Диссертация (781919), страница 19
Текст из файла (страница 19)
С целью снижениятолщин стенок корпуса и улучшения маневренных характеристик цилиндр также выполняетсядвухкорпусным (рисунок 2.21).Рисунок 2.21 – Конструктивне исполнение совмещенного ЦВСДПри этом стоит отметить, что выполнение всей высокотемпературной части в едином корпусе несколько снижает ремонтопригодность, а также накладывает ограничение на мощностьсовмещенного цилиндра из-за возможности реализации в части среднего давления единственного выхлопа. В связи с тем, что расход свежего пара энергоблока УСКП мощностью 1000 МВтсоставляет 692,5 кг/с, целесообразно выполнить цилиндр среднего давления в двухпоточномисполнении, что делает комопоновочную схему, приведенную на рисунке 2.19 болеепредпочтительной.Базируясь на компоновочной схеме, представленной на рисунке 2.19, разработан конструктивный облик высокотемпературной паровой турбины для энергоблоков с ультрасверхкритическими параметрами пара мощностью 1000 МВт (рисунки 2.22 и 2.23).
Также предложены новыенаучно-технические решения, обеспечивающие высокую эффективность и надежность работытурбоагрегата с УСКП пара, в том числе разработаны турбинные решетки малой относительнойвысоты со сниженными концевыми потерями, конструкция блока стопорно-регулирующихклапанов со сниженным, по сравнению с блоками традиционных конструкций, гидравлическимсопротивлением и низким уровнем пульсаций давления на штоке за счет применения специаль-108ной системы демпфирования.
Результаты исследований, положенные в основу разработки указанных технических решений, подробно изложены в главе 3 настоящей работы.Рисунок 2.22 – Продольный разрез турбины УСКПРисунок 2.23 – 3-D модель турбины УСКПРазработанные конструкции котельного агрегата и высокотемпературной паровой турбиныбыли выбраны в качестве базы для разработки моделей оценки металлозатрат и стоимости создания основного оборудования высокотемпературных энергетических комплексов. Подробномодели оценки стоимости и результаты моделирования описаны в главе 5 настоящей работы.На основе полученных моделей оценки стоимости были определены изменения в структурезатрат на сооружение энергоблоков при осуществлении перехода от сверхкритических к ультрасверхкритическим параметрам пара.
Полученные результаты по увеличению стоимости основного и вспомогательного оборудования представлены на рисунке 2.24. При этом приростстоимости происходит за счет удорожания главных паропроводов, парой турбины, вспомогательного оборудования, а также котельного агрегата, стоимость которого увеличивается более109чем в два раза. Таким образом, снизить стоимость энергоблока с целью повышения его конкурентоспособности возможно за счет разработки технических решений, обеспечивающихКапмтальные затраты на строительство,млрд руб.уменьшение доли жаропрочных дорогостоящих материалов.1614121086420ГлавныепаропроводыПаровая турбина Котльный агрегат ВспомогательноеоборудованиеПрирост капзатрат при переходе с СКП на УСКПКапзатраты на строительство блока СКПРисунок 2.24 – Увеличение стоимости оборудования энергоблока при переходе к УСКП2.2 Исследование тепловых схем энергоустановок с охлаждаемыми паровыми турбинамиРост начальных параметров на входе в паровую турбину можно обеспечить как за счетприменения жаропрочных сплавов, так и за счет создания системы охлаждения высокотемпературных элементов.
Первый подход сопряжен с ростом капитальных затрат на турбину, второй –со снижением мощности турбины вследствие потерь, связанных с ее охлаждением.В газовых турбинах охлаждается вал, диски ротора и корпус. При этом основной расходхладагента идет на охлаждение сопловых и рабочих лопаток. Соответственно, наибольшее влияние на изменение мощности вносится системой охлаждения данных элементов. Аналогичныйрезультат можно ожидать и для охлаждаемых паровых турбин.Для проведения моделирования тепловых схем паротурбинных энергоблоков с высокотемпературными паровыми турбинами с охлаждаемыми элементами проточной части была разработана математическая модель охлаждаемого отсека, которая позволяет определять его мощность Nохл.отс и относительный расход на охлаждение отсека Ψ. Исходными данными являютсярасход рабочей среды на входе в охлаждаемый отсек G0, температура хладагента на входе вохлаждаемые каналы tхлад.вх, максимально допустимая температура металла лопаток tмет.внеш,110температура рабочей среды на входе в охлаждаемый отсек t0.
Зависимыми переменными являются относительный расход на охлаждение отсека Ψ и абсолютная мощность охлаждаемого отсека Nохл.отс.На рисунке 2.25 представлена разработанная схема отсека паровой турбины с конвективным охлаждением лопаток статора и ротора. Высокотемпературная среда направляется в отсекпри температуре t0. Для охлаждения лопаток используется рабочая среда с температурой tхлад идавлением pхлад, раздающаяся из распределительного коллектора по ступеням турбины.
Охладив лопатки, суммарный поток хладагента направляется в проточную часть непосредственно занеохлаждаемым отсеком. В результате происходит смешение хладагента с рабочей средой навыходе из охлаждаемого отсека и дальнейшее расширение смеси в неохлаждаемом отсеке паровой турбины.Рисунок 2.25 – Схема охлаждаемого отсека паровой турбиныВ основе разработанной математической модели охлаждаемого отсека паровой турбинылежит методика расчета охлаждаемой ступени, описанная в [246, 247, 248]. На первом этапепроизводится одномерный расчет паровой турбины согласно методике, описанной в [111].Результаты расчетов неохлаждаемой турбины являются исходными данными для определения расходов на охлаждение сопловых и рабочих лопаток высокотемпературных ступеней. Количество охлаждаемый ступеней определяется из необходимости выполнения условия (2.1).мет.внешраб.ср , где tмет.внеш – максимальная температура наружной поверхности металла лопатки, °С;tраб.ср – температура рабочей среды на входе в решетку, °С.(2.1)111Относительный расход на охлаждение решетки (сопловой или рабочей) Ψ определялся поформуле (2.2).Ψхладхлад1∙ηвнутр ∙ 1ε, (2.2)где Gхлад – расход хладагента на решетку, кг/с;G0 – расход рабочей среды на входе в решетку, кг/с;Kхлад – коэффициент хладагента;B – число Био;ε0 – коэффициент эффективности охлаждения лопаток;ηвнутр – коэффициент эффективности конвективного охлаждения.Коэффициент эффективности охлаждения лопаток определялся из соотношения (2.3).мет.внешεхлад.вх, (2.3)где t0 – температура рабочей среды на входе в решетку, °С;tхлад.вх – температура хладагента на входе в охлаждающие каналы лопаток, °С.Коэффициент эффективности конвективного охлаждения определяется по формуле (2.4).ηвнутрхлад.выххлад.вхмет.внутрхлад.вх, (2.4)где tмет.внутр – температура внутренней поверхности охлаждающего канала, °С;tхлад.вых – температура хладагента на выходе из охлаждающего канала, °С.Коэффициент хладагента определялся из соотношения (2.5).хлад1α ∙пов.лопвых.сеч∙р.раб.срр.хлад∙ St раб.ср , (2.5)где α – конструктивный фактор, равный отношению площади торцевой поверхности канала решетки к площади поверхности лопатки;Aпов.лоп – площадь поверхности лопатки, м2;Aвых.сеч – площадь выходного сечения канала решетки, м2;Cр.раб.ср – изобарная теплоемкость рабочей среды, кДж/(кг·К);Cр.хлад – изобарная теплоемкость хладагента, кДж/(кг·К);Stраб.ср – число Стэнтона.112Следует отметить, что разработанная математическая модель охлаждаемого отсека паровойтурбины имеет ограниченную область применения и справедлива лишь для предельных температур поверхности лопаток tмет.внеш в диапазоне от 600 до 900 °С и температур хладагента tхлад.вхв диапазоне от 200 до 400 °С, что применимо для решаемой задачи.При разработке математической модели охлаждаемого отсека паровой турбины были сделаны следующие допущения.
Во-первых, все лопатки имеют конвективную систему охлаждения. Соответственно, разность между температурами рабочей среды на входе в решетку и максимальной температурой лопатки не должна превышать 250-300 °С: Δt = t0 – tмет.внеш ≤ 300 °С.Указанное допущение не влияет на точность расчета, а лишь ограничивает область применимости модели. Во-вторых, процесс смешения основного потока рабочей среды и суммарного потока хладагента протекает с нулевыми потерями: диссипация энергии равна нулю.
Данное допущение несколько завышает мощность неохлаждаемого отсека.В отличие от газовых турбин, рабочей средой и хладагентом паровой турбины является водяной пар. Соответственно, важно оценить влияние нового типа хладагента на величину расчетных коэффициентов. Поэтому в данной работе произведена оценка влияния физическихсвойств водяного пара на коэффициент хладагента Кхлад, значение которого при расчете газовыхтурбин принимается равным 0,045 [245].При сравнении указанного коэффициента для охлаждаемой паровой турбины и газовойтурбины важно учитывать, что теплоемкость воды и водяного пара сильно зависит как от температуры, так и от давления (рисунок 2.26), а для газа – лишь незначительно зависит от температуры (рисунок 2.27). Поэтому выбор термодинамических параметров хладагента сильно влияет на соотношение теплоемкостей рабочей среды и хладагента для охлаждаемой паровой турбины и, как следствие, на расход хладагента, требуемый для охлаждения.При температуре хладагента, равной 200-300 °C, увеличение давления до 10 МПа сопровождается уменьшением коэффициента хладагента (рисунок 2.28).
Дальнейший рост давленияхладагента для указанного диапазона температур не оказывает влияние на коэффициент хладагента. При температуре хладагента, равной 400 °C, коэффициент хладагента линейно снижаетсяс увеличением давления до 30 МПа, а затем снова возрастает.Важным фактором является зависимость коэффициента хладагента от числа Стэнтона, которое в свою очередь во многом определяется плотностью рабочей среды. Учитывая тот факт,что расширение в паровой турбине сопровождается значительным снижением плотности, расход хладагента зависит от уровня давления в проточной части.Итоговый график, отражающий влияние термодинамических параметров водяного хладагента на относительный расход рабочей среды на решетку ступени, приведен на рисунке 2.29.Анализ приведенных зависимостей позволяет прийти к выводу, что тип хладагента и его термо-113динамические параметры оказывают значительное влияние на эффективность системы охлаждения.
Учитывая данный вывод, выбор подходящего источника охлаждающего пара и, соответственно, его термодинамических параметров является актуальной задачей при разработкеохлаждаемых паротурбинных энергоблоков.Удельная изобарная теплоемкостьрабочей среды, кДж/(кг·К)2520151050300350400450500550600650700750800Температура рабочей среды, °Сp, МПа:0,11102025303540Рисунок 2.26 – Влияние температуры воды на удельную изобарную теплоемкость при различных давленияхУдельная изобарная теплоемкостьрабочей среды, кДж/(кг·К)1,251,201,151,101,051,001003005007009001100Температура рабочей среды, °Сp, МПа:0,1130015002Рисунок 2.27 – Влияние температуры воздуха на удельную изобарную теплоемкость при различных давлениях114Коэффициент хладагента0,0060,0050,0040,0030,0020,0010,00005tхлад, °C:1015pхлад, МПа20025020253003503035400Рисунок 2.28 – Влияние давления охлаждающего пара на коэффициент хладагента при различных температурах охлаждающего пара на входе в охлаждающие каналы лопатокОтносительный расходхладагента, %0,50,40,30,20,10,005tхлад, °C:10152025Давление хладагента, МПа2002503003503035400Рисунок 2.29 – Влияние давления охлаждающего пара на относительный расход хладагента приразличных температурах охлаждающего пара на входе в охлаждающие каналы лопатокУвеличение температуры на входе в охлаждаемый отсек для заданного материала и фиксированной температуры хладагента приводит к росту относительного расхода на охлаждение отсека (рисунок 2.30).
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
