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a société Evans Deakin Engineering
Pty Ltd, Australie, est licenciée d’ABB Als-
tom Power. Elle a endossé la responsabili-
té du calcul, de la construction, de la fabri-
cation et du montage du condenseur de
vapeur et du système de dégazage de la
centrale à cycle combiné Smithfield Ener-
gy Facility de 180 MW, sise à 50 km au
sud-ouest de Sidney. Cette centrale est
équipée de 3 turbines à gaz et d’une turbi-
ne à vapeur pour la production d’énergie
électrique. 50 % de la quantité de vapeur
vive sont fournis à une papeterie, ce qui
constitue une contribution importante au
marché local de l’énergie. Les turbines à
gaz sont exploitées au gaz naturel. La tur-
bine à vapeur reçoit sa vapeur vive des
chaudières de récupération en aval des
turbines à gaz. Le condenseur à surface
du type axial CB/A a été développé par
ABB Alstom Power. Il travaille avec des
tours de refroidissement.
A cause des grandes quantités de va-
peur de processus, les systèmes installés
pour conditionner et en particulier pour dé-
gazer l’eau d’appoint doivent être à la fois
souples et hautement performants.
Le condenseur CB/A résulte de la pour-
suite du développement du condenseur
CB éprouvé placé sous la turbine à vapeur.
Il s’agit du premier condenseur à surface
du type axial jamais construit dans le
monde. La principale caractéristique de
cette nouvelle construction réside dans le
fait que la vapeur s’écoule horizontalement
en direction de l’axe de la turbine en pas-
sant de l’échappement BP vers la zone
des faisceaux de tubes.
Pendant la mise en service, pour étudier
les performances du condenseur et du
système de dégazage à vide, ABB Alstom
Power s’est associé avec la maison Evans
Deakin, le contractant NEPCO-Transfield
Joint Venture Company (NTJV), constitué
des sociétés d’ingénierie TRANSFIELD
Ltd, Australie, et de Zurn Nepco à Red-
mond, USA, ainsi qu’avec le client et pro-
priétaire de la centrale énergétique
Smithfield Energy Facility et la maison
Sithe Energies Australia Pty Ltd. Parmi les
autres objectifs du programme d’essai de
grande envergure, mentionnons l’obten-
tion de données détaillées pour les travaux
de développement futurs et pour vérifier
les règles de dimensionnement et mé-
thodes de calcul internes d’ABB Alstom
Power.
Condenseur de vapeur et système
de dégazage à vide
La mission du condenseur et du système
de dégazage de la centrale énergétique
de Smithfield Energy Facility consiste
à condenser la vapeur détendue quittant
la turbine à vapeur et à éliminer l’oxygène
du condensat principal et de l’eau d’ap-
point.
Condenseur de vapeur
A cause de leur influence sur la pression
de condensation de la turbine basse pres-
sion, les performances du condenseur
sont déterminantes pour le rendement de
l’ensemble de la centrale, et donc aussi
pour la puissance de sortie de l’alterna-
teur.
Par le biais de l’eau de refroidissement,
le condenseur forme aussi la liaison avec
l’environnement. En plus de sa mission
dans la centrale énergétique, il doit aussi
satisfaire des exigences écologiques. Cet
impératif important est respecté dans tous
les domaines par le condenseur d’ABB
Alstom Power – depuis la conception ther-
mique jusqu’à la fabrication et l’exploita-
tion – et garantit par la certification
ISO 14001 [1].
Le condenseur de surface du type
CB/A («A» signifie «axial») (tableau 1)
représente le résultat le plus récent du
2
1
Preuves des perfor-mances élevées dupremier condenseurCB/A à surface dutype axial
Dr Peter Baumann
Walter Novak
ABB Alstom Power
Felix Kuhn
Evans Deakin Engineering Pty Ltd
Des exigences particulières sont posées au condenseur de vapeur et
au système de dégazage à vide construit et fabriqué par Evans Deakin
Engineering Pty Ltd, Australie, licencié d’ABB Alstom Power. Ce conden-
seur est destiné à une centrale à cycle combiné de 180 MW située non loin
de Sydney. En plus de la fourniture d’énergie électrique au réseau, cette
centrale livre également de grandes quantités de vapeur de processus à
l’industrie locale. Un programme d’essai complet a montré que le conden-
seur CB/A à surface du type axial et le système de dégazage remplissent fa-
cilement les exigences de performances élevées sous les conditions d’es-
sai, tout en respectant les exigences écologiques. L’exploitation des me-
sures de grande envergure a permis de vérifier les méthodes de calcul
d’ABB Alstom Power et a fourni des données qui constitueront une base
fiable pour les travaux de développement futurs.
L
C O N D E N S E U R S À V A P E U R
R e v u e A B B 6 / 1 9 9 9 23
développement incessant des conden-
seurs CB introduits sur le marché en 1989.
Les perfectionnements des condenseurs
CB pour échappements de turbines axiaux
et latéraux sont fondés sur les données
d’exploitation pratique de 50 condenseurs
à disposition sous la turbine à vapeur en
exploitation dans le monde entier. La puis-
sance thermique de ce type de conden-
seurs s’étale sur une gamme de 10 à 250
MW [2].
En plus de leur mission principale qui
consiste à agir comme dissipateurs ther-
miques, les condenseurs acquièrent une
importance croissante à titre de compo-
sant principal du système de dégazage à
vide de centrales utilisant de grandes
quantités d’eau d’appoint. Jusqu’ici, on
considérait une quantité d’eau d’appoint
de 2 % de la vapeur vive comme typique.
Cette eau était introduite de manière dis-
continue dans le système via le conden-
seur. Actuellement, la quantité d’eau d’ap-
point peut atteindre 50 % du débit mas-
sique de vapeur vive de la turbine et doit
être ajoutée continuellement, par exemple
dans les systèmes à cycle combiné com-
plexes avec un fort soutirage de vapeur de
processus.
Système de dégazage à vide
Le système de dégazage à vide de la
centrale Smithfield Energy Facility est
fiable sous toutes les conditions d’exploi-
tation rigoureuses et assure une teneur en
oxygène résiduel en dessous de 7 ppb
dans le condensat qui quitte le puits du
condenseur. Cette valeur est atteinte
même sous les conditions les plus sé-
vères, lorsque le débit d’eau d’appoint
atteint l’ordre de 50% du débit massique
de la vapeur vive.
Tableau 1Principaux paramètres du condenseur
Type de condenseur CB/A-108-2x3164/25,4/07Nombre de passes 2Type de boîte à eau non diviséeMatériau des tubes acier inoxydable Matériau des plaques tubulaires acier inoxydableConnexion plaques-tubes par évasementLongueur des tubes 10,89 mSurface de refroidissement 5458 m2
Charge thermique 92,25 MWDébit massique de la vapeur vive 45,0 kg/sPression du condenseur 0,048 barTempérature d’entrée de l’eau de refroidissement 22 °CPerte de charge de l’eau de refroidissement 0,543 bar
Condenseur de vapeur CB/A de la centrale électrique à cycle combiné de 180 MW Smithfield Energy Facility, Australie 1
C O N D E N S E U R S À V A P E U R
24 R e v u e A B B 6 / 1 9 9 9
Comme illustré par , deux éjecteurs
d’air à vapeur d’une capacité unitaire de
100 % sont disponibles pour purger le
condenseur et le système de dégazage à
3 vide. Les diaphragmes B1 et B2 détermi-
nent les parts respectives de capacité de
purge des éjecteurs attribuées au conden-
seur et au système de dégazage.
Une purge approfondie du dégazeur à
vide s’obtient en faisant passer une partie
de l’eau d’appoint à travers le condenseur
de purge. L’eau d’appoint est ensuite pré-
chauffée dans le réchauffeur d’eau d’ap-
point presque jusqu’à la température de
saturation à la pression qui règne dans le
condenseur. Ce faisant, la section supé-
rieure des corps de remplissage, où un
dégazage a tendance à être inefficace, est
minimisée. Cette méthode assure que le
dégazeur à vide fonctionne avec l’efficaci-
té la plus élevée sur toute la hauteur des
corps de remplissage, avec des corps de
remplissage de diamètre relativement
petit. La section de l’enveloppe du
condenseur qui reçoit l’eau du dégazeur à
vide est construite sous forme de déga-
zeur dit «à film tombant». Dans cette
construction, l’eau d’appoint est répartie
sous forme de film sur toute la longueur de
la paroi arrière du condenseur. On assure
ainsi le contact intensif de la vapeur
d’échappement fraîche pour un dégazage
final efficace de l’eau d’appoint.
Tant le condenseur de purge que le pré-
chauffeur d’eau d’appoint sont des échan-
geurs de chaleur à enveloppe et à tubes
conçus par ABB Alstom Power.
Condenseur de vapeur CB/A destiné à la centrale Smithfield Energy Facility en cours de fabrication dans les ateliers d’Evans Deakins
2
Return condensate
Not in operationduring tests
Make-upwater heater
Vacuumdeaerator
Steam turbine
Make-up water supply
O2
O2
O2
O2
Cooling water inCooling water out
T TT
T
T
T PT P
DP T TP
T TT T T T T T T T
T
T
P
TP
T
B1
B2
T P
O2
Steam jetair ejectors2 x 100%
Ventcondenser
Condenser
Air-cooler
PressureTemperatureOrificeOxygenconcentration
P
O2
Schéma des dispositifs de mesure installés pour les systèmes de condenseur et de dégazage à vide de Smithfield 3
C O N D E N S E U R S À V A P E U R
R e v u e A B B 6 / 1 9 9 9 25
Détermination des paramètres
caractéristiques
Les performances du condenseur ont été
déterminées expérimentalement à l’aide
d’une instrumentation d’essai fondée sur
la norme ASME PTC 12.2 et sur les direc-
tives internes en vigueur. L’extension des
essais a dépassé les exigences stipulées
par la norme ASME PTC 12.2 pour de
telles mesures.
Les paramètres suivants ont fait l’objet
des mesures:
Charge thermique du condenseur
Cette charge a été déterminée à l’aide du
bilan thermique de l’installation. D’autres
données importantes ont été obtenues par
le système d’acquisition de données per-
manent de la centrale.
Débit de l’eau de refroidissement
Celui-ci a été déterminé par le biais du
bilan énergétique du condenseur à l’aide
de la charge thermique absorbée par le
condenseur.
Elévation totale de la température de
l’eau de refroidissement
L’élévation totale de la température de
l’eau de refroidissement a été saisie à l’ai-
de de capteurs Pt100 mouillés par l’eau et
montés dans des manchons spéciaux.
Deux points de mesure ont été placés à
l’entrée de l’eau et 8 autres ont été fixés
radialement sur la circonférence de la
conduite de sortie de l’eau de refroidisse-
ment.
Elévation locale de la température
de l’eau de refroidissement
L’élévation de la température de l’eau de
refroidissement a été mesurée localement
à la première et à la seconde passe des
tubes d’eau de refroidissement choisis.
Les capteurs de température ont été posi-
tionnés sur toute la section de la sortie de
la première passe d’eau de refroidisse-
ment, ainsi qu’à l’entrée et à la sortie de la
seconde passe. La température de l’eau a
été mesurée en 108 points au total et a
permis de déterminer l’élévation de la tem-
pérature de l’eau le long de tubes indivi-
duels. Les capteurs utilisés étaient formés
de thermocouples, avec la température de
l’eau de refroidissement à l’entrée servant
de référence. Ces mesures ont fourni des
profils d’élévation de température pour
toute la section du condenseur. Elles pro-
curent d’importantes informations sur le
comportement de condensation dans le
condenseur.
Température et pression dans le
condenseur
Sur le côté vapeur, le condenseur a été
complètement équipé de capteurs dits
combinés, pour la saisie simultanée de la
pression et de la température. Pour assu-
rer la mesure correcte de la pression, tous
les points de saisie de pression ont été
dotés de plaques de guidage ASME. Les
mesures ont été effectuées dans deux
plans du flux d’échappement, sur le trajet
entre la turbine et le condenseur, c’est-à-
dire dans la buse d’échappement cylin-
drique de la turbine (12 points de mesure)
et environ 300 mm avant les zones des
premières rangées de tubes (18 points de
mesure).
L’utilisation de capteurs combinés et le
nombre d’unités installées dépassent les
exigences stipulées par la norme ASME
PTC 12.2 pour cette zone.
La géométrie relativement étroite et
compliquée du trajet de la vapeur pro-
voque des conditions d’écoulement et de
pression très complexes. Une grande ins-
tallation de mesure était donc nécessaire
pour obtenir des données de pression suf-
fisamment précises pour des travaux de
développement futurs.
Essais de perte de vide
Les éjecteurs d’air à vapeur ont été isolés
du système et on a enregistré l’accroisse-
ment de la pression en fonction du temps.
Cet essai a fourni des informations sur
l’étanchéité de l’ensemble du système
évacué, c’est-à-dire sur le vide régnant
dans le système de dégazage à vide, dans
le condenseur et dans la turbine basse
pression.
Température du condensat
A l’aide de deux capteurs Pt100, on a
mesuré la température du condensat dans
la conduite d’extraction de condensat, en
aval du puits, mais en amont des pompes
principales d’extraction de condensat.
Perte de charge de l’eau de
refroidissement
La perte de charge sur le côté eau de
refroidissement à travers le condenseur a
été mesurée à l’aide d’un capteur différen-
tiel. Avant l’exécution des mesures, on
s’est assuré à l’aide des conduites de
purge que les boîtes à eau étaient com-
ABB prediction
Test 02 without make-up waterTest 06 with 19.34 kg/s make-up waterTest 07 with 24.21 kg/s make-up waterTest 07A with 24. 21kg/s make-up water,two SJAEs in operation
30
20
%
3.00
∆
k
k
3.05 3.10 3.15 3.25kW/m2K
10
0
–10
–20
–30
Divergences des coefficients de transmission de chaleur mesurés et des valeurs prévisionnelles selon les méthodes de calcul internes
∆k Divergence du coefficient de transmission de chaleur k
4
C O N D E N S E U R S À V A P E U R
26 R e v u e A B B 6 / 1 9 9 9
plètement purgées. Les points de mesure
des buses d’eau de refroidissement se
trouvaient à environ 0,5 m des boîtes à
eau respectives.
Teneur d’oxygène dans le condensat
Ces mesures ont été exécutées avec des
instruments de la maison Orbisphere. Des
tubes flexibles en matière plastique haute-
ment étanche à la diffusion et des tubes et
armatures en acier inoxydable de haute
qualité ont été utilisés pour receuillir les
échantillons de mesure. Une pompe d’ex-
traction à vitesse variable a été utilisée
pour ajuster le débit du soutirage à la
valeur spécifiée pour les analyseurs
d’oxygène.
Facteur de propreté
Le condenseur a été examiné tant sur le
côté vapeur que sur celui de l’eau de re-
froidissement pour constater sa propreté
technique. Aucun signe de contamination
n’a pu être trouvé sur le côté eau de refroi-
dissement.
On a donc appliqué un facteur de pro-
preté de 0,85 pour l’évaluation des résul-
tats. Cette valeur est usuelle pour des ins-
tallations sans système automatique de
nettoyage de tubes et correspond aussi à
la valeur de dimensionnement.
Instrumentation d’essai et
données supplémentaires
Tous les points de mesure avec leurs
capteurs de haute précision installés tem-
porairement sont montrés dans . Pour
maintenir la simplicité du schéma,
quelques points de mesure utilisés pour
le contrôle du condenseur ne sont pas
montrés. Toutes les autres données né-
3
cessaires pour la détermination des éner-
gies et des bilans des masses ont été
dérivées des valeurs fournies par les ins-
truments.
Enregistrement des données
Pour le balayage et l’enregistrement auto-
matiques, on s’est servi du système d’ac-
quisition de données universel UNIDAS II
(Universal Data Acquisition System) d’ABB
Alstom Power [4]. Ce système permet de
traiter de grandes quantités de données
avec une précision élevée sous des condi-
tions expérimentales (tableau 2). Il est
spécialement conçu pour l’utilisation tem-
poraire dans des centrales électriques.
Des résultats hautement précis découlent
des transmetteurs qui forment une partie
intégrante du système d’enregistrement et
de traitement. Ceux-ci sont nouvellement
calibrés avant chaque utilisation. Ce systè-
me respecte toutes les exigences des
normes internationales en vigueur pour les
essais de garantie (ASME, DIN, BS, VGB,
ISO, IEEE, IEC, etc.).
Traitement des données
Le calcul de l’intervalle de confiance de
95 % des valeurs limites mesurées et de la
propagation des erreurs (par ex. lors de la
détermination du coefficient de transmis-
sion de chaleur global) prouve que le sys-
tème UNIDAS II respecte aisément les exi-
gences de précision de ce programme
d’essai de performances.
Résultats des essais
Pression du condenseur
et coefficient de transmission
de chaleur
La pression du condenseur dans le plan
immédiatement en amont des faisceaux
de tubes a été utilisée pour calculer le
coefficient de transmission de chaleur,
c’est-à-dire la valeur dite k. Cette méthode
correspond aux prescriptions du HEI [5],
de ASME PTC 12.2 et aux directives ABB.
Pour déterminer la pression du conden-
seur au niveau de ce plan, on a utilisé tous
les points dont les valeurs de mesure ne
différaient pas de plus de 0,002 bar de la
pression de saturation à la température
correspondante. Cette précaution était né-
cessaire pour assurer que seules des lec-
Tableau 2Précision de l’instrumentation d’essai ABB Alstom Power
Instruments Erreur de mesure Thermomètres à résistance ± 0,03 KThermocouples différentiels ± 0,02 KCapteurs de pression à l’échappement de la turbine ± 0,25 mbarCapteurs de pression différentiels ± 0,14 %Système d’acquisition des données ± 0,03 %
Steam flow
Test 02
1.3 K
7.6 K
First passSecond pass
Elévation mesurée de la température de l’eau de refroidissement lors de l’essai 02 (sans eau d’appoint)
Charge thermique: 112,7 MW; eau d’appoint: 0,0 kg/s
5
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R e v u e A B B 6 / 1 9 9 9 27
tures de pression non faussées par une
accumulation de condensat dans les
lignes des instruments soient utilisées
pour l’évaluation. Ce faisant, la différence
de pression admissible ∆Pmax est donnée
par:
∆Pmax = Pexp – Psat(Texp) ≤ ± 0,002 bar
Dans cette équation, Pexp est la pression
expérimentale et Psat la pression de satu-
ration correspondant à la température
expérimentale Texp.
Ensuite, avec la pression connue du
condenseur, on a déterminé un coefficient
de transmission de chaleur expérimental et
on l’a comparé à celui des calculs de di-
mensionnement d’ABB Alstom Power.
Le tableau 3 montre la charge ther-
mique et la quantité d’eau d’appoint de 4
essais représentatifs 02, 06, 07 et 07A.
L’illustration montre la divergence entre
les données mesurées et les valeurs cal-
culées. Une bonne concordance règne
dans le cas de l’essai sans eau d’appoint
(02). A noter la différence des déviations
dans le cas des essais 06 et 07, c’est-à-
dire lors de l’exploitation avec de grandes
quantités d’eau d’appoint et un seul éjec-
teur d’air à vapeur en service. Dès que le
second éjecteur est mis en service, la
pression du condenseur s’améliore consi-
dérablement (essai 07A).
4
Ces résultats montrent que la pénétra-
tion d’air était plus élevée que prévue pen-
dant le programme d’essais (taux de pé-
nétration d’air triple du taux prévu). La
transmission de chaleur en était détériorée
lors des essais avec de grandes quantités
d’eau d’appoint, en particulier durant l’es-
sai 07. Toutefois, malgré la pénétration
d’air plus élevée, la purge des faisceaux de
tubes est restée efficace et les valeurs de
teneur en oxygène dans le condensat quit-
tant le puits sont restées encore bien en
dessous des 7 ppb garantis. Cela est
même valable pour l’essai 07 avec la
quantité d’eau d’appoint maximale.
Elévation locale de la température
dans les tubes individuels
Exploitation sans eau d’appoint
montre l’élévation de la température de
l’eau de refroidissement le long de la pre-
mière et la seconde passe lors de l’essai
02 (sans eau d’appoint). On y aperçoit clai-
rement la pénétration de la vapeur dans la
première passe des faisceaux de tubes et
l’influence locale de l’écoulement du
condensat sur les tubes sur les perfor-
mances du condenseur.
Sur les faisceaux supérieurs et infé-
rieurs de la première passe, la vapeur
et le condensat s’écoulent dans le même
sens à la périphérie supérieure. Il en résul-
te une structure de pelure d’oignon
5
Tableau 3Charge thermique et eau d’appoint de quatre essais représentatifs
Essai Charge Eau Eau d’appoint Nombre thermique d’appoint [% du débit d’éjecteurs [MW] [kg/s] de vapeur en service
principal]
02 112,7 0,0 0,0 106 100,2 19,34 29,5 107 92,9 24,21 37,3 107A 92,9 24,21 37,3 2
Steam flow
2.7 K
3.6 K
Test 02
Steam flow
30.6 °C
32.7 °C
Test 02
Elévation de la température de l’eau de la seconde passe(essai 02) illustrée avec une résolution plus élevée
Charge thermique: 112,7 MW; eau d’appoint: 0,0 kg/s
6 Température d’entrée de l’eau de refroidissement dans la seconde passe (essai 02)
Charge thermique: 112,7 MW; eau d’appoint: 0,0 kg/s
7
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28 R e v u e A B B 6 / 1 9 9 9
typique qui décrit les performances du
condenseur le long du trajet d’écoulement
du condensat.
Dans la moitié inférieure du faisceau, la
vapeur et le condensat s’écoulent en sens
opposé. On peut voir clairement les en-
droits où la capacité de condensation est
réduite en raison du condensat qui s’écou-
le en cascade ou les endroits où elle aug-
mente jusqu’à presque la capacité de
condensation totale, à cause de l’effet
d’écran des plaques du refroidisseur d’air.
Les tubes du refroidisseur d’air montrent
également une capacité de refroidisse-
ment très élevée, en démontrant la purge
impeccable des faisceaux. Le comporte-
ment presque identique des faisceaux
supérieurs et inférieurs de la première
passe peut être expliqué par la plaque de
déflection de condensat entre les fais-
ceaux.
Dans la seconde passe, le profil de la
température de l’eau de refroidissement a
tendance à être homogène et la différence
maximale de l’élévation de température est
0,9 K. Un déflecteur à condensat entre les
faisceaux n’est pas nécessaire à cause de
la quantité relativement faible de conden-
sat.
Aperçu plus détaillé de la seconde
passe
présente un aperçu plus détaillé de
la seconde passe lors de l’essai 02, avec
une résolution plus élevée de la mesure de
l’élévation de la température de l’eau de
refroidissement. La structure plus plate ré-
sulte de la combinaison de trois effets:
• Inondation des zones de faisceaux par
la cascade de condensat
• Profil de la température de l’eau de re-
froidissement à l’entrée de la seconde
passe
• Conditions d’admission différentes de
la vapeur
– vapeur/condensat en courant paral-
lèle
– vapeur/condensat en contre-courant
On peut admettre que tous les tubes d’eau
de refroidissement de toutes les zones de
faisceaux présentent le même débit d’eau
de refroidissement.
Une caractéristique commune des fais-
ceaux supérieurs et inférieurs de la secon-
de passe réside dans le fait que l’élévation
de température est la plus faible sur la sec-
tion de faisceaux inférieure droite. Cela
provient d’une part de la température
d’entrée relativement élevée de l’eau ,
et d’autre part de l’inondation de cette
zone de faisceaux qui augmente progres-
sivement par le condensat qui s’écoule en
7
6
cascade vers le bas. En outre, la vapeur
qui pénètre dans les faisceaux s’écoule en
contre-courant par rapport au condensat
qui tombe vers le bas.
montre également une stratification
de l’élévation de la température de l’eau
de refroidissement et un maximum isolé
au faisceau inférieur. Un tel effet n’est nor-
malement pas prévisible avec une telle
configuration. La stratification peut aussi
s’expliquer par l’inondation des faisceaux
par le condensat qui cascade. Le maxi-
mum d’élévation de la température dans le
faisceau inférieur représente une «île» qui
peut s’expliquer par la répartition de la
température de l’eau de refroidissement à
l’entrée . Lorsque l’eau chaude atteint la
périphérie supérieure du faisceau inférieur,
l’élévation de température de l’eau de re-
froidissement y est plus faible qu’à l’inté-
rieur du faisceau. Même si la température
d’entrée de l’eau de refroidissement dans
la section centrale du faisceau inférieur est
plus basse que celle de la périphérie supé-
rieure, elle s’élève beaucoup moins que
celle de cette dernière. Ce fait peut aussi
s’expliquer par une plus forte inondation
des faisceaux et par une moins bonne ad-
mission de la vapeur à la périphérie infé-
rieure des faisceaux due au condensat qui
s’écoule en cascade.
Dans les zones où l’inondation par le
condensat n’exerce qu’une faible influen-
ce, la capacité de condensation est déter-
minée essentiellement par la température
d’entrée locale de l’eau de refroidisse-
ment. Ce fait est confirmé par les résultats
des mesure effectuées sur le faisceau su-
périeur de la seconde passe.
montre un phénomène intéressant:
premièrement, une température minimale
de l’eau de refroidissement prévaut dans la
section supérieure du faisceau supérieur,
au-dessus du trajet intérieur de la vapeur;
deuxièmement, dans la chambre d’inver-
sion, l’eau de refroidissement est stratifiée
de telle manière qu’on trouve un maximum
significatif de la température à la périphérie
du faisceau supérieur. Bien que cette péri-
phérie du faisceau supérieur soit bien
chargée en vapeur, on n’y constate pas
d’inondation significative par du conden-
sat qui provient du haut. Malgré les écou-
lements parallèles de la vapeur et du
condensat, l’élévation de la température
de l’eau de refroidissement est plus6
7
7
6
Steam flow
Second pass
0.8 K
6.8 K
First pass
Test 06
Elévation mesurée de la température de l’eau de refroidissement lors de l’essai 06 (avec eau d’appoint)
Charge thermique: 100,2 MW; eau d’appoint: 19,34 kg/s
8
C O N D E N S E U R S À V A P E U R
R e v u e A B B 6 / 1 9 9 9 29
faible que dans la zone des faisceaux avec
une température d’entrée de l’eau plus
basse.
Les calculs de dimensionnement de
condenseurs d’ABB Alstom Power sont
fondés sur des modèles physiques qui
tiennent compte des effets décrits ci-des-
sus. C’est ainsi que s’explique la con-
cordance serrée entre les valeurs cal-
culées et les valeurs mesurées des essais
02 et 07A.
Exploitation avec eau d’appoint
montre la distribution de l’élévation de
température de l’eau de refroidissement
de l’essai 06, dans lequel 29,5 % du débit
de la vapeur principale proviennent d’eau
d’appoint. La détérioration du profil de
l’élévation de température de l’eau de re-
froidissement, qui démontre une diminu-
tion de la capacité de transmission de cha-
leur du condenseur, est clairement visible.
Une augmentation encore plus poussée
de la quantité d’eau d’appoint se traduit
par les conditions montrées dans pour
l’essai 07. Dans ce cas, presque 40 % de
la quantité de vapeur vive proviennent
d’eau d’appoint. La comparaison des es-
sais 07 et 06 montre clairement la diminu-
tion de la capacité du condenseur provo-
qué par la couverture par l’air dans la zone
de refroidisseur d’air, avec un centre très
visible dans cette zone. Cela indique que
la charge totale non condensable dépasse
la capacité d’extraction d’un seul extrac-
teur d’air à jet de vapeur sous de telles
conditions d’essai.
Il en découle qu’une augmentation de
la capacité de purge ou que la limita-
tion des pénétrations d’air dans le conden-
seur à la valeur de dimensionnement de-
vraient se manifester par une augmenta-
tion significative des performances du
condenseur. Cette constatation est con-
firmée par le fait que la zone avec l’éléva-
tion de température de l’eau de refroidis-
sement la plus basse se trouve et se
maintient dans la section du refroidisseur
à d’air. Près de cette zone, un profil d’eau
de refroidissement constamment dirigé
vers le refroidisseur à air se forme. Cela
est cohérent avec le profil de pression du
côté vapeur qui confirme que le flux de
purge est toujours dirigé en direction du
refroidisseur d’air. La formation de zones
isolées, sans augmentation de la tempéra-
9
8
ture de l’eau de refroidissement à l’exté-
rieur de la zone du refroidisseur à air, est
empêchée par la conception des faisceaux
de tubes d’ABB Alstom Power. Il en dé-
coule qu’une capacité de purge plus éle-
vée ou la limitation des pénétrations d’air
se manifesteront toujours par une amélio-
ration des performances du condenseur
sous des conditions de charges non
condensables élevées, comme illustré en
évidence par les essais 06 et 07. Ce fait a
été clairement démontré par la modifica-
tion de l’exploitation avec l’utilisation de
deux éjecteurs d’air à vapeur (essais 07 et
07A).
La caractéristique de pression du
condenseur avec un et deux éjecteurs
d’air à vapeur en service est illustrée par
. L’élévation de température locale de
l’eau de refroidissement est aussi différen-
te pour ces deux cas. La situation montrée
dans se rapporte à l’élévation de la
température de l’eau de refroidissement
avec un éjecteur en service. Elle représen-
te le point de départ. Le mode d’exploita-
tion avec deux éjecteurs en service pré-
9
10
Steam flow
Second pass First pass
0.3 K
6.4 K
Test 07
Elévation mesurée de la température de l’eau lors de l’essai 07 (avec eau d’appoint)
Charge thermique: 92,9 MW; eau d’appoint: 24,21 kg/s
9
09:33 09:36 09:38 09:41 09:44 09:47 09:50 09:53 09:56
bar
0.053
0.051
0.049
0.047
t
P
Pression mesurée dans le condenseur avec un et deux électeurs d’air à vapeur en service
Essai 07; 1 éjecteur en service P PressionEssai 07A; 2 éjecteurs en service t Temps
Eau d’appoint: 24,21 kg/s
10
C O N D E N S E U R S À V A P E U R
30 R e v u e A B B 6 / 1 9 9 9
sente une phase transitoire (9:48 à 9:53)
. Celle-ci est suivie des conditions en
régime permanent . La tendance en
direction d’un fonctionnement impeccable
du condenseur est évidente. La raison de
l’amélioration importante des perfor-
mances est due à l’augmentation de la ca-
pacité de purge qui élimine rapidement
l’effet de couverture par l’air dans la zone
du refroidisseur d’air.
Teneur d’oxygène dans le
dégazage à vide et le système de
condensat principal
La valeur garantie de la teneur d’oxygène
dans le condensat provenant du puits est
11b
11a
7 ppb. Tous les essais ont prouvé et
montre que la teneur d’oxygène en amont
des pompes d’extraction de condensat
12
principales reste bien en dessous de cette
valeur. Même en cas de grandes quantités
d’eau d’appoint (essai 07), la teneur d’oxy-
gène dans le condensat du puits reste in-
férieure à 3,5 ppb, ce qui est dû de toute
évidence à la forte contribution fournie par
le dégazeur à film tombant.
Sous-refroidissement du
condensat
Le sous-refroidissement du condensat Tcs
est défini comme étant la différence entre
la température du condenseur (températu-
re de saturation à la pression du conden-
seur) Tc et la température du condensat
dans la conduite d’extraction de celui-ci
Tch:
Tcs = Tc – Tch
Comme montré par , le sous-refroidis-
sement du condensat est toujours négatif,
quelles que soient les conditions d’exploi-
tation.
Ce fait a aussi été vérifié par d’autres
essais. Il confirme les excellentes proprié-
tés de régénération du concept de
condenseur et souligne la contribution
considérable des condenseurs d’ABB
Alstom Power propres à minimiser les
pertes exergétiques de l’ensemble de
l’installation.
Perte de vide
Le mesure du taux de perte de vide du
condenseur permet de déterminer la pé-
nétration d’air dans toutes les parties du
système aux pressions inférieures à la
pression atmosphérique.
Un taux de perte de vide de 6 mbar/min
a été mesuré, ce qui a montré que pen-
dant les essais, la pénétration d’air était
environ trois fois plus élevée que le taux
13
Tableau 4 Perte de charge de l’eau de refroidissement ∆p
Essai Charge Eau ∆pe ∆pc (∆pe – ∆pc)thermique d’appoint mesuré calculé ∆pe
[MW] [kg/s] [bar] [bar] [%]
02 112,69 0,000 0,531 0,510 4,10006 100,21 19,340 0,534 0,554 – 3,60007 92,9 24,210 0,540 0,535 0,900
Steam flow
Second pass First pass
0.3 K
6.4 K
Test 07A( Time 09:48)
Steam flow
Second pass First pass
6.4 K
0.3 K
Test 07A( Time 09:53)
Elévation de la température de l’eau de refroidissement avec deux éjecteurs en service (essai 07A) mesurée pendant la phase transitoire (a) et en régimepermanent (b)
Charge thermique: 92,9 MW; eau d’appoint: 24,21 kg/s
11
a
b
C O N D E N S E U R S À V A P E U R
R e v u e A B B 6 / 1 9 9 9 31
prévisionnel. Comme prouvé par les essais
06 et 07, la perte de vide excessive exerce
une influence négative sur la transmission
de chaleur à travers les tubes de refroidis-
sement du condenseur, en particulier lors
de débits d’eau d’appoint élevés et avec
un seul éjecteur d’air en service.
Perte de charge du côté eau de
refroidissement
Le tableau 4 montre une bonne concor-
dance entre les résultats des essais et
les valeurs de dimensionnement d’ABB
Alstom Power. La précision des mesures
de la perte de charge a aussi permis de
vérifier le débit fourni par les pompes
d’eau de refroidissement.
Résumé des résultats d’essai
Les mesures exécutées montrent que les
performances du condenseur de vapeur
et du système de dégazage à vide de
Smithfield respectent facilement les exi-
gences du client sous les conditions
d’essai. On peut aussi constater claire-
ment que les excellentes caractéristiques
de régénération et aptitudes de dégazage
des faisceaux de tubes d’ABB Alstom
Power ne sont nullement perturbées par
les taux de pénétration d’air plus élevés
que prévus, même en cas de grands dé-
bits massiques d’eau d’appoint. Le traite-
ment des données montre par ailleurs que
les résultats expérimentaux illustrent la fia-
bilité des méthodes de calculs internes
des condenseurs de vapeur CB en dispo-
sition axiale.
Le succès du vaste programme de me-
sures et le fait qu’il ait été accompli pen-
dant un temps très court sont fortement
redevables à l’excellente collaboration
entre toutes les parties concernées.
Bibliographie
[1] EN ISO 14001 Certification. Environ-
mental Management System Specification
with Guidance for Use, édition 1996
[2] Condenser Type CB. Reference list
HTDM A20 003 and sales documentation
HTDM N09 144E. ABB Alstom Power,
Baden, Suisse.
[3] ASME PTC 12.2. Code on Steam
Condensing Apparatus. The American
Society of Mechanical Engineering. New
York, USA, 1983.
[4] UNIDAS II: Universal Data Acquisi-
tion System. Technical documentation
1A/HX610136. ABB Alstom Power,
Baden, Suisse.
[5] HEI (Heat Exchanger Institute): Stan-
dards for Steam Surface Condensers,
1995, Ninth Edition. Cleveland, Ohio,
USA
Adresses des auteurs
Dr Peter Baumann
Walter Novak
ABB Alstom Power
CH-5401 Baden
Suisse
Téléfax: +41 56 205 5959
E-mail:
Felix Kuhn
Evans Deakin Engineering Pty Ltd
12 Boundary Street
South Brisbane, QLD 4101
Australie
E-mail:
20
ppb
16
12
8
4
018:00:00 18:14:24 18:28:48 18:43:12 18:57:36 19:12:00 19:26:24
O2
t
Teneur d’oxygène dans le condensat (essai 06)
Charge thermique: 100,2 MW; eau d’appoint: 19,34 kg/s
Tube à condensat O2 Teneur d’oxygèneaprès le dégazage à film tombant t Tempsaprès le dégazeur
12
0
K
–0.5
–1.090 95
Test 07 Test 02
100 105 110 115 120MW
Test 06
Cs
Chl
Sous-refroidissement du condensat (essais 02, 06, 07)
Cs Sous-refroidissement du condensat Chl Charge thermique du condenseur
13
C O N D E N S E U R S À V A P E U R