilleures dispositions consiste en une

division du faisceau en épis séparés soit partielle ment

(figure

soit totalement

comporter un par épi.

(figure

). Le condenseur peut alors comporter plusieurs refroidisseurs d’air, et même en

Figure 11 – Faisceau rayonnant (type Delas)

2.2.4 Forme des tubes. Fixation

Les tubes de condenseurs sont de forme droite. Il est cependant indispensable de prévoir une compensation de la différence de dilatation entre tubes et corps du condenseur. Deux procédés sont employés : — au centre d’une ondulation étant de 7 à 8 mm environ ; —

onduler les tubes en forme de sinusoïde

, la flèche maximale

prévoir un soufflet de dilatation sur le corps du condenseur

, les tubes sont alors montés droits.

Les tubes sont en général dudgeonnés à leurs deux extrémités dans les plaques tubulaires.

2.3 Boîtes à eau

Un condenseur possède une ou plusieurs boîtes à eau d’entrée d’eau et également de sortie d’eau. Le nombre et la forme de ces boîtes ont beaucoup évolué avec la taille des condenseurs. Pour les condenseurs de petite taille (

S

< 1 000 m 2 ), elles sont en général

cylindriques

. L’une des boîtes (entrée ou sortie) comporte des portes ouvrantes découvrant la totalité du faisceau et permettant le détubage et le retubage sur place. Les portes sont alors montées

sur charnières et boulonnées (figure

). Une deuxième forme de boîtes à eau largement utilisée est la forme

trapézoïdale

(figure

En général, les tubulures d’entrée d’eau sont situées à la partie inférieure des boîtes d’entrée et les tubulures de sortie d’eau à la partie supérieure des boîtes de sortie (figure

), pour permettre un

remplissage complet du faisceau lors de la mise en eau. Dans ce cas, les sections des boîtes sont calculées pour que l’eau ait une vitesse constante, le débit diminuant au fur et à mesure que l’on s’éloigne des tubulures d’entrée ou de sortie.

B 1 540

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_____________________________________________________________________________ CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES Figure 12 – Faisceaux en épis

Dans le calcul des boîtes, il faut éviter les trop grandes vitesses à l’entrée des tubes ; on a pu constater que des boîtes trop

plates

conduisaient rapidement à une érosion de l’entrée des tubes. Des vitesses de 2 m /s sont admises dans les tubulures d’eau. Dans la boîte à eau, la vitesse est inférieure à 1 m/s.

La taille des condenseurs augmentant, il s’est avéré coûteux de continuer à munir les boîtes de portes ouvrantes. On est alors passé à la construction entièrement soudée et, dans ce cas, la forme cylin drique des boîtes est plus économique (figure

). Le débutage se fait par découpe de la boîte à la meule.

Dans tous les cas, la forme des boîtes doit être étudiée pour ne pas perturber l’écoulement et réduire le plus possible les pertes de charge. Un autre impératif à la forme des boîtes est d’éviter les culs-de-sac dans le sens de l’écoulement, au cas où le condenseur

serait muni d’un système de nettoyage continu (§ 3.3)

Figure 13 – Condenseur à boîtes cylindriques

2.4 Réserve d’eau et puits

Dans les condenseurs, il est indispensable de régler le niveau d’eau condensée. La plupart du temps, la régulation est automatique, un régulateur de niveau réglant l’écoulement par action sur une vanne placée à la sortie d’eau condensée.

La régulation de niveau a plusieurs buts : — maintenir une hauteur d’eau constante au-dessus des pompes d’extraction ; — empêcher une montée d’eau jusqu’aux tubes du faisceau ; — contrôler les mouvements d’eau dans l’installation et permettre l’appoint ou la décharge d’eau.

Pour ces raisons, les condenseurs sont munis d’un le circuit a besoin d’une

réserve d’eau puits

de profondeur et capacité données. La destination primitive du puits étant la régulation du niveau, les puits de certains condenseurs ont été conçus uniquement en réservoirs. Dans les centrales modernes, normalement désigné pour contenir une partie de cette réserve. C’est pourquoi les condenseurs modernes ont toujours un puits qui permet l’écoulement pendant 3 min du débit de vapeur de la turbine.

Pour les grosses centrales nucléaires, la capacité peut être plus importante et aller jusqu’à 450 m 3 .

. Le condenseur s’est trouvé

2.5 Nature des matériaux employés 2.5.1 Faisceaux tubulaires

La nature du matériau du faisceau tubulaire varie avec la nature de l’eau de réfrigération. Classons les eaux en deux catégories : eau de mer ou eaux douces.

2.5.1.1 Faisceaux pour eau de mer

On a coutume d’utiliser des faisceaux, par ordre de prix croissant, en : — laiton-aluminium (76/22 /2) ; — cupronickel ; — acier inoxydable ferritique 29.4 C (Z2 CDT 29-4) ; — titane.

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− 11

CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES _____________________________________________________________________________

laiton-aluminium

est conseillé. L’avantage du laiton 76 /22 /2 (désignation AFNOR U-Z22 A2) est son excellente tenue à la corrosion dans les conditions les plus sévères. En effet, le film protecteur à base d’alumine qui se forme est très résistant à la corrosion-érosion. Sa reconstitution est naturelle et il a une excel lente tenue aux eaux acides marécageuses, aux eaux de rivières polluées et à l’eau de mer, même pour des vitesses d’eau de circulation voisines de 2,5 m / s. Ce laiton est peu sensible aux composés organiques sulfurés. La vitesse de circulation optimale est de l’ordre de 1,8 à 2,3 m /s. En la respectant, on évite les dépôts, incrustations et obturations partielles qui sont à l’origine de nombreuses corrosions. Il est généralement inhibé à l’arsenic contre la dézincification.

Les

cupronickels

sont, dans la plupart des environnements, supérieurs aux autres alliages cuivreux du point de vue de la résis tance à la corrosion et à la fissuration par corrosion sous tension.

En particulier, ils résistent à l’attaque par l’eau pure, la plupart des eaux polluées industrielles, les eaux saumâtres et l’eau de mer. Ils résistent aux acides sulfurique et phosphorique dilués, mais sont attaqués par les acides nitrique, chromique et chlorhydrique.

Depuis 15 ans, sous l’impulsion des constructeurs de géné rateurs de vapeur des centrales nucléaires, de nouveaux matériaux se sont peu à peu imposés, en remplacement des matériaux traditionnels des tubes ; il s’agit principalement du

titane

et de l’

acier inoxydable ferritique

29.4 C.

L’

acier inoxydable

possède des caractéristiques de résistance à la corrosion comparables à celles des laitons ; il a un coefficient de transmission de la chaleur inférieur de 20 à 25 % et son prix est plus élevé que celui des alliages cuivreux. Il permet des vitesses de circulation de l’ordre de 3 m /s, ce qui est appréciable lorsque le débit d’eau de réfrigération est élevé et l’encombrement du condenseur limité. Toutefois, le meilleur matériau reste incontestablement le titane, malgré son prix élevé, du fait de sa résistance exceptionnelle à tous les agents chimiques.

Les principales caractéristiques des matériaux employés sont données dans les tableaux

(0)

Tableau 4 – Caractéristiques mécaniques

des principaux matériaux

(1)

Désignation

Métal Muntz Laiton amirauté

70/29/1 Laiton 70/30 Laiton 76/22 /2 Bronze d’aluminium Cu-Ni 90-10 Cu-Ni 70-30 Z2 CDT 29-4 Z2 CND 18-10 Z2 CND 17-12 Z2 CT 18 Titane

(N/mm 2 ) 390 316 310 320 632 281 315 485 460 490 450 345

(N/mm 2 160 105 102 105 253 105 105 380 175 195 245 ) 275 à 450

(%) 47 35 35 35 10 30 35 20 40 40 28 20 (1)

e résistance à la rupture à la température ambiante.

ambiante.

allongement à la rupture sur éprouvette conventionnelle.

Densité

8,3 8,53 8,53 8,33 7,6 8,94 8,8 7,9 7,9 7,9 7,7 4,5 (0)

Tableau 5 – Caractéristiques chimiques des principaux matériaux

(en % en masse)

Désignation. Nuance

Métal Muntz Laiton amirauté

70/29/1 Laiton 70/30 Laiton 76/22 /2 Bronze d’aluminium Cu-Ni 90-10 Cu-Ni 70-30

58 à 61 70 à 73 68,5 à 71,5 76 78 à 85 86,5 min.

65,0 min.

C Sn

0,25 max.

0,8 à 1,2

Mn Ni

0,4 à 0,9 0,07 max.

4 à 7 9 à 11 29 à 33

0,5 à 2 1,0 max.

1,0 max.

0,05 max.

Ni Fe

0,15 max.

0,06 max.

1,5 à 3,5 0,5 à 2,0 0,4 à 0,7

Cu Zn

Reste Reste 27 à 29 22 1 max.

1 max.

Z2 CDT 29-4 Z2 CND 18 -10 Z2 CND 17-12 Z2 CT 18 Titane 0,025 0,03 0,03 0,03

N 2

0,05 0,5 2 2 1

0,12 0,70 0,75 0,75 0,15

H 2

0,017 3,7 à 4 0,6 2 à 2,5 0,1

0,3 0,5 10,5 à 13 0,5

O 2

0,25 0,1 0,65 0,5 0,1

0,04

Impuretés

0,10 max.

Al : 2 Al : 8 à 11 28 à 29 18 à 20 17 à 18 17 à 18,5

Impuretés

0,4

Autres

Ti : 0,7 N 2 : 0,025 Ti : 1,1 C + N 2 : 0,06

solde

B 1 540

− 12 Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.

_____________________________________________________________________________ CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES

2.5.1.2 Faisceaux pour eaux douces

Les matériaux les plus fréquemment employés sont le

laiton simple

70/30 (U-Z 30) et le

laiton

70/29/1 (U-Z 29 E 1) appelé plus communément

laiton amirauté (Admiralty brass)

Ce dernier résiste à l’action des eaux de rivières ou d’estuaires, ne contenant toutefois ni sable, ni vase abrasive en suspension. Il pré sente également une bonne tenue aux eaux acides, mais la salinité totale ne doit pas excéder 2,5 ‰ ; il est également inhibé à l’arsenic.

On emploie aussi le laiton amirauté pour des condenseurs refroidis sur tour de réfrigération.

(tableaux

On utilise également les aciers inoxydables Z2 CND 18 -10 (304L), Z2 CND 17-12 (316L) et l’acier inoxydable ferritique Z2 CT 18 (439) (tableaux

2.5.2 Plaques tubulaires 2.5.2.1 Matériau

La nature du matériau à employer pour les plaques tubulaires dépend également de la

nature de l’eau de réfrigération

. De plus, il faut prendre des précautions pour l’

association des matériaux tubes/plaques tubulaires

, compte tenu des couples électro chimiques pouvant se créer.

■

Eau de mer ou eau saumâtre

: la plaque peut être alors réalisée soit dans un alliage de cuivre, soit en titane.

L’alliage de cuivre adopté est le Les principales caractéristiques de cet alliage sont données dans les tableaux

bronze d’aluminium

(U-A 9 Fe).

. L’avantage inconstestable du bronze est sa parfaite

soudabilité. On peut ainsi réaliser des plaques de grandes dimensions en soudant divers éléments entre eux (en France, la capacité de laminage du bronze d’aluminium est limitée à des plaques d’environ 3 500 mm × 3 500 mm). En outre, le bronze d’aluminium se soude sur l’acier, généralement par la technique du

beurrage

qui consiste en un dépôt de cupro-aluminium sur la partie en acier, en une seule passe, suivi d’un meulage de ce cordon, puis du soudage en angle directement de la plaque en bronze

d’aluminium sur ce beurrage (figure

Figure 14 – Soudage du bronze sur l’acier

On utilise encore parfois un alliage de cuivre dit

métal Muntz

(tableaux

). Cet alliage a l’inconvénient de ne pas être soudable.

Par conséquent, les plaques tubulaires en Muntz sont toujours prises entre brides et, de plus, pour les plaques tubulaires de grandes dimensions (3 500 × 3 500 mm), les divers éléments sont assemblés boulonnés.

Le titane tend à se généraliser, surtout pour les plaques tubulaires utilisées dans les centrales nucléaires.

■

Eaux douces :

les plaques en acier sont universellement employées, l’acier étant un acier au carbone de charge de rupture de 42 kg /mm 2 (dit A 42 ou E 26 – qualité chaudière).

Les épaisseurs de plaques dans le cas de l’acier, du bronze ou du métal Muntz dépendent du diamètre des tubes. On peut admettre une épaisseur minimale de 25 mm pour dudgeonnage ; l’épaisseur maximale dépasse rarement 35 mm et des plaques de 30 mm sont couramment utilisées.

2.5.2.2 Mise en œuvre

Afin d’assurer une étanchéité absolue aux dudgeonnages, principalement sur les circuits en eau de mer, les constructeurs ont eu recours à des systèmes basés sur un

double dudgeonnage

, les deux dudgeonnages étant séparés par un barrage d’eau sous pression. Cette technique a donné naissance à plusieurs systèmes.

—

Double plaque tubulaire :

le système (figure rieur de l’interplaque, d’où une étanchéité totale.

) est constitué de deux plaques distantes de quelques dizaines de millimètres. Le tube est dudgeonné dans les deux plaques. Entre les deux plaques, de l’eau déminéralisée sous pression assure l’étanchéité. En cas de fuite au dudgeonnage, c’est l’eau de barrage qui s’écoule vers l’exté —

Plaques alvéolées :

il s’agit d’une variante au précédent système, basée sur le même principe mais, dans ce cas, il s’agit d’une plaque unique épaisse (45 à 50 mm), comportant des alvéoles communiquant entre eux (figure d’autre de l’alvéole.

) ; dans ces alvéoles, se trouve l’eau déminéralisée de barrage. Le tube est dudgeonné de part et Toutes les centrales nucléaires françaises en bord de mer sont équipées de l’un ou l’autre de ces deux systèmes.

2.5.3 Boîtes à eau. Revêtements. Protection

Les boîtes à eau des condenseurs représentent une partie impor tante en poids du condenseur, le seul matériau bon marché qui s’impose pour leur construction étant l’

acier

. Or les boîtes à eau (et le faisceau tubulaire) sont les parties du condenseur en contact avec l’eau brute de circulation. Il est donc indispensable de les protéger contre les corrosions et électro-érosions. Deux cas sont à envisager.

2.5.3.1 Eau de mer

Signalons pour mémoire que l’on a réalisé des boîtes à eau de très petits condenseurs en acier inoxydable et en bronze d’alumi nium, mais cette solution est exclue dès que les condenseurs atteignent quelques tonnes.

La seule protection efficace et bon marché contre la corrosion en eau de mer consiste en un revêtement soigné des boîtes à eau. Ce revêtement est en général, un composé organique (ébonite, néoprène ou dérivé caoutchouté polymérisé ; plusieurs revêtements sont commercialisés comme l’ déposées à chaud (130 o

Irathane

, le

Celomer

, etc.). Ce revête ment est appliqué soit sous forme de peinture, soit sous forme de feuilles collées à froid avec des colles autovulcanisantes, ou C) sous une certaine pression de vapeur.

Il faut prendre beaucoup de précautions quant au traitement de la surface à revêtir car, en cas de fonctionnement sous vide du circuit d’eau, le moindre défaut de collage entraîne le décollement total du revêtement. Signalons, dans le cas de l’eau de mer, la présence de filtres à moules dans les boîtes à eau et l’injection de chlore pour Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.

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− 13

CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES _____________________________________________________________________________ Figure 15 – Principe d’un assemblage par double dudgeonnage des plaques tubulaires

tuer les moules et autres parasites marins. De plus, dans le cas de l’eau corrosive (eau de mer, eau saumâtre), on protège les boîtes et le faisceau par des électrodes présentant avec le métal en question une différence de potentiel.

2.5.3.2 Eaux douces

En général, on ne protège pas les condenseurs en eau douce, mais certains exploitants réalisent quand même une protection cathodique.

2.5.4 Corps

Le reste du condenseur (exception faite donc des tubes, plaques tubulaires et boîtes à eau), étant en contact avec de la vapeur et de l’eau déminéralisée, est généralement construit en acier Martin A 37 ou E 24, qualité 3 de la norme NF 35-601 (soudable). L’épaisseur des tôles d’usage courant dans les grands condenseurs est de 18 mm environ.

2.6 Suspension des condenseurs

L’installation d’un condenseur pose le problème de la liaison à la turbine et de la suspension. Deux impératifs gouvernent ce problème : — le condenseur doit être relié de manière étanche à la turbine ; — les efforts du condenseur sur la turbine doivent être limités à une valeur faible.

Dans ces conditions, on a le choix entre deux solutions.

■

Souder le condenseur à la turbine :

dans ce cas, il est exclu que la turbine reprenne les efforts dus à la dilatation en marche du condenseur (de l’ordre de 10 à 15 mm au maximum). Il est donc indispensable de prévoir une

suspension élastique du condenseur

C’est ce qui est réalisé généralement pour les condenseurs de puis sance inférieure à 1 000 MW. Le condenseur repose sur des ressorts tarés de manière qu’il soit équilibré en ordre de marche. La force des ressorts est de l’ordre de 5 à 7 daN. En fonctionnement, le condenseur se dilate vers le bas et comprime plus ou moins les ressorts.

■

Relier le condenseur à la turbine par liaison souple :

a été employée en France pour les gros groupes nucléaires de 900 ou 1 300 MW. Dans ce cas, le condenseur pouvant se dilater libre ment vers le haut, il n’est plus indispensable de le faire reposer sur ressorts. Il est donc cette méthode

directement ancré au sol

. Cette solution, plus simple que la précédente, a un inconvénient : lors de la mise sous vide de l’ensemble turbine (corps basse pression /condenseur), une force due à la pression atmosphérique s’applique au niveau du joint souple, et doit être reprise par le massif du groupe, qui est donc sur dimensionné. Cette force peut être très importante. Dans le cas d’une centrale de 900 MW, par exemple, elle est de 2 600 daN environ.

2.7 Compensation des effets de fond

Nous voulons attirer l’attention du lecteur et de l’utilisateur sur un problème qui est apparu avec les condenseurs de grande taille.

Dans le cas où le condenseur est soudé à la turbine, le constructeur de turbines admet des efforts et des couples limités sur sa turbine.

Il appartient donc au constructeur de condenseurs de calculer ces efforts et, s’ils sont trop importants, de les compenser.

Considérons le condenseur de la figure

avec toutes ses cotes d’installation. La perte de charge côté eau de circulation est de 0,35 bar. Le condenseur repose sur 144 ressorts tarés, de telle sorte que les réactions verticales à vide ou en ordre de marche sont comprises entre les limites admises par le turbinier.

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− 14 Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.

_____________________________________________________________________________ CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES Figure 16 – Forces dues aux effets de fond

■

En marche :

les dépressions ci-dessus sont à diminuer de la perte de charge dans le circuit d’eau de circulation en aval du point considéré, soit : — en aval du condenseur : 0,60 m CE ; — dans le faisceau tubulaire : 3,50 m CE ; ce qui donne les dépressions ci-après : • en S ′ (bride entrée d’eau) : d

p

′ = 4,57 – ( 0,60 + 3,50 ) = soit • 0,046 2 bar ou 4 620 Pa en S ′ (bride sortie d’eau) : d

p

′ = 5,34 – 0,60 = soit 0,465 bar ou 46 500 Pa Ces dépressions se traduisent donc en ces points par des forces :

F

1 ′ =

F

10,2 × = 10,2 × = = 47 000 N = 474 000 N = qui engendrent à la bride de raccordement turbine un moment résultant

M

x ′ = ( × 10,25 ) – ( × 5,7 ) = valeur inadmissible.

2.7.1 Poussées dues à la dépression dans les boîtes à eau

La dépression dans les boîtes à eau se traduit, aux points où ces boîtes présentent des orifices reliés à des soufflets de dilatation, par des forces dirigées vers l’extérieur de la boîte, dans l’axe des orifices, et égales à :

F

(N) =

S

b (m 2 ) × dépression (Pa)

Dans le cas de la figure

, les orifices sont :

• • entrée et sortie d’eau sur chaque boîte à eau ; 4 tuyauteries section de 10,2 m 2 .

d

i de ∅ 1 800 mm soit au total par boîte, une ■

À l’arrêt :

les dépressions sont égales aux cotes des orifices considérés par rapport au plan d’eau (15,50 m mini), soit : — au point haut du condenseur (cote 23,70 m) : — en S 1 (bride entrée d’eau, cote 20,07 m) : d

p

1 = 20,07 – 15,50 = 4,57 m CE soit d

p

= 23,70 – 15,50 = 8,20 m CE ou 0,805 bar 0,447 bar ou 44 700 Pa — en S 2 (bride sortie d’eau, cote 20,84 m) : d

p

2 = 20,84 – 15,50 = 5,34 m CE soit 0,523 bar ou 52 300 Pa Ces dépressions se traduisent par les forces :

F

1 = 10,2 × 44 700 = 457 000 N = 45 700 daN

F

2 = 10,2 × 52 300 = 534 000 N = 53 400 daN qui engendrent à la bride de raccordement turbine un moment résul tant

M

x . Les distances entre les forces

F

1 et

F

2 et l’axe du groupe étant respectivement :

L

1 = 5,70 m et

L

2 = 10,25 m, on a :

M

x = (53 400 × 10,25) – (45 700 × 5,7) ≈ 290 000 daN · m valeur de moment inadmissible pour le turbinier.

2.7.2 Dispositifs de compensation

Pour diminuer ces forces et moments, il a été décidé d’installer, sur la boîte à eau entrée et sur la tubulure de sortie, 4 soufflets de compensation de ∅ 1,720 m dont la section totale est :

S

c1 =

S

c2 = 9,32 m 2 la distance de ces soufflets de compensation par rapport à l’axe de la turbine étant respectivement : eau.

L

c1 = 5,70 m et

L

c2 = 7,00 m et l’intérieur de ces soufflets devant communiquer avec les boîtes à La cote de ces soufflets de compensation par rapport au plan d’eau est de 24,00 m, soit une différence de : 24,00 – 15,50 = 8,50 m ■

À l’arrêt :

la valeur de la dépression d

p

c est de 8,50 m CE soit 83 300 Pa et se traduit en ces points par les forces :

F

c1 =

F

c2 = 9,32 × 83 300 = 776 000 N = 77 600 daN ■

En marche :

est de : la valeur des dépressions au niveau de ces soufflets d

p

′ c1 = 8,50 – ( 0,60 + 3,50 ) = soit 0,432 bar ou 43 200 Pa d

p

′ = 8,50 – 0,60 = soit 0,775 bar ou 77 500 Pa Ces dépressions se traduisent donc en ces points par des forces :

F F

= 9,32 × = 9,32 × = = 403 000 N 722 000 N = = Ces forces, reprises par des tirants t s’opposant aux effets des forces

F

1 ,

F

1 2 .

et t 2 accrochés au massif du groupe diminuent le moment sur la bride de la turbine en Le tableau

donne un résumé des forces et moments. La lecture

des résultats fait nettement apparaître l’intérêt de tels compensa teurs pour diminuer les moments résultants.

(0) Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.

B 1 540

− 15

CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES _____________________________________________________________________________

Tableau 6 – Forces et moments résultants des effets de fond

(figure

)

(daN)

(m) Condenseur à l’arrêt en état de marche

(daN · m)

Effets de vide sur les tubulures

— boîte d’entrée ......................................................................

— boîte de sortie .....................................................................

Effet des compensateurs

— boîte d’entrée ......................................................................

— boîte de sortie .....................................................................

Forces et moments résultants

....................................................

– 45 700 – 53 400 + 77 600 + 77 600 + 56 100 + 5,70 – 10,25 + 5,70 – 7,00 ..........................................

Condenseur en service – 260 000 + 547 000 + 442 000 – 543 000 + 186 000

Effet de vide sur les tubulures

— boîte d’entrée ......................................................................

— boîte de sortie .....................................................................

Effet des compensateurs

— boîte d’entrée ......................................................................

— boîte de sortie .....................................................................

Forces et moments résultants

....................................................

– 4 700 – 47 400 + 40 200 + 72 200 + 60 300 + 5,70 – 10,25 + 5,70 – 7,00 ..........................................

– 26 800 + 486 000 + 229 000 – 505 400 + 182 800

2.8 Autres solutions envisagées

Ce sont d’autres dispositions d’installation et de nouvelles techniques de condenseurs. Les condenseurs, à de rares exceptions près, sont installés sous le ou les corps basse pression (BP) de la turbine, les tubes étant disposés perpendiculairement à l’axe du groupe.

■

Disposition longitudinale :

France pour un condenseur à un parcours (à la centrale du Havre 250 MW) et aux États-Unis pour une turbine à trois corps basse

pression (figure

cette disposition a été adoptée en ■

Condenseurs latéraux :

cette solution (figure

du condenseur sous les corps basse pression.

) est envisagée pour des turbines dont l’encombrement ne permet plus l’installation ■

Système Heller :

il ne représente pas à proprement parler une nou velle technique de condenseur, mais plutôt une autre conception de l’ensemble poste de condensation /source froide. Il fonctionne

d’après le principe d’un condenseur par mélange (§ 6) . À l’aide de

tuyères, on injecte de l’eau froide dans la vapeur sortant de la turbine, cette eau est de même composition que le condensat lui-même. Le condensat et l’eau de refroidissement sortent en même temps du condenseur pour suivre ensuite deux voies différentes : — par l’une passe une partie du condensat ainsi obtenu, qui retourne à la chaudière comme eau d’alimentation ; — par l’autre (refroidie, dans un échangeur de chaleur, par l’air) passe le reste de l’eau qui sera réutilisée comme eau de refroidissement.

●

Avantages :

— du fait du circuit eau d’alimentation /eau de refroidissement, il n’y a pas à prévoir d’eau de refroidissement, donc pas de besoins en eau supplémentaire ; — ce genre d’installation peut être monté en tous lieux, même dans les régions les plus arides.

■

Condenseur en béton :

des études ont été faites à ce sujet. Il n’est pas envisageable, bien entendu, de transposer directement le condenseur en acier en un condenseur en béton. Ce dernier doit être développé en harmonie avec la fondation du groupe turbo alternateur. On peut envisager soit un revêtement par une tôle fine de 4 à 5 mm d’épaisseur, soit une peinture à base de résine armée de fibre de verre, la première solution permettant une fixation plus aisée des plaques tubulaires et un raccordement étanche de toutes les tuyauteries. D’après la société Brown Boveri Company, le gain de

Figure 17 – Nouvelles dispositions de condenseurs

B 1 540

− 16 Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.

_____________________________________________________________________________ CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES

coût serait de l’ordre de 30 % pour un condenseur de 350 MW.

Cependant, cette solution ne semble pas s’imposer dans le monde, aucun condenseur n’ayant été construit et aucun bureau d’études ne voulant prendre la responsabilité d’en commander sans être sûr du résultat.

3. Appareillage annexe

3.1 Appareils de mise sous vide

Les appareils de mise sous vide sont les éjecteurs (à vapeur ou à eau) et les pompes à vide (articles

Production du vide

[BM 4 270],

Pompes à transfert de gaz. Pompes volumétriques

[BM 4 271] et

Pompes cinétiques

[BM 4 272] de ce traité). Pour chaque cas, il faudrait distinguer les appareils de mise sous vide rapide et les appareils d’entretien du vide. Au démarrage d’une installation, il s’agit d’abaisser rapidement (1 h au maximum) la pression de l’ensemble, de 1 bar à la pression de service.

Cela se fait en deux étapes : — une mise sous vide par appareil de démarrage jusqu’à 30 % de la pression initiale (1 bar) ; — une mise sous vide final et un entretien permanent par appa reil d’entretien du vide.

3.1.1 Éjecteurs à vapeur

Ce sont des machines permettant de comprimer les gaz

(figure

). Le taux de compression optimal est de 7 à 8 (on atteint

jusqu’à 10). Pour le démarrage des installations, un éjecteur simple suffit (1/0,15). Pour des rapports de compression supérieurs à 8, on utilise deux éjecteurs en série. Toutefois, comme il n’est pas avantageux de comprimer également la vapeur sortant du premier éjecteur, on la condense soit dans un condenseur par surface, soit dans un condenseur par mélange, où aspire le second éjecteur. En mettant plusieurs groupes d’éjecteurs condenseurs les uns à la suite des autres, il est possible d’atteindre des pressions d’aspiration très basses, avec une faible consommation [4] [13] .

La consommation spécifique d’un éjecteur peut être représentée

comme sur la figure

débit d’air aspiré en fonction du rapport pression motrice/pression d’aspiration (

p

m /

p

) et du paramètre pression de refoulement/ pression d’aspiration (

p

, qui donne le débit de vapeur motrice par

r /

p

a ).

Pour les éjecteurs de démarrage, en général à un étage, on

conseille la courbe de la figure

Exemple :

on a les données suivantes : — volume de la capacité considérée :

0 = 100 m 3 ; — volume à mettre sous vide :

= 500 m 3 ; — temps de mise sous vide désiré : — vide désiré : 0,865 bar.

= 20 min ; — pression d’alimentation de l’éjecteur : 22 bar ; Le temps de mise sous vide

1 à la pression désirée est lu sur la courbe de la figure

1 = 10 min.

La consommation théorique de l’éjecteur est :

= 1 000

V V

------

t q

= 1 000 100 10 ------- 20 = Le débit maximal admissible de rentrée d’air permanente est de : 10 × 2 500/1 000 = 25 kg/h

Figure 18 – Pressions et vitesses dans un éjecteur à vapeur

Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.

B 1 540

− 17

CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES _____________________________________________________________________________ Figure 19 – Consommation spécifique d’un éjecteur à vapeur

3.1.2 Éjecteurs à eau

Certains utilisateurs ne disposant pas de vapeur ou ne voulant pas en consommer, préfèrent utiliser des éjecteurs avec de l’eau comme fluide moteur.

Le coefficient d’entraînement ω =

q

0 se calcule par : ω = η (

p

0 –

p

1 ) – (

p

2 –

p

1 )

p

– --------------------

p

1 –

p

Figure 20 – Temps de mise sous vide d’un éjecteur de démarrage, compte tenu d’une rentrée d’air permanente de 10 kg / h

avec

p

0 (bar)

p

1 (bar)

p

2 (bar)

p

v (bar)

q

(kg/h) pression absolue d’eau motrice, pression absolue de l’air à extraire, pression absolue au refoulement, pression de vapeur d’eau, débit d’air à extraire,

q

0 (kg/h) débit d’eau motrice, η rendement de compression.

Les courbes (figure

débit d’eau trouvé.

) donnent

η en fonction de la pression effective sur la buse et du vide. En général, on majore de 20 % le

B 1 540

− 18 Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.

_____________________________________________________________________________ CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES

3.1.3 Pompes à vide Scam-Leblanc

C’est le système extracteur d’air le plus employé en France dans les centrales de l’EDF, du fait de ses performances, de sa robustesse et de sa fiabilité.

La pompe à vide Scam-Leblanc se différencie des pompes à eau ordinaires par deux points principaux : — la force vive nécessaire à l’eau lui est transmise directement par l’appareil ; — la veine liquide est fermée.

Les pompes à vide Scam-Leblanc sont constituées par une turbine à injection partielle par le centre (figure

), mue de l’extérieur par un moteur électrique. L’eau entre dans la turbine avec une vitesse

u

et le mouvement étant donné dans le sens de la flèche, la vitesse absolue

u

de l’eau se combine avec la vitesse d’entraînement

v

de la couronne d’aubes, au point où l’eau y pénètre, pour devenir

w

1 est la valeur de cette vitesse relative et

u

1 la valeur de la vitesse d’entraînement à la sortie des aubes mobiles, la résultante

v

1 est la vitesse absolue de l’eau lorsqu’elle quitte les aubes.

La vitesse périphérique et les angles d’entrée et de sortie sont tels que

v

1 est voisin de 40 m /s.

Il est évident que la force vive est communiquée à l’eau avec un rendement meilleur que si l’on élève d’abord la pression d’eau dans une pompe centrifuge, et qu’on transforme ensuite le travail de compression en force vive comme dans une trompe ordinaire.

La figure

donne la capacité pneumatique d’une pompe

Scam-Leblanc

type

18. Ce genre de pompe peut être alimenté en eau douce ou en eau de mer.

3.1.4 Autres pompes

Il existe dans l’industrie toute une catégorie de pompes à vide, telles que les

pompes Hibon

permettant la mise sous vide rapide (remplaçant l’éjecteur de démarrage), ou la

Machine Pneumatique Rotative (MPR)

, qui réalise les fonctions de mise sous vide rapide et d’entretien du vide.

Figure 21 – Rendement d’un éjecteur hydraulique

3.2 Appareils de contournement de la turbine

Ces dispositifs ne constituent pas à proprement parler des auxi liaires du condenseur mais, dans toutes les centrales modernes, ils sont associés naturellement au condenseur. Le problème réside dans l’introduction au condenseur d’un débit de vapeur plus ou moins important par rapport au débit de dimensionnement du condenseur, la particularité de cette vapeur étant qu’elle provient généralement du générateur de vapeur, donc à haute pression et haute température.

Dans les centrales thermiques, le débit de vapeur est inférieur au débit de calcul du condenseur, mais le problème se pose dans les centrales nucléaires où il peut être supérieur à celui de calcul du condenseur. Le problème consiste à détendre et à désurchauffer la vapeur jusqu’à une température inférieure à 100 o C et une pression inférieure à 1 bar. Cela se fait généralement par des

vannes de détente,

puis par une succession de

diaphragmes

, avec injection d’eau dans les derniers compartiments.

Nous ne nous étendrons pas davantage sur ce problème, chaque constructeur ayant en général sa propre technologie.

3.3 Appareils de nettoyage

Les appareils de nettoyage font partie du matériel auxiliaire indis pensable au fonctionnement du condenseur. Un condenseur étant refroidi à l’eau brute (mer, rivière, estuaire, etc.), les tubes subissent toujours, à plus ou moins longue échéance, un encrassement qui, par diminution du coefficient de transmission thermique, finit par empêcher la transmission de toutes les calories, compte tenu de la surface installée. Il est donc indispensable de nettoyer les tubes des condenseurs. Cela se fait en général par deux méthodes : —

pour les petits condenseurs,

le nettoyage se fait manuelle ment ; on place dans chaque tube de petits bouchons que l’on propulse à l’aide d’un pistolet à air comprimé. Ce moyen peut être remplacé par toute autre méthode manuelle ; Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.

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− 19

CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES _____________________________________________________________________________ Figure 23 – Capacité pneumatique d’une pompe Scam

type

18 Figure 22 – Pompe à vide Scam-Leblanc

—

pour les gros condenseurs,

rapidement long et fastidieux dès que le nombre de tubes atteint quelques dizaines de milliers, on installe de plus en plus des systèmes de nettoyage continus.

le système précédent devenant Ce système consiste à brancher sur le circuit d’eau de réfri-

gération un circuit annexe en parallèle (figure

) où circulent de

petites boules de caoutchouc enrobé qui, du fait de la perte de charge dans les tubes, se répartissent entre tous les tubes et les traversent de manière continue, les nettoyant au passage. À la sortie, une grille récupère les boules qui sont réinjectées dans le circuit d’entrée.

De plus en plus, dans le monde, les gros condenseurs sont équipés de ce système. Les deux principaux fournisseurs français sont Taprogge et Technos.

Figure 24 – Fonctionnement d’un dispositif de nettoyage continu

B 1 540

− 20 Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.

_____________________________________________________________________________ CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES

4. Considérations économiques de dimensionnement

La question du dimensionnement du condenseur se pose, entre autres, lors d’un projet d’installation de turbine à vapeur [10] [11] .

Il est difficile de garder une vue d’ensemble vu les nombreux facteurs entrant en jeu (on peut facilement en compter une quinzaine).

Les indications suivantes montrent de quelle façon le problème peut économiquement être résolu. Nous allons en premier lieu placer sur un diagramme tous les types de condenseurs possibles

(figure

). Les divers coûts seront ensuite analysés, et des formules

simples permettront de fixer la position optimale du condenseur sur le diagramme.

4.1 Schéma de classification

Un condenseur peut être caractérisé par sa

surface d’échange

et par la

section de passage du fluide

qui se compose des sections des tubes de réfrigération d’un passage d’eau.

La section de passage est :

s

= π 4

d

⋅

n

-----

z

avec

d

n z

diamètre intérieur des tubes, nombre de tubes du condenseur, nombre de parcours côté eau.

La surface d’échange

S

est une fonction de

s

et de la

longueur développée

S

= π

d

n

z

s

d

d d

e i avec

d

e diamètre extérieur des tubes.

Les grandeurs caractéristiques restent et

s

Figure 25 – Disposition des condenseurs sur un diagramme logarithmique (

)

Sur la figure

on a porté en abscisse

lg et en ordonnée lg

s

: — tous les condenseurs situés sur une horizontale ont même section de passage

s

; — tous les condenseurs de même longueur développée de tubes sont sur une verticale ; — les condenseurs ayant même nombre de parcours côté eau

z

sont placés sur des droites de pente + 2 ; — les condenseurs de même surface

S

sont placés sur des droites de pente – 1.

4.2 Évaluation des coûts 4.2.1 Estimation du coût de la puissance

La puissance de la turbine est considérée comme une donnée, les améliorations ne conduisant qu’à une économie de combustible.

Les frais s’accumulant annuellement sont :

W q h

(en F/ W) avec

W h

(F/J)

q

(kJ/kWh) (h) prix par joule, consommation de chaleur de l’installation, durée annuelle d’utilisation.

La valeur au comptant

a

d’un montant annuel unitaire payable pendant

n

années de service est à un intérêt

i

a

= ( 1 ( 1 + +

i

)

i

– )

i

1 La valeur en capital de chaque watt supplémentaire devient :

r

4 = (

W q h

)

a

(F/ W) Dès que l’évaluation de 1 kJ/kW est connue, on en déduit : avec

r P

0 (F · kWh/kJ) (kW)

r

4 =

r

0 (

q

p

) (F/kW) valeur en capital de chaque unité supplé mentaire de la consommation de chaleur, puissance installée.

4.2.2 Calcul des frais

■

Condenseur :

en première approximation et pour une certaine étendue de surfaces, on peut dire que le coût est proportionnel à la surface du condenseur :

K

1 =

r

1 ( 4

d

e /

d

i )

s

avec

r

1 prix au m 2 du condenseur (y compris frais de bâtiment).

■

Pompes de circulation et moteurs :

débit.

le coût est proportionnel au — La puissance nécessaire pour surmonter la hauteur statique de refoulement

h

0 est :

N

21 = ( ρ

vs

)

gh

0 / η 2 avec

v

η 2 vitesse de l’eau dans les tubes, rendement de la pompe.

— La puissance nécessaire à vaincre la perte de charge dans le condenseur, que l’on peut écrire (formule de Blasius) : ∆

p

= 0,027 i ρ

v

2 2

N

22 =

vs

( ∆

p

) 1 η 2 = 0,027 -------- 2 ρ ) i

v

2 2 Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.

B 1 540

− 21

CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES _____________________________________________________________________________

— Les pompes de circulation et le moteur coûtent :

K

2 =

r

N

2 =

r

2 (

N

21 +

N

22 ) avec d’où :

r

2 prix de la pompe et du moteur par unité de puissance,

K

2 =

r

2 ( ρ

vs

)

gh

0 + 0,027 i

v

2 2 / ■

Prises d’eau et conduites d’arrivée :

on peut dire que leur coût est proportionnel à la puissance fictive obtenue en multipliant le débit d’eau par la hauteur statique de refoulement : en première approximation,

K

3 =

r

3 ( ρ

vs

)

gh

0 / η 2 ■

Perte de puissance au condenseur :

il existe une chute d’enthalpie massique ∆

H

dans le condenseur.

Si nous posons σ = ∂

H

/ ∂ θ (gradient d’enthalpie massique), on s’aperçoit que σ a non seulement la même dimension que l’entropie massique

S

′ mais sensiblement aussi la même valeur. On peut poser σ ≈ 0,9

S

La chute d’enthalpie par rapport au condenseur idéal ( est alors : ′.

∆

H

= σ∆θ 1 η 6 ∆ θ 1 = 0) avec η 6 rendement du dernier étage.

La valeur en capital de cette perte peut se chiffrer à :

K

6 =

r

N

6 =

r

Q

( σ∆θ 1 η 6 ) avec

r

3 frais par unité de puissance.

■

Puissance de pompage :

son coût est de :

K

4 =

r

4 ·

N

2 On peut exprimer ∆ θ 1 par une formule simplifiée à l’aide du bilan thermique s’écrivant comme suit : ( ρ

vs

)

c

· ∆ θ e =

KS

· ∆ θ e /ln ( ∆ θ 1 / ∆ θ 2 ) avec

r

4 frais par unité de puissance.

■

Corps d’échappement de la turbine :

proportionnellement à la section axiale pincement θ s – θ f = ∆ θ 2 .

les frais varient environ

F

a de la dernière roue. La section de sortie d’une turbine est la plus grande pour un condenseur de surface infinie (température d’entrée d’eau = température de saturation), et de débit d’eau infini. Pour trouver l’optimum, il suffit d’envisager une diminution de cette surface par accroissement du Il est procédé aux simplifications suivantes : avec

c

K

capacité thermique massique de l’eau, coefficient de transmission thermique,

S

surface d’échange, ∆ θ e ∆ θ 1 ∆ θ 2 échauffement de l’eau =

Q

∆ θ = ∆ θ e + ∆ θ 2 pincement.

, / ρ

vsc

, Une bonne approximation de

est donnée par : ε [m 3 /(kg · o C)] = ∂

V

/ ∂ θ s = gradient de volume massique

— On lit ce gradient de volume sur la figure

le long d’une

ligne adiabatique [

S

′ en kJ/(kg · K)].

— On lit ε pour θ s ≈ θ f + 10 o C, ce qui n’entraîne pas une erreur sensible (on ne connaît pas θ s

a priori

— Les frais par m 2 de surface de sortie l’échappement. Pour une vitesse de sortie

v

r

5 comprennent les aubes directrices et motrices du dernier étage et les raccords à constante et un débit de vapeur

Q

(en kg /s), la variation de

F

a sera : ∆

F

a =

Q

ε ( θ s – θ f ) /

v

a =

Q

ε∆θ 2 /

v

a d’où les frais :

K

5 =

r

5 ∆

F

K

C

v

4 θ 1 On tire de l’équation du bilan thermique :

x

= ln ∆ ∆ θ ---------- 2 =

x

K

-------

c

S vs C

K c

v vs

4 θ 1

C

K c

v vs

4 θ 1

s

⋅ 4

d

e i ou en posant : β = 4

C

d

K

0 /

d

i ·

d

i ρ

c

x

= β θ 1 /

v

∆ θ 1 = ∆ θ e + ∆ θ 2 = ∆ θ e + ∆

Q

· exp (–

x

) ∆ θ 1 = ∆ θ e /[1 – exp (–

x

)] =

Q

· ∆

H

/{ ρ

vs

c

[1 – exp (–

x

)]} ou, par approximation : ∆ θ 1 = ρ

Q

------------

vs

∆

H

[ (

x

) + 0,6 ]

4.3 Minimisation des coûts

Il s’agit de minimiser :

K

t =

K

1 +

K

2 +

K

3 +

K

4 +

K

5 +

K

6 où les variables sont ,

s

v

Figure 26 – Gradient de volume massique en fonction de la température de saturation

B 1 540

− 22 Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.

_____________________________________________________________________________ CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES

Posons :

a

0 =

a

1 =

a

2 =

a

3 =

r

1 (

r

2 (

r

4 4 ⋅

d

e + + +

d

r

3 ⋅ η 6

d

i ) ρ η 2 ---------------------

d

i +

r

4 ) ρ 2 0 σ +

r

5 ε a ∆ ρ

c

a

4 = 1

5 ∆

Exemple numérique :

À partir des données suivantes : = 160 F/m 2 = 0,44 F/ W = 1 F/ W = 1 F/ W = 40 000 F/m 2 = 2 220 kJ/kg Après division par le débit de vapeur

Q

on obtient :

K

Q

s

------

Q

( 0 +

a v

3 +

a

v

) +

Qa

--------------

s v

----------------------------------------------------- 1 – exp ( 1 –

a

c p

= 4,187 kJ/(kg · o C) ρ = 1 000 kg/m ∆

c p

= 0,530 o C –1 3 ou avec une bonne approximation :

K

Q

s Q

( +

a

v

3 +

a

v

) +

Qa sv a

v

+ Sur la figure

on a porté les courbes

K

t /

Q

Cte

en fonction de

s

Q

et .

En coordonnées logarithmiques, la multiplication par une simple translation. Au point extrême, les 3 dérivées partielles par rapport à

s

Q

v

, sont nulles.

Pour le point optimal, on a :

Q

constitue σ ε

s = 6,700 kJ/(kg · o C) = – 1 m 3 /(kg · o C) = 0,022 9 m = 0,025 4 m = 3 670 W/(m 2 · o C) = 3 150 kcal/(h · m = 0,85 2 · o C)

s

-------

Q v

* = * * = = 3

a

0 5

a

a θ 1 3 5

a a

3 2

a

1 β = 0,072 2 m –1

0 = 5 m 5 3 2

a a

a

4 5

a a

0 1

S s

η 2 = 0,72 η 6 = 224 m/s = 27 o = 0,80 C les coefficients

0 à

4 deviennent :

0 = 31 000

1 = 1 180

2 = 166 000

3 = 2 740

4 d’où les grandeurs optimales :

= 1,74 m /s =

= 0,057 m 2 /kg · s –1 On en tire : débit d’eau de réfrigération

e = 99,5 m 3 /s échauffement de l’eau ∆ θ e = 5,3 o C pincement ∆ θ 2 = 2,9 o C

Figure 27 – Courbes de coût des condenseurs

Toute reproduction sans autorisation du Centre français d’exploitation du droit de copie est strictement interdite.

B 1 540

− 23

CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES _____________________________________________________________________________

5. Conditions d’exploitation

L’exploitation d’un condenseur impose des servitudes, sans les quelles le fonctionnement du condenseur se dégraderait dans le temps. En fait, pour le condenseur lui-même, (lorsque le condenseur est du type

le problème réside dans le nettoyage périodique des tubes et des boîtes à eau

. Dans le cas où l’exploitant a un dispositif de nettoyage, il faut remplacer de temps en temps (tous les quelques jours, une semaine environ) la charge de boules usées par une charge de boules neuves. De plus, la grille de récupération des boules s’encrassant lentement, dès que la perte de charge à travers cette grille atteint une valeur inadmissible, il faut récupérer les boules et nettoyer la grille. Dans le cas où le nettoyage est manuel, cela se fait en mettant hors service tout le condenseur, ou la moitié en réduisant la charge

nettoyable en marche par moitié

). Le même problème de nettoyage se pose pour les éjecteurs et autres appareils de mise sous vide.

Figure 28 – Module de condenseur

Les

anomalies de fonctionnement

sont rares. Elles s’observent généralement à la mise en service du condenseur.

Le défaut le plus grave est l’impossibilité de faire le vide.

On a une expérience suffisante des débits d’air à extraire pour être sûr que la capacité des extracteurs d’air est rarement mise en cause.

En conséquence, il faut rechercher les entrées d’air non seulement au condenseur, mais dans toutes les parties sous vide (turbine, réchauffeur) en liaison avec lui. Au cas où l’on observerait une grande perte de charge dans le condenseur côté vapeur, on peut affirmer que ce phénomène résulte d’une mauvaise conception du condenseur, et les remèdes sont pratiquement inexistants. La meilleure solution consiste encore à retirer des tubes du faisceau.

Lorsque la dégradation des faisceaux tubulaires pour des questions d’érosion, de corrosion ou toute autre raison conduit à une dégradation du fonctionnement, les exploitants entreprennent des programmes de tube à tube, dans la même nuance de matériau, ne pose en général pas de problème.

réhabilitation de leurs condenseurs

. Le retubage La nouvelle méthode originale mise au point ces dernières années, et appliquée avec succès dans le monde entier par de nombreux constructeurs, consiste en un remplacement complet du faisceau avec ses plaques tubulaires et intermédiaires, et souvent ses boîtes à eau. Le nouvel élément, entièrement construit en usine, est appelé

module

(figure

Le remplacement sur site d’un ancien module par un nouveau module permet de minimiser le temps d’intervention (quelques semaines en général).

6. Annexe : condenseurs par mélange

Dans un condenseur par mélange, l’eau et la vapeur sont en contact direct.

Le principe du condenseur par mélange (figure

) est extrême-

ment simple. L’eau de réfrigération est introduite dans le condenseur où elle est pulvérisée le plus finement possible à travers des pulvérisateurs. Elle rencontre la vapeur à condenser soit à équi courant, soit à contrecourant, et le mélange intime des deux fluides assure la condensation de la vapeur et le réchauffage de l’eau. Un certain nombre de chicanes, disposées sur le parcours de la vapeur et de l’eau, favorisent l’échange.

Figure 29 – Condenseur par mélange

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_____________________________________________________________________________ CONDENSEURS PAR SURFACE DANS LES CENTRALES THERMIQUES

Comme pour le condenseur par surface, lorsque l’appareil fonctionne sous vide, un système extracteur d’air est indispensable.

Les gaz incondensables sont extraits à la partie supérieure du condenseur.

Le calcul du débit d’eau de refroidissement théorique ne présente aucune difficulté.

Q

v est le débit de vapeur à condenser, à l’enthalpie désignant l’enthalpie du condensat à la température de saturation correspondant à la pression théorique du condenseur, et désignant l’enthalpie de l’eau de réfrigération à l’entrée du condenseur, le débit d’eau

Q

e vaut :

H

v ,

H H

c e

Q

e =

Q

v (

H

v –

H

c )/(

H

c –

H

e ) Le diamètre de l’appareil se détermine à partir de la figure

donne la vitesse optimale de la vapeur en fonction de la pression au condenseur.

, qui ■

Avantages

des condenseurs par mélange : — leur simplicité ; — leur fiabilité.

■

Inconvénients

des condenseurs par mélange : — ils exigent une eau de refroidissement de même qualité que la vapeur à condenser ; — ils sont limités en taille du fait de la remarque précédente.

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Condenseurs par surface dans les centrales thermiques

par

William LÉVY

Ingénieur de l’École Centrale de Lyon Directeur du Département Contrats de la société Delas

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P L U S S A V O I R P O U R E N

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Doc. B 1 540

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