РЕШЕНИЕ ПРОБЛЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ПЕРВОЙ СТУПЕНИ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ , РАБОТАЮЩЕЙ НА СУПЕРСВЕРХКРИТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРАХ ПАРА

АННОТАЦИЯ

Разработано и предложено конструктивное решение по охлаждению сопловых лопаток первой ступени паровой турбины, работающей при параметрах пара выше сверхкритических. В данной работе авторами предложена капиллярно-пористая система, которая работает по принципу замкнутой испарительно-конденсационной схемы. Приведены чертежи системы охлаждения. Произведен расчет испарительной и конденсационной части.

Ключевые слова: проблема охлаждения, капиллярно-пористая система, коэффициент теплообмена, конструктивное решение, модель диафрагмы, сопловые лопатки.

Повышение начальных параметров паровых турбин является наиболее эффективным способом получения более высоких показателей КПД и энергоэффективности современных блоков, поэтому на сегодняшний день ведется активная работа по внедрению энергоблоков с параметрами пара выше сверхкритических. Основной проблемой таких блоков является охлаждение диафрагмы регулирующей ступени, которая подвергается значительным тепло-гидравлическим ударам (термомеханическим напряжениям).

В современных тепловых энергетических установках для решения данной проблемы используются капиллярно-пористые материалы. Подробно свойства и модель капиллярно-пористой структуры системы охлаждения описаны в источнике [1, 2], что эффективнее, чем в [3, 4].

История и проблемы создания охлаждаемых паровых турбин поэтапно расписаны в [3, 4] . Система охлаждения в данной работе рассмотрена на примере энергоблока СКР-100 (Р-100-300) , работающего  на параметрах пара выше сверхкритических. Данную турбину решено было делать двухцилиндровой: цилиндр сверхвысокого давления (ЦСВД) и совмещённый цилиндр высокого и среднего давления (ЦВСД). Все проблемы, связанные с необычно высокими начальными параметрами, локализовались в первом из них. Его основной вариант предусматривал охлаждение ротора и внутреннего корпуса.

В данной работе авторами предложена капиллярно-пористая система, которая работает по принципу замкнутой испарительно-конденсационной схемы.

Система представлена в виде кольца (тепловой трубки с капиллярно-пористой структурой), внутренняя часть которого выступает в качестве испарителя и примыкает к соплам, а наружная – конденсатора, который охлаждается холодоносителем.

Давление внутри кольца испарителя принимаем Р_н=100 бар, откуда температура насыщения t_п=311,97°С. Обычно перепад температуры в испарителе, как и в конденсаторе, не превышает 5...10°С, поэтому

Рисунок 1. Модель диафрагмы. 1- вал; 2- сопловые лопатки; 3-обод диафрагмы; 4- бандажная лента; 5- тело диафрагмы.

предварительно можно выбрать температуру стенки испарителя, которую в дальнейшем уточним расчетом:

t_ст.исп = (5…10)+ t_п =5+311,97=316,9°С.

Задаемся величиной теплового потока q_и= 10⁵ Вт/м², откуда находим коэффициент теплообмена в испарителе:

Для точного расчета коэффициента теплообмена в испарителе тепловой трубы будем использовать критериальное уравнение, полученное и проверенное в результате многочисленных экспериментов (Сасин В.Я.)

где - число Стантона  ;

 -удельный расход жидкости

;

- плотность жидкости кг/м³;

- изобарная теплоемкость жидкости кДж/(кг*К);

-поверхность испарителя тепловой трубы

;

 – длина обогреваемой зоны  _;

ε- пористость структуры (ε=0,7);

 - площадь поперечного сечения фитиля

;

;

 – толщина стенки, равная 1×10^-3м;

r- теплота парообразования, Дж/кг;

Pr_ж – критерий Прандтля

;

- коэффициент кинематической вязкости жидкости, м²/с;

-коэффициент температуропроводности жидкости, м²/с;

 - параметр фитиля

;

b_г=0,15*10^-3 м -  гидравлический диаметр фитиля;

к=1,5* 10^-10 м² - коэффициент проницаемости фитиля;

b_опт=0,14*10^-3  м; n=4,25 (b_г< b_опт); n=-0,43 (b_г> b_опт);

 - критерий давления

;

- средняя скорость пара

;

- критерий Рейнольдса

.

Далее, по найденным значениям из критериального уравнения определяем число Стантона

Определив число Стантона St_u находим величину коэффициента теплообмена в испарителе тепловой трубы

  Вт/(м^2*К).

Расхождение коэффициента теплообмена с принятой величиной составляет 16,42%. Для получения подобного результата необходимо было снизить величину теплового потока с 10⁶ до 10⁵ Вт/м²К, а также увеличить значение гидравлического диаметра фитиля.

Уточняем t_ст.исп

 °С.

Далее проведем расчет зоны конденсации (наружная часть).

Поскольку  t_ст.к неизвестна, принимаем ее ориентировочно на (5...10) °С меньше, чем t_п с последующим уточнением (301,9°С). Теплофизические свойства жидкости определяем по

 °С.

При расчете зоны конденсации за основу берем критериальное уравнение (Шелгинский А.Я.)

,

где - число Стантона  ;

 -удельный расход жидкости;

 Вт/(м²*К);

 – сечение парового потока

 м²;

  м;

 – сечение парового потока

 м²;

 – тепловой поток

 ;

.

Для    n=0,48 ;  с=3,5 * 10³.

Критерий Кирпичева

- критерий Рейнольдса

Далее, по найденным значениям из критериального уравнения определяем число Стантона

Уточняем величину коэффициента теплообмена в конденсаторе тепловой трубы

  Вт/м²К

Расхождение коэффициента теплообмена с принятой величиной составляет 3,7%.

Уточняем t_ст.исп

°С.

Так как ( °С расчет считаем законченным.

Рисунок 2. Замкнутая испарительно-конденсационная система охлаждения сопловых лопаток . 1- обод диафрагмы, 2- профильная часть лопатки, 3- глухие каналы в лопатке, 4- каналы охлаждения в теле диафрагмы, 5- радиатор-холодильник, 6- первичный охладитель (пар),7-тело диафрагмы, 8 -капиллярно-пористая структура

Рисунок 3. Канал в виде межлопаточного пространства 1- капиллярно-пористая структура, 2-корытце лопатки,3- спинка лопатки. q- удельный тепловой поток

Вывод:

1. Предложено конструктивное решение по охлаждению сопловых лопаток первой ступени паровой турбины, работающей при нестандартных закритических параметрах.
2. Рассмотрена модель диафрагмы для разработки системы охлаждения (Рисунок 1).
3. Разработана замкнутая испарительно-конденсационная система охлаждения сопловых лопаток (Рисунок 2).
4. Представлена капиллярно-пористая система охлаждения в полой части сопловых лопаток (Рисунок 3).
5. Произведен расчет зон испарения и конденсации, выбран гидравлический диаметр ячейки 0,15 * 10^-3 м, толщина сетчатой структуры 0,75 * 10^-3 м.

Таким образом, предложенная система может быть использована при проектировании новых конструкций турбин, работающих на параметрах выше сверхкритических (температура пара больше 570 ⁰C). Приведенные расчеты подтверждают целесообразность конструктивного решения, разработка и усовершенствование системы охлаждения [5] выгоднее, чем подбор металла с более совершенными и дорогостоящими характеристиками.

Список литературы:

1. А.А. Генбач. Нагнетатели и тепловые двигатели. Переходные режимы работы турбомашин ТЭС (нестационарный теплообмен в турбомашинах). Конспект лекций по дисциплине для студентов специальности 5В071700 – Теплоэнергетика.
2. Генбач А.А., Бондарцев Д.Ю. Научная методика создания капиллярно-пористых систем охлаждения для элементов теплоэнергооборудования электростанций. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. Машиностроение, 2019, № 3, с. 89–106. DOI: 10.18698/0236-3941-2019-3-89-106.
3. Аркадьев Б. А. Охлаждение паровых турбин. ISSN 2078-774X. Вісник НТУ «ХПІ». 2015. № 15(1124).
4. Аркадьев Б.А. Проектирование систем охлаждения многоступенчатых турбин // Энергетическое машиностроение. 1967. Вып. 36712. С. 31–34. [НИИИнформтяжмаш.].
5. Поляев В.М., Генбач А.А. Управление теплообменом в пористой структуре. Известия РАН. Энергетика и транспорт, 1992, т. 38, № 6, с. 105–110.