Выбор термогазодинамических и конструктивных параметров пиковой турбины для высокотемпературной надстройки энергоблока К-300-240

Выбор термогазодинамических и конструктивных параметров пиковой турбины для высокотемпературной надстройки энергоблока К-300-240

Представлена концепция использования пиковой турбины в качестве высокотемпературной надстройки к энергоблоку мощностью 300 МВт. Получены ее начальные и конечные термодинамические параметры. Выполнено расчетное исследование термогазодинамических и конструктивных параметров активных и реактивных пиков...

Ausführliche Beschreibung

Gespeichert in:
Bibliographische Detailangaben
Veröffentlicht in:Проблемы машиностроения
Datum:2012
Hauptverfasser: Мацевитый, Ю.М., Антипцев, Ю.П., Голощапов, В.Н.
Format: Artikel
Sprache:Russian
Veröffentlicht: Інстиут проблем машинобудування ім. А.М. Підгорного НАН України 2012
Schlagworte:
Энергетическое машиностроение
Online Zugang:https://nasplib.isofts.kiev.ua/handle/123456789/99030
Tags: Tag hinzufügen
Keine Tags, Fügen Sie den ersten Tag hinzu!
Назва журналу:Digital Library of Periodicals of National Academy of Sciences of Ukraine
Zitieren:Выбор термогазодинамических и конструктивных параметров пиковой турбины для высокотемпературной надстройки энергоблока К-300-240 / Ю.М. Мацевитый, Ю.П. Антипцев, В.Н. Голощапов // Проблемы машиностроения. — 2012. — Т. 15, № 1. — С. 14-22. — Бібліогр.: 4 назв. — рос.

Institution

Digital Library of Periodicals of National Academy of Sciences of Ukraine
id nasplib_isofts_kiev_ua-123456789-99030
record_format dspace
spelling Мацевитый, Ю.М.
Антипцев, Ю.П.
Голощапов, В.Н.
2016-04-22T11:36:48Z
2016-04-22T11:36:48Z
2012
Выбор термогазодинамических и конструктивных параметров пиковой турбины для высокотемпературной надстройки энергоблока К-300-240 / Ю.М. Мацевитый, Ю.П. Антипцев, В.Н. Голощапов // Проблемы машиностроения. — 2012. — Т. 15, № 1. — С. 14-22. — Бібліогр.: 4 назв. — рос.
0131-2928
https://nasplib.isofts.kiev.ua/handle/123456789/99030
621.165
Представлена концепция использования пиковой турбины в качестве высокотемпературной надстройки к энергоблоку мощностью 300 МВт. Получены ее начальные и конечные термодинамические параметры. Выполнено расчетное исследование термогазодинамических и конструктивных параметров активных и реактивных пиковых турбин в диапазоне изменения частот вращения ротора n = 50÷200 с⁻¹. Выбран оптимальный вариант пиковой турбины с частотой вращения ротора n = 100 с⁻¹. Приведена оценка прочностных характеристик рабочих лопаток указанной турбины.
Подана концепція використання пікової турбіни як високотемпературної надбудови до енергоблоку потужністю 300 МВт. Отримано її початкові та кінцеві термодинамічні параметри. Виконано розрахункове дослідження термогазодинамічних та конструктивних параметрів активних та реактивних пікових турбін у діапазоні змінення частот обертання ротора n = 50÷200 с⁻¹. Обрано оптимальний варіант пікової турбіни з частотою обертання ротора n = 100 с⁻¹. Наведена оцінка міцнісних характеристик робочих лопаток вказаної турбіни.
The conception of using the peak load turbine as high-temperature topping part for 300MW power unit is introduced. Its initial and final parameters are obtained. The thermogas dynamic and design values of action and reaction turbines is calculated for rotor speed turndown n = 50÷200 s⁻¹. The optimum alternative of the peak load turbine with n = 100 s⁻¹ is chosen. The estimation of strength properties of rotor blades is carried out.
ru
Інстиут проблем машинобудування ім. А.М. Підгорного НАН України
Проблемы машиностроения
Энергетическое машиностроение
Выбор термогазодинамических и конструктивных параметров пиковой турбины для высокотемпературной надстройки энергоблока К-300-240
Choosing the thermogas dynamic and design values of peak load turbine for high-temperature topping part of power unit K-300-240
Article
published earlier
institution Digital Library of Periodicals of National Academy of Sciences of Ukraine
collection DSpace DC
title Выбор термогазодинамических и конструктивных параметров пиковой турбины для высокотемпературной надстройки энергоблока К-300-240
spellingShingle Выбор термогазодинамических и конструктивных параметров пиковой турбины для высокотемпературной надстройки энергоблока К-300-240
Мацевитый, Ю.М.
Антипцев, Ю.П.
Голощапов, В.Н.
Энергетическое машиностроение
title_short Выбор термогазодинамических и конструктивных параметров пиковой турбины для высокотемпературной надстройки энергоблока К-300-240
title_full Выбор термогазодинамических и конструктивных параметров пиковой турбины для высокотемпературной надстройки энергоблока К-300-240
title_fullStr Выбор термогазодинамических и конструктивных параметров пиковой турбины для высокотемпературной надстройки энергоблока К-300-240
title_full_unstemmed Выбор термогазодинамических и конструктивных параметров пиковой турбины для высокотемпературной надстройки энергоблока К-300-240
title_sort выбор термогазодинамических и конструктивных параметров пиковой турбины для высокотемпературной надстройки энергоблока к-300-240
author Мацевитый, Ю.М.
Антипцев, Ю.П.
Голощапов, В.Н.
author_facet Мацевитый, Ю.М.
Антипцев, Ю.П.
Голощапов, В.Н.
topic Энергетическое машиностроение
topic_facet Энергетическое машиностроение
publishDate 2012
language Russian
container_title Проблемы машиностроения
publisher Інстиут проблем машинобудування ім. А.М. Підгорного НАН України
format Article
title_alt Choosing the thermogas dynamic and design values of peak load turbine for high-temperature topping part of power unit K-300-240
description Представлена концепция использования пиковой турбины в качестве высокотемпературной надстройки к энергоблоку мощностью 300 МВт. Получены ее начальные и конечные термодинамические параметры. Выполнено расчетное исследование термогазодинамических и конструктивных параметров активных и реактивных пиковых турбин в диапазоне изменения частот вращения ротора n = 50÷200 с⁻¹. Выбран оптимальный вариант пиковой турбины с частотой вращения ротора n = 100 с⁻¹. Приведена оценка прочностных характеристик рабочих лопаток указанной турбины. Подана концепція використання пікової турбіни як високотемпературної надбудови до енергоблоку потужністю 300 МВт. Отримано її початкові та кінцеві термодинамічні параметри. Виконано розрахункове дослідження термогазодинамічних та конструктивних параметрів активних та реактивних пікових турбін у діапазоні змінення частот обертання ротора n = 50÷200 с⁻¹. Обрано оптимальний варіант пікової турбіни з частотою обертання ротора n = 100 с⁻¹. Наведена оцінка міцнісних характеристик робочих лопаток вказаної турбіни. The conception of using the peak load turbine as high-temperature topping part for 300MW power unit is introduced. Its initial and final parameters are obtained. The thermogas dynamic and design values of action and reaction turbines is calculated for rotor speed turndown n = 50÷200 s⁻¹. The optimum alternative of the peak load turbine with n = 100 s⁻¹ is chosen. The estimation of strength properties of rotor blades is carried out.
issn 0131-2928
url https://nasplib.isofts.kiev.ua/handle/123456789/99030
citation_txt Выбор термогазодинамических и конструктивных параметров пиковой турбины для высокотемпературной надстройки энергоблока К-300-240 / Ю.М. Мацевитый, Ю.П. Антипцев, В.Н. Голощапов // Проблемы машиностроения. — 2012. — Т. 15, № 1. — С. 14-22. — Бібліогр.: 4 назв. — рос.
work_keys_str_mv AT macevityiûm vybortermogazodinamičeskihikonstruktivnyhparametrovpikovoiturbinydlâvysokotemperaturnoinadstroikiénergoblokak300240
AT antipcevûp vybortermogazodinamičeskihikonstruktivnyhparametrovpikovoiturbinydlâvysokotemperaturnoinadstroikiénergoblokak300240
AT goloŝapovvn vybortermogazodinamičeskihikonstruktivnyhparametrovpikovoiturbinydlâvysokotemperaturnoinadstroikiénergoblokak300240
AT macevityiûm choosingthethermogasdynamicanddesignvaluesofpeakloadturbineforhightemperaturetoppingpartofpowerunitk300240
AT antipcevûp choosingthethermogasdynamicanddesignvaluesofpeakloadturbineforhightemperaturetoppingpartofpowerunitk300240
AT goloŝapovvn choosingthethermogasdynamicanddesignvaluesofpeakloadturbineforhightemperaturetoppingpartofpowerunitk300240
first_indexed 2025-11-26T15:13:44Z
last_indexed 2025-11-26T15:13:44Z
_version_ 1850625976055103488
fulltext ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЕ МАШИНОСТРОЕНИЕ ISSN 0131–2928. Пробл. машиностроения, 2012, Т. 15, № 1 14 Литература 1. МЭК 60193. Модельные приемо-сдаточные испытания гидравлических турбин насосов, гидроак- кумулирующих станций и насос-турбин. – 1999. – 567 с. 2. Установка УГ-1 для градуировки расходомеров энергокавитационных стендов / И. С. Веремеенко, С. В. Гладышев, В. Н. Дедков и др. // Метрологія та прилади. – 2010. – № 2. – С. 42–47. 3. Модернизация энергокавитационных стендов лаборатории гидромашин ИПМаш НАН Украины / И. С. Веремеенко, С. В. Гладышев, В. Н. Дедков и др. // Пробл. машиностроения. – 2010. – Т. 13, № 5. – С. 24–31. 4. Дедков В. Н. Применение серийных насосов в качестве гидротурбин для малой энергетики / В. Н. Дедков // Пробл. машиностроения. – 2011. – Т. 14, № 4. – С. 24–30. Поступила в редакцию 27.01.12 УДК 621.165 Ю. М. Мацевитый, акад. НАН Украины Ю. П. Антипцев, канд. техн. наук В. Н. Голощапов, канд. техн. наук Институт проблем машиностроения им. А. Н. Подгорного НАН Украины (г. Харьков, e-mail: matsevit@ipmach.kharkov.ua) ВЫБОР ТЕРМОГАЗОДИНАМИЧЕСКИХ И КОНСТРУКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ПИКОВОЙ ТУРБИНЫ ДЛЯ ВЫСОКОТЕМПЕРАТУРНОЙ НАДСТРОЙКИ ЭНЕРГОБЛОКА К-300-240 Представлена концепция использования пиковой турбины в качестве высокотемпера- турной надстройки к энергоблоку мощностью 300 МВт. Получены ее начальные и ко- нечные термодинамические параметры. Выполнено расчетное исследование термога- зодинамических и конструктивных параметров активных и реактивных пиковых тур- бин в диапазоне изменения частот вращения ротора n = 50÷200 с–1. Выбран оптималь- ный вариант пиковой турбины с частотой вращения ротора n = 100 с–1. Приведена оценка прочностных характеристик рабочих лопаток указанной турбины. Подана концепція використання пікової турбіни як високотемпературної надбудови до енергоблоку потужністю 300 МВт. Отримано її початкові та кінцеві термодинамічні параметри. Виконано розрахункове дослідження термогазодинамічних та конструкти- вних параметрів активних та реактивних пікових турбін у діапазоні змінення частот обертання ротора n = 50÷200 с–1. Обрано оптимальний варіант пікової турбіни з час- тотою обертання ротора n = 100 с–1. Наведена оцінка міцнісних характеристик робо- чих лопаток вказаної турбіни. Устойчивое функционирование энергетического комплекса Украины является важ- нейшей составляющей национальной безопасности государства. Одна из главных проблем энергетики Украины – несбалансированность электрогенерирующих мощностей с сущест- венным дефицитом высокоманевренной составляющей. В настоящее время для покрытия пиков и провалов потребления электроэнергии в энергосистеме Украины используют непри- способленные для этого энергоблоки ТЭС мощностью 150–300 МВт, которые создавались в 50–60-е годы прошлого столетия для работы в базовом режиме. Для этого их переводят на функционирование при пониженных нагрузках, вплоть до 30–35 % номинальной, зачастую отключая в ночные часы, удерживая в горячем резерве и маневрируя нагрузкой в дневные часы по указаниям диспетчерской службы энергосистемы. ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЕ МАШИНОСТРОЕНИЕ ISSN 0131–2928. Пробл. машиностроения, 2012, Т. 15, № 1 15 С учетом вышесказанного представляется актуальным вопрос создания специальных высокоманевренных и высокоэкономичных пиковых мощностей. Одним из подходов к соз- данию пиковой мощности может быть установка паровых высокотемпературных надстроек к базовым турбинам действующих ТЭС, при этом представляется целесообразным макси- мально использовать их инфраструктуру, в том числе тепловые схемы энергоблоков, при эксплуатации оборудования которых в высокоманевренных режимах работы приобретен большой опыт. Высокотемпературная надстройка включается в тепловую схему базовой турбины [1]. Схема ее подключения в тепловую схему турбины К-300-240 приведена на рис. 1. Со- гласно этой схеме рабочее тело (пар высокой температуры) для работы пиковой турбины отбирается из паропроводов горячего промперегрева, а его расход обеспечивается отключе- нием 1-го отбора пара, расположенного за 9-й ступенью цилиндра высокого давления (ЦВД) и 2-го отбора на выходе пара из ЦВД. Весь расход пара, поступивший в ЦВД, проходит про- межуточный перегрев в котле, нагреваясь до температуры, определяемой параметрами промперегрева, и перед входом в цилиндр среднего давления (ЦСД) разделяется на две час- ти: основная часть поступает в ЦСД, а часть расхода, эквивалентная расходу в 1-й и 2-й от- боры высокого давления, направляется в пиковую турбину (ПкТ). Пройдя пиковую турбину, пар после выхода из нее направляется в цилиндр низкого давления (ЦНД базовой турбины, в котором за счет увеличения расхода пара происходит увеличение мощности на периоды включения пиковой турбины). ∼ = ПК ЦВД ЦСД ЦНД ПТН Д ЧН Д ПкТ ПВД-1 ПВД-2 Отбор №1 №2 Рис. 1. Схема подключения высокотемпературной пиковой турбины в тепловую схему энергоустановки К-300-240: ЧНД – часть низкого давления; ЦНД – цилиндр низкого давления; Д – деаэратор; ПК – паровой котел; ПТН – питательный турбонасос; ПкТ – пиковая турбина; ПВД-1, ПВД-2 – подогреватели высокого давления № 1 и № 2 ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЕ МАШИНОСТРОЕНИЕ ISSN 0131–2928. Пробл. машиностроения, 2012, Т. 15, № 1 16 Расчетное время работы пиковой турбины согласуется со временем работы энергосе- ти в пиковом режиме – время с 8:00 до 10:00 и с 17:00 до 21:00. С учетом вышесказанного выполнено расчетное исследование тепловой схемы (рис.1) энергоустановки К-300-240 для оценки параметров пара при использовании пиковой турбины как высокотемпературной надстройки энергоблока. Начальные и конечные термо- динамические параметры, полученные в результате расчетов, имеют следующие значения: − давление на входе в пиковую турбину ( за регулирующими клапанами) Р0 = 2,94 МПа; − температура на входе Т0 = 813 К (540 °С); − давление на выходе из пиковой турбины Рк = 0,294 МПа; − расход пара G = 53,7 кг/с (193,3 т/ч). Целью данного исследования является определение оптимальных геометрических размеров, термогазодинамических параметров и характеристик проточных частей пиковых активных и реактивных турбин мощностью N = 30 МВт в диапазоне изменения частот вра- щения ротора n = 50÷200 с–1 (3000÷12000 об/мин). Геометрическая конфигурация проточной части (ПЧ) этих турбин при заданных па- раметрах пара на входе и выходе в значительной степени зависит от размеров корневых диаметров и высот лопаток первой и последней ступеней, которые определяются, исходя из условий экономичности турбины и конструктивных ограничений [2]. При выборе 1-й ступени турбины основной задачей является достижение оптималь- ного значения u/c0 и высот сопловых лопаток, обеспечивающих заданный расход пара, раз- меры которых определяются с использованием уравнения неразрывности для принятых зна- чений среднего диаметра и степени реактивности ступени. В соответствии с этим была ис- пользована зависимость [2] ( )ρ−α⋅⋅⋅ υ⋅ = 1tg20 эф1 2 cp т1 с dn Gl , (1) где G – расход пара через ступень; υ1т – теоретический удельный объем пара за соплом; n – число оборотов ротора; dср – средний диаметр ступени; α1эф – геометрический (эффектив- ный) угол выхода из соплового аппарата; ρ – степень реактивности ступени на среднем диа- метре. При этом минимальный угол выхода из соплового аппарата лимитируется техноло- гией производства (для активной ступени α1эф = 11–13°, для реактивной α1эф = 14–20°). Что касается последней ступени (ПС), то для мощных паровых турбин ее геометрия определяет- ся по условиям максимальной пропускной способности объемного расхода пара при условии обеспечения длительной прочности рабочих лопаток, диска и хвостового соединения. Для турбин небольшой мощности (Νт ≤ 50 МВт) основным фактором является достижение мак- симального значения ее КПД, который (при прочих равных потерях в лопаточных аппара- тах) в значительной степени определятся потерей энергии с выходной скоростью, минимум которой достигается при осевом выходе абсолютной скорости с2 из ступени. Принимая во внимание вышесказанное, при выборе геометрии ПЧ турбин для задан- ного диапазона частот вращения ротора представляется целесообразным определить в пер- вую очередь геометрию последней ступени, т.е. высоту рабочей лопатки lр.л. и корневой диаметр рабочего колеса dк для каждого из заданных значений частоты вращения ротора. При этом принимается оптимальное соотношение u/c0, а отвечающий ему теплоперепад должен обеспечивать осевой выход скорости с2 при принятой реактивности ступени. Для решения такой задачи необходимо получить зависимость для определения теп- лоперепада, срабатываемого в ступени hp = f(ρ, u, α1), который будет отвечать указанным выше условиям. Используя уравнения для треугольников скоростей потока в лопаточных аппаратах ступени [2], относительную скорость выхода из рабочей лопатки представим в виде ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЕ МАШИНОСТРОЕНИЕ ISSN 0131–2928. Пробл. машиностроения, 2012, Т. 15, № 1 17 ( )[ ] ( ) эф1p 32 p 23 2 2 2 cos110221102 α⋅⋅ρ−⋅ϕ−+⋅ρ+ρ−ϕ⋅= ψ huuhW , (2) где ρ – реактивность ступени; hp – располагаемый теплоперепад на ступень; u – окружная скорость; ϕ, ψ – коэффициенты скорости сопловых и рабочих лопаток соответственно. Приняв обозначения ( )[ ]ρ+ρ−ϕ⋅= 1102 23a , 2 2 22 ψ −= Wuk , ( ) эф1 3 cos11022 α⋅ρ−⋅ϕ= uz получим 22 2 2 2 2 p 2 2 2 2 ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛−⎟⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜ ⎝ ⎛ − ± − −= a k a zak a zakh . (3) При осевом выходе потока из последней ступени 2 2 22 2 zcuW += , где c2z – осевая составляющая выходной скорости потока за рабочей решеткой. Эта скорость лcp т2 2 ld Gc z ⋅π υ⋅ = , где G – расход пара через ПС; υ2т – удельный объем пара за ПС; dcp – средний диаметр ПС; lл – высота рабочей лопатки ПС. Таким образом, варьируя значениями dк и высотой лопатки lр.л ПС, при заданном расходе и термодинамических параметрах пара за турбиной по (3) в итерационном процессе, можно определить располагаемый теплоперепад hp, отвечающий минимальной потере энер- гии с выходной скоростью последней ступени. Полученное значение dк последней ступени принимается постоянным для всей про- точной части, что, учитывая ограниченное изменение υ2, вполне приемлемо для выполнения последующих численных исследований по расчету термогазодинамических параметров и характеристик течения пара в пиковой турбине. Определив значение dк по формуле (1), по минимальным значениям углов α1эф, ите- рационным путем вычисляем высоту сопловой решетки 1-й ступени. Принимая во внимание необходимость проведения последующего численного эксперимента по термогазодинамиче- скому расчету ПЧ пиковой турбины в диапазоне частот вращения ротора от 50 до 200 с–1, с целью определения наилучшей экономичности и соответствующего ей числа оборотов рото- ра выполнено расчетное исследование по определению геометрических размеров первой и последней ступеней ПЧ. При этом исходными данными для расчетов принимались выше- приведенные термодинамические параметры пара перед турбиной и расход пара для ПЧ (с учетом утечек в переднее концевое уплотнение и на штоках клапанов регулирования), рав- ный G = 52,6 кг/с. Значение степени реактивности для ступеней принималось в зависимости от типа рассматриваемой (активная, реактивная) турбины в каждом конкретном случае. Ко- эффициенты потерь в лопаточных аппаратах, согласно [2], были приняты: в соплах ϕ = 0,97, в рабочих лопатках ψ = 0,93. Результаты проведенных расчетов представлены на рис. 2, из анализа которых сле- дует, что: − для активной турбины с увеличением частоты вращения ротора средние диаметры первой и последней ступеней уменьшаются; − высота лопаток 1-й ступени активной турбины с повышением частоты вращения до зна- чения n = 150 с–1 увеличивается, а при дальнейшем повышении частоты вращения ротора остается практически постоянной; − высота рабочих лопаток последней ступени активной турбины увеличивается до n = 100 с–1, а при дальнейшем повышении частоты вращения не изменяется; ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЕ МАШИНОСТРОЕНИЕ ISSN 0131–2928. Пробл. машиностроения, 2012, Т. 15, № 1 18 0 50 dcp 1 ст dcp ПС lл 1 ст lл ПС. 150 0,5 1,0 1,5 2,0 dcp, мlл, мм 50 100 150 200 n, с-1 а) lл ПС 0 50 100 150 50 100 150 200 n, с-1 0,5 0,7 1,0 1,5 dcp, мlл, мм dcp 1 ст lл 1 ст dcp ПС б) Рис. 2. Геометрические размеры первой и последней ступеней турбин в диапазоне изменения частоты вращения ротора от 50 до 200 с–1: а) – активных; б) – реактивных ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЕ МАШИНОСТРОЕНИЕ ISSN 0131–2928. Пробл. машиностроения, 2012, Т. 15, № 1 19 − в реактивной турбине уменьшение размеров средних диаметров ступеней происходит при повышении частоты вращения ротора менее интенсивно, чем в активной; − высоты рабочих лопаток 1-й ступени реактивной турбины имеют тенденцию (как и в ак- тивных турбинах) оставаться практически постоянными при n > 150 с–1, а размеры ПС имеют ярко выраженный минимум при n = 150 с–1. Полученные геометрические размеры 1-й и последней ступеней необходимы для численного эксперимента по формированию проточной части активной и реактивной пико- вых турбин с оптимальными (рациональными) значениями КПД. В качестве объекта исследования рассматривались ПЧ следующих турбин: − активных при значениях частоты вращения ротора 50; 100; 150; 200 с–1; − реактивных при значениях частоты вращения ротора 100; 150; 200 с–1. При определенных выше размерах 1-й и последней ступеней проведена рациональ- ная разбивка теплоперепадов между ступенями ПЧ турбины для каждого из указанных выше вариантов. Основным фактором при этом (во избежание дополнительных потерь) являлась плавность проточной части при оптимальном соотношении u/c0 для каждой из ступеней [2]. Расчеты каждого варианта выполнены по среднему диаметру ПЧ, что является дос- таточно достоверным для полученных размеров облопачивания. Результаты численного эксперимента приведены на рис. 3. Анализ поступенчатого термогазодинамического расчета параметров проточной час- ти активной и реактивной турбин для рассматриваемых частот вращения ротора показал следующее. При частоте вращения ротора n = 50 с–1, которая наиболее приемлема для безредук- торной схемы выполнения активной турбины, средний диаметр 1-й ступени достигает 1,85 м, последней – 1,9 м (рис. 2), что приводит к увеличению массы ротора, статора и тур- бины в целом. Расположение рабочей лопатки на большем радиусе, при ее практически равной длине с остальными вариантами, вызывает повышенные напряжения в хвостовике лопатки и в диске, что приводит к снижению коэффициента запаса прочности указанных элементов. В то же время расчетное исследование показало, что при частоте вращения ротора n = 50 с–1 высота лопаток 1-й ступени становится меньше допустимой (выходит на уровень 10–12 мм при минимальном значении угла выхода α1 = β2 = 11°), что является причиной по- ниженного значения КПД (ηu = 0,857) по сравнению с остальными ступенями (ηu = 0,885). ηu 50 100 150 200 n, с–1 0,81 0,82 0,83 0,84 0,85 0,86 0,87 N, МВт 50 100 150 200 n, с–1 28 29 30 31 32 а) б) Рис. 3. Изменение окружного КПД и мощности пиковой турбины в диапазоне изменения частот вращения ротора от 50 до 200 с–1: а) – окружной КПД; б) – мощность; ───── – активная ПЧ; ─ ─ ─ ─ – реактивная ПЧ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЕ МАШИНОСТРОЕНИЕ ISSN 0131–2928. Пробл. машиностроения, 2012, Т. 15, № 1 20 Потери энергии с выходной скоростью последней ступени при этом почти на 5% отличают- ся от оптимального значения. Мощность турбины на венце N = 30680 кВт. С учетом увеличения средних диаметров ступеней, удлинения ротора и снижения его критической частоты вариант конструкции пиковой турбины с активной проточной ча- стью при частоте вращения ротора n = 50 с–1 (3000 об/мин) признан неконструктивным и для дальнейшей проработки нецелесообразным. Тепловой расчет проточной части пиковой турбины, имеющей частоту вращения ро- тора n = 100 с–1, показал, что те недостатки, которые имеет турбина при n = 50 с–1, могут быть частично устранены – КПД (ηu) по ступеням выровнен; высота лопаток 1-й ступени увеличилась приблизительно в 1,5 раза, средний диаметр ступеней уменьшился практически вдвое. КПД турбины при n = 100 с-1 вырос по сравнению с предыдущим вариантом (при n = 50 с-1) до ηu = 0,8762, мощность увеличилась на 668 кВт, т.е возросла до N = 31348 кВт. Дальнейшее повышение частоты вращения ротора (см. рис. 3) при некотором уменьшении средних диаметров ступеней и практически постоянной высоте рабочей лопат- ки последней ступени не привело ни к увеличению КПД турбины (ηu = 0,868 при n = 150 с–1 и ηu = 0,8215 при n = 200 с–1), ни к повышению мощности (N = 31072 и N = 29340 кВт). Сни- жение окружного КПД проточной части и мощности произошло за счет увеличения потерь энергии с выходной скоростью ПС. Таким образом, для пиковой турбины с активной проточной частью при выбранной степени реактивности, равной ρср = 0,2 на среднем диаметре (что обеспечивает положитель- ную степень реактивности в корневых сечениях всех ступеней), имеется оптимум по КПД и мощности, который отвечает частоте вращения ротора n = 100 с–1, т. е. удвоенной частоте тока в сети. Ступени активной турбины являются высоконагруженными, и их количество снизилось до четырех ступеней, что позволяет в ней применить ротор жесткой конструкции. Оценка надежности и маневренности пиковой турбины с такой частотой вращения ротора может быть выполнена после разработки ее конструкции. Поступенчатый тепловой расчет пиковой турбины при n = 100 с–1 с реактивной про- точной частью был проведен при классическом уровне степени реактивности – ρср = 0,5 для всех ступеней. Поскольку наблюдалось повышение характеристического числа u/с0 от 0,66 до 0,69, было решено использовать в реактивной турбине менее нагруженные турбинные ступени, что привело к увеличению их числа до семи (в активной – число ступеней равня- лось 4). Снижение нагрузки на ступень вызвало уменьшение потерь кинетической энергии с выходной скоростью и выравниванию окружного КПД ηu по ступеням. Результаты расчетного исследования проточной части пиковой турбины с реактив- ным облопачиванием, приведенные на рис. 3, показали: максимальное значение окружного КПД (ηu = 0,8646) достигается при частоте вращения ротора, равной n = 150 с–1 (9000 об/мин). Оно на 1,24% ниже, чем КПД на венце пиковой турбины с активной проточ- ной частью ( 8762,0акт u =η ) при n = 100 с–1 (6000 об/мин). В то же время за счет уменьшения потерь кинетической энергии с выходной скоростью мощность пиковой турбины с реактив- ным облопачиванием при оптимальной частоте вращения ротора (n = 150 с–1) соизмерима с мощностью пиковой турбины с активным облопачиванием при оптимальной частоте враще- ния ротора n = 100 с–1 (Nреак = 31375 кВт, Nакт = 31348 кВт). Геометрические размеры ступеней, определяющие габариты турбины, наряду с чис- лом ступеней, показывают, что при реактивном облопачивании наружный диаметр проточ- ной части по последней ступени на 52 мм меньше, чем при активном, а рабочая лопатка по- следней ступени короче на 16 мм. Однако повышенная частота вращения создает центро- бежную силу лопатки примерно на 30% больше центробежной силы рабочей лопатки по- следней ступени пиковой турбины с активным облопачиванием проточной части. Что каса- ется КПД и мощности, то активная турбина при частоте вращения ротора n = 100 с–1 и реак- тивная при n = 150 с–1 достаточно близки по энергетическим показателям. Поэтому при при- ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЕ МАШИНОСТРОЕНИЕ ISSN 0131–2928. Пробл. машиностроения, 2012, Т. 15, № 1 21 нятии решения о выборе типа турбины необходимо было учесть ограничения более высоко- го иерархического уровня, в данном случае – ограничения, связанные с прочностью лопаток рабочих колес. Для оценки уровня надежности лопаточного аппарата активной и реактивной пико- вых турбин проведено расчетное исследование по оценке напряжений растяжения и изгиба рабочих лопаток ПЧ, которые определялись по приближенным формулам, используемым при проектировании авиационных двигателей [3]. Напряжения растяжения в корневом сечении рабочих лопаток (σр) и напряжения из- гиба (σиз) определялись по следующим оценочным формулам: Φ⋅⋅⋅ρ=σ l d u cp 2 p 2 , (4) mincp из zn2 Id lN ⋅⋅⋅π ⋅η⋅ =σ . (5) Здесь σр – напряжение растяжения, Н/м2; ρ – плотность материала, кг/м3; u – окружная ско- рость, м/с; l – высота лопатки, м; Ф – коэффициент формы лопатки, который представляет собой отношение площади периферийного сечения лопатки к корневому Φ = fп/fк (для ло- патки постоянного сечения равен 1); σиз – напряжение изгиба, Н/м2; N – мощность ступени, Вт; η – КПД ступени; n – частота вращения ротора, с–1; z – число лопаток, шт.; Imin – мини- мальный момент инерции лопатки в корневом сечении, см4. Исходные данные для расчета прочностных характеристик рабочих лопаток приве- дены в табл. 1, 2. Материал рабочих лопаток – сплав ЭИ-802, плотность которого ρ = 7900 кг/м3, предел прочности σ = 580 МПа при температуре 773 К. Допустимые напря- жения изгиба приняты в диапазоне от 20 до 50 МПа в зависимости от конкретных условий функционирования рабочих лопаток [4]. Результаты расчетов прочностных характеристик рабочих лопаток последних ступеней пиковых турбин активного и реактивного типов по формулам (4) и (5) приведены в табл. 3, анализ которых показывает, что при практически равных значениях КПД и мощности (рис. 3) активной турбины с n = 100 с–1 и реактивной с n = 150 с–1 активная турбина имеет примерно в 1,8 раза более низкие напряжения от дейст- вия центробежных сил и примерно в ∼1,18 раза ниже напряжения изгиба, т. е. запасы проч- ности рабочих лопаток для пиковой турбины с активным облопачиванием можно обеспе- чить конструктивно более простыми и технологически хорошо освоенными способами. Таблица 1. Исходные данные для оценки прочностных характеристик рабочих лопаток активной турбины при частоте вращения ротора n = 100 с–1 Параметры Номер ступени N, кВт u, м/с dcp, м l, м Z, шт. W2min, см3 I 7476 273 0,870 0,035 164 0,225 II 7889 283,5 0,903 0,068 170 0,225 III 7922 292 0,930 0,095 175 0,225 IV 8030 303 0,965 0,130 189 0,234 Таблица 2. Исходные данные для оценки прочностных характеристик рабочих лопаток реактивной турбины при частоте вращения ротора n = 150 с-1 Параметры Номер ступени N, кВт u, м/с dcp, м l, м Z, шт. W2min, см3 I 6760 371,0 0,788 0,038 39 0,450 II 7487 383,4 0,814 0,064 37 0,450 III 7867 395,6 0,840 0,090 38 0,575 IV 8800 407,4 0,865 0,115 39 0,333 ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЕ МАШИНОСТРОЕНИЕ ISSN 0131–2928. Пробл. машиностроения, 2012, Т. 15, № 1 22 Таблица 3. Напряжения растяжения и изгиба в корневом сечении рабочих лопаток активной и реактивной пиковых турбин Номер ступени I II III IV Параметр Активная турбина, n = 100 с–1 σр, МПа 47,4 95,5 128 195 σиз, МПа 9,7 18,4 24,3 39 Реактивная турбина, n = 150 с–1 σр, МПа 105 182,6 265 349 σиз, МПа 19,7 37,5 41,0 46 В результате проведенного анализа технико-экономических, термогазодинамических и прочностных характеристик элементов пиковой турбины с активной и реактивной проточ- ной частью для конструктивной проработки выбран вариант пиковой турбины с активной проточной частью, включающей четыре ступени давления при частоте вращения ротора n = 100 с–1 (6000 об/мин). Литература 1. Пат. на корисну модель 38824 Україна, МПК F01K 7/00, F01К 17/00. Спосіб створення пікової потужності на енергоблоках теплових електростанцій/ Ю. М. Мацевитий, В. В. Соловей, В. М. Го- лощапов [та ін.]; власник Інститут проблем машинобудування НАН України. – № u200807790; за- явл. 09.06.08; опубл. 16.01.09, Бюл. № 2. 2. Щегляев А. В. Паровые турбины / А. В. Щегляев. – М.: Энергия, 1996. – 368 с. 3. Локай В. И. Газовые турбины двигателей летательных аппаратов / В. И. Локай, М. К. Максутова, В. А. Стрункин. – М.: Машиностроение, 1991. – 512 с. 4. Прочность паровых турбин / Под ред. акад. Л. А. Шубенко-Шубина. – М.: Машиностроение, 1973. – 456 с. Поступила в редакцию 09.01.12

Ähnliche Einträge