«ЛИСЯНСКИЙ АЛЕКСАНДР СТЕПАНОВИЧ РАЗРАБОТКА МОЩНЫХ ПАРОВЫХ ТУРБИН ДЛЯ БЫСТРОХОДНОЙ ЭНЕРГОТЕХНОЛОГИИ АЭС Специальность 05.04.12 Турбомашины и комбинированные турбоустановки Диссертация на соискание ученой степени доктора ...»

При выполнении указанных исследований было установлено значительное влияние гидростатических камер, расположенных в центральной зоне рабочей поверхности вкладыша, на его несущую способность и температуру баббита, особенно при высоких удельных нагрузках. Так, при удельных нагрузках 2,8 – 3 МПа температура баббита в опорном подшипнике диаметром 600 мм с центральным расположением камер достигала 95 – 97 °С.

Рисунок 3.34 – Зависимости расхода масла и всплытия вала от давления в системе гидроподъема для различных вариантов расположения камер в подшипнике V – VIII – варианты положения камер в подшипнике согласно рисунку 3. При смещении (переносе) камер ближе к торцам рабочей поверхности 2,8 – 3,0 МПа была снижена на 7 – 8°С (рисунок 3.34 – 3.35), что было гидродинамического клина и, соответственно, повышением несущей способности и увеличением всплытия вала в подшипнике (вариант VIII, рисунок 3.31 з).

В результате поэтапной экспериментальной отработки при исследованиях были расположение гидростатических камер (рисунок 3.31, вариант VIII) для крупногабаритных вкладышей мощных паровых турбин [123-125].

Рисунок 3.35 – Зависимости расхода масла и всплытия вала от давления в системе гидроподъема для различных вариантов расположения камер в подшипнике V – VIII – варианты положения камер в подшипнике согласно рисунку 3. В результате испытаний такой системы ГПВ в опорных подшипниках диаметром 620 мм паровой турбины К-1000-60/3000-3 для АЭС «Бушер» на сборочно-испытательном стенде ОАО «Силовые машины» было установлено, что при удельных нагрузках 2,0 – 2,2 МПа заметно возрастает всплытие вала в подшипниках. По сравнению с исходной величиной всплытия вала при 5-ти камерной схеме расположения камер (вариант V) при новой системе ГПВ всплытие вала было увеличено на 25 – 50 %.

Следует также отметить, что применение в новой системе ГПВ раздельного подвода масла высокого давления с обеих сторон вкладыша позволяет при перекосах вкладышей относительно вала регулировать индивидуально с каждой стороны вкладыша давление и расход масла, и кроме того оптимизировать рабочие параметры системы ГПВ.

Разработка новой схемы подвода масла в подшипнике Подвод масла непосредственно в гидродинамический клин за счет выполнения канала по направлению вращения вала в сочетание с профилированной эксцентричной расточкой (маслораздаточным карманом) был ранее внедрен в большинстве подшипников мощных паровых турбин производства ОАО «Силовые машины» [63,114].

На РБС «Шенк» были проведены сравнительные испытания вкладышей диаметром 620 мм, а именно – штатного вкладыша с подводом масла, выполненного под углом к плоскости разъема по направлению вращения вала и опытного вкладыша с новым исполнением подвода масла (рисунок 3.22 г) в нижнюю половину (по касательной относительно поверхности вала и по направлению его вращения).

При одинаковых условиях работы и удельных нагрузках 1,6 МПа, температура баббита опытного вкладыша с новым подводом масла на номинальной частоте вращения вала не превышала 70°С, а в штатном вкладыше температура баббита составляла 76 – 78°C. Эффективность нового подвода смазки подтверждена и результатами испытаний опытного вкладыша при удельных нагрузках 2 – 3, МПа, а также данными эксплуатации модернизированных подшипников диаметром 450мм в паровой турбине К-200-12,8 на ТЭС «Матра» (Венгрия), работающих при удельных нагрузках 2,1 – 2,2 МПа [108].

Траектория всплытия и расположение вала в новой конструкции подшипника (рисунок 3.22 е) при удельных нагрузках 1,8 – 2,0 МПа и частотах вращения вала 25 – 50 с-1 отличается от траектории всплытия и расположения вала в подшипниках других конструкций (всплытие вала – близкое к вертикальному).

Это обусловлено внедрением комплекса отработанных конструктивных элементов и скорректированной геометрии расточки рабочей поверхности подшипника.

На номинальной частоте вращения вала 50 с-1 при удельных нагрузках 2,8 – 3,0 МПа достаточное всплытие вала в вертикальном направлении в таком подшипнике обеспечило температуру баббита, не превыщающую 90°С. При этом потери мощности на трение в подшипнике в диапазоне значений относительной ширины рабочей поверхности 0,55 – 0,88 составили 250 – 400 кВт, а расход масла 350 – 500 л/мин, что является достаточно хорошими показателями для тяжелонагруженных крупногабаритных подшипников мощных паровых турбин.

Согласно результатам исследований опытных вкладышей была разработана и внедрена усовершенствованная конструкция крупногабаритного подшипника повышенной надежности и экономичности [125,126].

Разработанный подшипник (рисунок 3.36) состоит из верхней 1 и нижней обойм, из верхнего 3 и нижнего 4 полувкладышей, имеющих взаимно сопряженные опорные сферические поверхности, выполненные с зазором, к которым через гидростатические карманы и отверстия 5 в нижней обойме организован подвод масла высокого давления 6.

Основной подвод смазки в подшипник осуществлен через отверстие и полукольцевой канал 7 в верхнем полувкладыше, а также через каналы в нижнем полувкладыше под углом к горизонтальной плоскости по касательной к валу и по направлению его вращения непосредственно в маслораздаточный карман на рабочей поверхности вкладыша (по аналогии с конструкцией вкладыша на рисунке 3.22 д).

Дополнительный отвод отработанной смазки выполнены в нижнем и верхнем полувкладышах за счет эксцентричных расточек по подобию с конструкцией опытного вкладыша (рисунок 3.22 е).

Гидростатический подъем вала в подшипнике (рисунок 3.22 в) обеспечивался шестью камерами, расположенных симметрично с двух сторон на краях рабочей поверхности (по 3 камеры с каждой стороны). Подвод масла высокого давления к камерам нижнего полувкладыша через каналы 7 выполнен раздельно с обоих торцов вкладыша.

Подвижность и соответственно самоустановка вкладыша относительно вала в осевом направлении при возможных перекосах опор и тепловых расцентровках валопровода турбоагрегата обеспечивалась взаимно сопряженными сферическими поверхностями вкладыша и обоймы с оптимальным зазором между ними, а также подачей масла высокого давления.

При испытаниях паровой турбины К-1000-60/3000-3 для АЭС «Бушер» на сборочном-испытательном стенде (СИС) при перекосах опор 0,08 мм/м относительно вала на частоте вращения 400 – 600 об/мин подача масла высокого давления к опорной сферической поверхности позволила восстановить параллельность рабочей поверхности одного из вкладышей относительно вала в осевом направлении. При этом разность температур с двух сторон вкладыша составляла 2 – 3°С, а разность зазоров между вкладышем и валом – 0,01 мм. На максимально достигнутой частоте вращения валопровода турбины 2850 об/мин температура баббита вкладышей при расчетных удельных нагрузках 2 – 2,2 МПа не превышала 80°С, а всплытие вала в вертикальном направлении в среднем составило 0,30 – 0,32 мм. При работе турбины в режиме ВПУ всплытие вала в подшипниках было равным 0,1 – 0,15 мм. Вибрация опор турбоагрегата на частоте вращения 2850 об/мин не превышала 1,5 мм/сек, а вибрация вала 80 мкм.

В тоже время ранее при испытаниях этого вкладыша на РБС «Шенк» при перекосах опор 0,06– 0,07 мм/м относительно вала на частотах 1000 – 1300 об/мин подача масла высокого давления позволяла не только мгновенно восстанавливать параллельность поверхности опорного вкладыша новой конструкции, но и снизить в 1,5 – 2 раза уровень вибрации при прохождении критических частот валопровода, что являлось подтверждением высоких демпфирующих свойств и перспективности использования такой конструкции подшипника для изготавливаемых ОАО «Силовые машины» мощных паровых турбинах.

Рисунок 3.36 – Новая конструкция опорного подшипника п/т К-1000-60/3000- 1 - бугель вкладыша, 2 - гидроподъем сферы, 3,4 - верхняя и нижняя половины а) – многоопорная конструкция опирания валопровода, б) – малоопорная конструкция опирания валопровода Опыт эксплуатации подшипника новой конструкции в турбине В 2011 году на АЭС «Бушер» состоялись первые пуски турбоагрегата с турбиной К-1000-60/3000-3. С учетом первых пусков, а также на основании результатов экспериментальной отработки подшипников, было принято решение при пусках турбины вплоть до нагрузки 290 МВт оставлять в работе насосы гидроподъема сферы. Это позволило максимально выровнять температуры баббита опорной части подшипников, а также улучшить вибрационное состояние турбоагрегата как при прохождении критических частот, так и при номинальном режиме работы. Ниже, на рисунке 3.38 приведены значения основных тепломеханических величин.

Рисунок 3.38 – Видеокадр тепломеханических величин с блочного щита управления т/а К-1000-60/3000-3 АЭС «Бушер» (Иран) повышенных удельных нагрузках и температура баббита не превышает 82°С, разница температур баббита подшипников не превышает 5°С.

Таким образом, своевременная разработка и внедрение новой конструкции крупногабаритного опорного подшипника с повышенным демпфированием и надежной самоустановкой относительно вала при перекосах опор, позволило успешно ввести в эксплуатацию паровую турбину К-1000-60/3000- АЭС «Бушер» (Иран).

экспериментальных данных по несущей способности и надёжности опорных подшипников, по результатам которых разработаны и освоены подшипники с увеличенным уровнем удельных нагрузок и высокой степенью вибронадёжности.

2. Разработаны и нашли практическое применение экспериментальные методы испытаний опорных подшипников на разгонно-балансировочном и сборно-испытательном стендах, что в определённой степени позволило эксплуатационным.

3. Получены результаты экспериментальных исследований вибрационного состояния лопаток последних ступеней в условиях эксплуатации турбин мощностью 1000 МВт с использованием специально разработанной системы контроля, основанной на применении дискретно-фазового метода.

4. Выполнено расчётно-экспериментальное обоснование и внедрена в практику малоопорная конструкция роторов низкого давления в турбинах подшипника, что явилось новым результатом в практике отечественного стационарного энергомашиностроения.

5. Реализован комплекс газодинамических, прочностных, вибрационных исследований и конструкторско-технологических решений, позволивший впервые в отечественной практике разработать и внедрить ступени с направляющими лопатками, выполненными с переменным тангенциальным навалом и обеспечивающими повышение экономичности проточных частей турбин.

6. Получены результаты расчётно-экспериментального обоснования, разработана и внедрена в практику новая конструкция цилиндра низкого давления с пароподводом в нижнюю половину, обеспечивающая высокую экономичность и ремонтопригодность.

ГЛАВА 4 РАСЧЁТНО-КОНСТРУКТОРСКАЯ РАЗРАБОТКА И

ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ПАРОВЫХ ТУРБИН ТИПА

Разработка турбоустановки К-1200-6,8/50 для блоков АЭС-2006 с ВВЭР-1200 осуществлялись в рамках федеральной целевой программы «Развитие атомного энергопромышленного комплекса России на 2007–2010гг. и на перспективу до 2015 года». Головные образцы турбины типа К-1200-6,8/50 были разработаны для условий работы на блоках второй очереди Нововоронежской АЭС-2 (НВАЭС-2) и Ленинградской АЭС-2 (ЛАЭС-2).

Опыт создания турбоустановок типа К-1000-60/3000 с четырьмя ЦНД, а также К-1000-60/3000-2 и К-1000-60/3000-3 с тремя ЦНД, позволили аккумулировать значительный объем эффективных технических решений, обеспечивающих прочную референтную базу при разработке новой турбоустановки мощностью 1200 МВт.

При реализации Программы АЭС-2006 в России, в процессе которой, наряду с ОАО «Силовые машины», были привлечены в части предложений по поставке турбин также фирмы ООО «Альстом Атомэнергомаш», «Siemens AG» и ОАО «Турбоатом», представилась уникальная возможность для проведения сопоставления технических характеристик турбоустановок поставки зарубежных изготовителей между собой и с турбоустановками поставки ОАО «Силовые машины».

В результате, в процессе разработки быстроходной турбины мощностью 1200 МВт ОАО «Силовые машины» впервые было получена достаточно подробная информация по техническим характеристикам тихоходных турбин ведущих зарубежных фирм. Причем, для работы в блоке АЭС с полностью одинаковыми параметрами РУ и другими условиями работы турбоустановки.

Что создавало благоприятные условия при разработке необходимого комплекса НИОКР по созданию быстроходной турбоустановки для АЭС с техническими характеристиками, обеспечивающими повышение границы целесообразного применения быстроходного турбоагрегата, работающего при глубоком вакууме в конденсаторе, с 1060 МВт до 1200 МВт.

Разработка и внедрение ряда новых технических решений по тепловой схеме, и конструкции ЦВД и ЦНД турбины, направленных на существенное повышение экономичности и эксплуатационной надежности турбоустановки, реализованные в настоящей работе, в сочетании с апробированными конструктивными и схемными решениями, позволили решить задачу по созданию быстроходной турбоустановки предельной мощности для АЭС.

4.1 Расчётная оптимизация тепловой схемы новой турбоустановки типа Тепловая схема турбоустановки К-1200-6,8/50 для блоков «АЭС-2006» с ВВЭР-1200 (рисунок 4.1) выполнена на основе тепловой схемы, принятой в турбоустановках К-1000-60/3000, находящихся в эксплуатации на блоках АЭС «Тяньвань» с ВВЭР-1000.

69.34 661. 6461.50 0.50 %

II VI VI

III VII VII

6461.50 226. 0. Условия работы турбоустановки К-1200-6,8/50 на блоках Нововоронежской АЭС-2 (НВАЭС-2) и Ленинградской АЭС-2 (ЛАЭС-2), при одинаковой расчетной температуре охлаждающей воды 200С, имеют отличия по ее расходу, составляющему соответственно 143680 м3/ч и 170000 м3/ч. При этом в данных турбоустановках обеспечивается давление в конденсаторе (среднее для холодной и горячей секций конденсатора) 5,15 кПа и 4,76 кПа, мощность на клеммах генератора составляет 1195,4 МВт и 1198,8 МВт. Параметры пара и воды по всем элементам конструкции турбины и тепловой схемы турбоустановки в условиях рассматриваемых блоков, за исключением незначительных отличий в последних ступенях ЦНД и ПНД-1, практически одинаковы.

На рисунке 4.1 приведены параметры пара и воды, соответствующие баланссхеме турбоустановки для блока №1 ЛАЭС-2.

Тепловая схема турбоустановки К-1200-6,8/50 имеет все характерные особенности тепловых схем, присущие турбоустановкам ОАО «Силовые машины» для АЭС с ВВЭР-1000, начиная с турбоустановки К-1000-60/3000 для АЭС «Тяньвань» (Китай): применение развитой системы регенерации (число ступеней регенерации – семь), наличие одного ПНД смешивающего типа, применение закачки конденсата греющего свежего пара пароперегревателя СПП в тракт питательной воды перед парогенератором.

Отличительной особенностью тепловой схемы турбоустановки К-1200-6,8/ для блоков АЭС с ВВЭР-1200 является применение двухступенчатого промежуточного перегрева пара в СПП отборным из ЦВД паром и свежим паром, вместо одноступенчатого перегрева свежим паром, принятого в схемах турбоустановок мощностью 1000 МВт для блоков с ВВЭР-1000. Такое решение, ввиду существенного преимущества по экономичности, в настоящее время принято в схемах турбоустановок АЭС большой мощности производства всех ведущих турбостроительных фирм.

Конструктивный профиль вспомогательного оборудования турбоустановки, включая ПНД, ПВД, деаэратор, конденсатные и питательные насосы, принят аналогичным применяемому в турбоустановке К-1000-60/3000 для АЭС «Тяньвань» (Китай).

Ввиду важности характеристик оборудования системы промежуточных сепарации и перегрева пара (ПСПП) на технический уровень, включая экономичность и мощность, как турбоустановки, так и блока в целом, выбору данного оборудования турбоустановки К-1200-6,8/50 было уделено особое внимание.

Учитывая, что аппараты СПП являются не отключаемыми при работе турбоустановки (в отличие от многих других видов вспомогательного оборудования турбоустановки), первоочередным требованием ко всем предлагаемым вариантам конструкций СПП является обеспечение высокой эксплуатационной надежности аппарата, базирующейся на проверенных, отработанных технических решениях его отдельных основных узлов.

изготовлением на ОАО «Балтийский завод»), ОАО ВНИИАМ (с изготовлением на ОАО «Балтийский завод» или с привлечением других изготовителей) и ОАО «Балтийский завод» – ЦКТИ» (на основе применения узлов сепаратора и пароперегревателей поставки фирмы «Balke-Durr»). Данная работа была проведена в два этапа: на основе предварительной (2007 г.) и окончательной (2008 г.) версий ИТТ на разработку СПП-1200.

В обоснование требований окончательной версии ИТТ на СПП-1200, проведены вариантные расчёты тепловой схемы турбоустановки по оптимизации характеристик СПП, обеспечивающих максимальное повышение экономичности и мощности турбоустановки.

При переходе от первоначальной версии к окончательной версии ИТТ на СППтребования к основным теплогидравлическим характеристикам подверглись значительному изменению в сторону ужесточения:

влажность пара на выходе из сепаратора – не более 0,5% (требование осталось, как в первоначальной версии ИТТ, но большинство разработчиков, при подаче откорректированных предложений по СПП, снизило данную величину до 0,1 – 0,2 %);

температура нагреваемого пара на выходе из ПП-1 – не менее 213°С (то есть величина недогрева в пароперегревателе первой ступени – не более 14°С, вместо 22 – 24°С в первоначальной версии ИТТ);

температура нагреваемого пара на выходе из ПП-2 – не менее 270°С (то есть величина недогрева в пароперегревателе второй ступени – не более 12°С, вместо 22 – 24°С в первоначальной версии ИТТ);

гидравлическое сопротивление СПП – не более 2,7%, а суммарное сопротивление вместе с предвключенным пленочным сепаратором – не более двухступенчатым перегревом пара должно быть сохранено, как в варианте СПП с одноступенчатым перегревом).

Анализ поступивших предложений по конструкции ПП-1200, выполненных в соответствии с требованиями окончательной версии ИТТ, показал, что из всех конструкций потенциальных изготовителей и поставщиков СПП-1200 только удовлетворяло вышеуказанным требованиям по всем позициям. Особенности конструкции СПП ЗИО, пароперегреватели которых выполнены с кассетами на основе продольно-оребренных трубок, позволили осуществить переход от требований исходной версии ИТТ к окончательной версии ИТТ (с существенно повышенными требованиями к тепло-гидравлическим характеристикам) при сохранении диаметра и умеренном увеличении высоты аппарата.

сопротивления СПП по нагреваемому пару до уровня, принятого в базовом варианте конструкции СПП (2,9%), выполняемом при применении аппарата СПП-1000-1 с одноступенчатым перегревом пара. Для этого были выполнены следующие мероприятия: осуществлено максимальное заполнение кассетами ПП-1 и ПП-2 поперечного сечения аппарата; в сепараторе применены жалюзи, имеющие улучшенные характеристики по сепарации влаги и уменьшенное гидравлическое сопротивление; увеличены диаметры патрубков подвода влажного пар в СПП (с 1600 до 1800 мм) и патрубков отвода перегретого пара из СПП (с 1400 до 1800 мм).

Аппарат СПП-1200 по предложению ЗИОМАРа отличал от альтернативных вариантов высокой степенью проработки конструкции.

Применение других вариантов конструкции СПП из числа предложенных к рассмотрению, имеющих близкие заявленные проектные теплогидравлические характеристики, ввиду низкой степени готовности проектных разработок, а также ввиду отсутствия (за исключением конструкции СПП фирмы «Balke-Durr») полноценных референций, было связано с рисками.

Для окончательного решения по выбору конструкции СПП-1200 были выделены и подвергнуты тщательному сопоставительному анализу (в качестве альтернативных вариантов аппарату ЗИОМАРа) конструкции по предложениям преимуществами по массогабаритным характеристикам. А СПП-Ш по предложению ОАО «ВНИИАМ» - еще и принципиально новыми решениями в направленными на повышение экономичности тепловой схемы турбоустановки.

Предлагался аппарат, выполненный с пароперегревателями на основе ширмовой поверхности теплообмена, не имеющий референции по конструкции СПП и его основных узлов, но по данным разработчика обеспечивающий существенное увеличение мощности турбоустановки К-1200-6,8/50.

В конструкции СПП-Ш предусматривалось захолаживание конденсатов греющего пара пароперегревателей первой и второй ступеней, соответственно на 50°С и 58°С, вследствие чего обеспечивалось уменьшение величин расхода греющего пара на ПП-1 и ПП-2. И, как следствие, - увеличение электрической мощности турбоустановки. По расчетной оценке ОАО «ВНИИАМ» при применении СПП-Ш, по сравнению с другими вариантами СПП, включая СПП конструкции ЗИОМАРа, повышение мощности турбоустановки К-1200-6,8/ могло составить около 10 МВт и более. Столь высокая эффективность, в случае ее подтверждении, безусловно предполагала бы рассмотрение возможности применения аппарата типа «СПП-Ш», выполненного с пароперегревателями на основе ширмовой поверхности теплообмена, несмотря на отсутствие референтности.

Однако расчетный анализ эффективности конструкции СПП-1200-Ш не подтвердил заявленные показатели эффективности СПП-Ш.

Детальные расчеты показали, что захолаживание конденсата греющего свежего пара пароперегревателя второй ступени не только не обеспечивает повышения мощности турбоустановки, но даже приводит к небольшому снижению мощности турбоустановки – около 0,23 МВт. Это объясняется тем, что при применении захолаживания конденсата греющего свежего пара пароперегревателя второй ступени СПП-Ш и утилизации его в ПВД, отсутствует повышение температуры питательной воды на 2,5°С, имеющие место в схеме с СПП конструкции ЗИОМАРа или фирмы «Balke-Durr» с применением закачки конденсата насосом КГТН в тракт питательной воды после ПВД-7.

Эффективность же захолаживания только конденсата греющего пара ПП- носила незначительный характер и составила по расчетам ОАО «Силовые машины» всего около +0,4 МВт, вместо +10 МВт и более по оценке разработчика СПП-Ш.

Ввиду отсутствия каких-либо существенных преимуществ, в плане повышения мощности турбоустановки, в сочетании с отсутствием референции по конструкции аппарата СПП-Ш и основных его узлов, СПП-Ш был исключен из рассмотрения.

В результате, в качестве единственной реальной альтернативы применению СПП-1200 конструкции ЗИОМАРа, рассмотрен только аппарат СПП фирмы «Balke-Durr», выполненный с пароперегревателями с кассетами на основе поперечно-оребренных трубок.

Применение данного варианта СПП, на основе детального анализа, было также исключено по следующим причинам.

Во-первых, СПП фирмы «Balke-Durr», при некотором преимуществе по массогабаритным характеристикам, уступал СПП-1200 конструкции ЗИОМАРа по величине повышения мощности турбоустановки на 1,6 МВт.

Во-вторых, не подтвердилось наличие каких либо преимуществ по компоновке аппарата СПП конструкции «Balke-Durr» за счёт снижения высоты СПП, по сравнению с СПП конструкции ЗИОМАРа (15,3 м вместо 21,45 м) и размещения патрубка отвода перегретого пара «сбоку» вместо ранее принятого – «сверху»

аппарата, что объясняется следующим. Подвод перегретого пара в турбоустановке К-1200-6,8/50 в каждый ЦНД предусматривается двумя патрубками, расположенными над отметкой оперативного обслуживания в нижнюю половину цилиндра. В силу этого трассировка перегретого пара от СПП через СРК НД до ЦВД выполняется над оперативной отметкой обслуживания.

Поэтому, независимо от высоты СПП, площадь над СПП и над горячими ресиверами не высвобождается и не может быть использована для раскладки оборудования при проведении монтажа и ремонтных работ. Более того, в случае СПП «Balke-Durr», в котором, в отличие от СПП ЗИОМАРа, патрубок отвода перегретого пара расположен под отметкой оперативного обслуживания, требуется, при выводе горячего ресивера ДУ 1700 вверх, пересечение данной отметки, что усложняет трассировку данного паропровода от СПП к ЦВД.

В-третьих, установка крупногабаритных предсепараторов влаги типа «Powersep», принятых «Balke Durr», как показали проработки компоновки турбоустановки, не возможна, ввиду близкого размещения корпусов СПП от выхлопов ЦВД турбины.

Основные результаты сопоставления теплогидравлических и массогабаритных характеристик СПП-1200 конструкции ЗИОМАРа и «Balke Durr» приведены в таблице 4.1.

Величины прироста электрической мощности турбоустановки получены на основе выполненных расчетов тепловых балансов турбоустановки К-1200-6,8/50.

Таблица 4.1 – Теплогидравлические и массогабаритные характеристики СПП-1200 конструкции ЗИО и «Balke Durr» Турбоустановки К-1200-6,8/50, разработанных в соответствии с исходной и окончательной версиями ИТТ на СПП-1200. Эффективность улучшения теплогидравлических характеристик СПП по увеличению электрической мощности турбоустановки tпп-1, °С 229,8-206=23,8 229,8-206=23,8 228,4-213,1=15,3 228,4-214,4=14, tпп-2, °С 284,9-260=24,9 284,9-260=24,9 281,5-272,5=9 281,5-270=11, Увеличение электрической мощности турбоустановки технических хар-к СПП Учитывая худшие теплогидравлические характеристики, по сравнению соответствующими характеристиками СПП-1200 конструкции ЗИОМАРа поставки ЗиО в плане повышения мощности турбоустановки, отсутствие каких либо преимуществ по компоновке аппаратов СПП, при наличии проблем с размещением предвключенных пленочных сепараторов, определенные сомнения в достоверности полученной информации в плане окончательности принятых решений на стадии рабочего проекта аппарата предложение с вариантом СПП конструкции “Balke Durr”, как и предложения других вышеприведенных вариантов СПП, было исключено из рассмотрения для применения в головных образцах турбоустановки К-1200-6,8/50.

Ниже в таблице 4.2 приведены основные результаты расчетного анализа по оптимизации характеристик системы ПСПП, полученные на основе расчетов тепловой схемы турбоустановки К-1200-6,8/50 с использованием вариантов СПП, предложенных ЗИОМАРом, фирмой «Balke Durr» и ОАО «ВНИИАМ».

Как видно из таблицы 4.1.2, рассмотренные варианты СПП-1200 отличаются как теплогидравлическими характеристиками СПП, так и схемой слива конденсата греющего пара ПП1 и ПП2 в систему регенерации турбоустановки.

соответствующий применению типового решения для турбоустановок ОАО «Силовые машины» типа К-1000-60/3000, находящихся в эксплуатации в блоках с ВВЭР-1000, с использованием аппарата СПП-1000 производства ЗИО с удовлетворительные характеристики сепаратора жалюзийного типа (влажность пара на выходе из сепаратора - 0,5%), небольшое гидравлическое сопротивление всего аппарата СПП (2,9% вместе с предвключенным пленочным сепаратором), но значительная величина недогрева в пароперегревателе (22°С).

Переход к варианту 2 с применением СПП с двухступенчатым перегревом пара, но выполненным в соответствии с требованиями первоначальной версии ИТТ на СПП-1200 (от 2007 г.), обеспечивает достаточно скромное повышение мощности турбоустановки – 3,7 МВт. Что объясняется сохранением теплогидравлических характеристик СПП на уровне, принятом в предыдущем поколении СПП.

Варианты 3…6, выполненные с применением СПП с двухступенчатым перегревом пара, соответствуют требованиям окончательной версии ИТТ на разработку СПП-1200 (от 2008 г.).

Как видно из таблицы 4.2, на основе реализации требований окончательной версии ИТТ на СПП-1200 все варианты, при некотором преимуществе варианта ЗИОМАРа, демонстрируют высокую эффективность по повышению электрической мощности турбоустановки.

Таблица 4.2 – Оптимизация системы ПСПП турбоустановки К-1200-6,8/50 для блоков АЭС- 1. Конструктивная схема СПП С+ПП С+ПП1+ПП2 С+ПП1+ПП2 С+ПП1+ПП2 С+ПП1+ПП2 С+ПП1+ПП 2. Схема слива конденсата греющего пара ПП в систему регенерации:

- ПП - ПП2 и ПП (в варианте 1 с одноступенчатым перегревом) 3. Наличие захолаживания конденсата греющего пара в пароперегревателе - ПП - ПП2 (ПП в варианте 1) 4. Влажность пара после Yс вых,% 5. Недогрев пара в ПП1, t пп1, 6. Недогрев пара в ПП (ПП в варианте 1), t пп2,0С Продолжение таблицы 4. 7. Гидравлическое Рспп+пс, % 8. Температура пара на выходе t пп, 0С 9. Изменение электрической мощности на клеммах генератора турбоустановки, МВт В вариантах применения СПП-1200 конструкции ЗИО, фирмы «Balke Durr» и ОАО «ВНИИАМ» переход от исходной к окончательной версии ИТТ на СПП-1200 обеспечивает повышение мощности турбоустановки соответственно на 6,8 МВт (см. варианты 2 и 3), 5,2 МВт (см. варианты 2 и 4) и 6,4 МВт (см. варианты 2 и 6).

Учитывая вышеизложенное, ОАО «СМ» было принято решение о применении в турбоустановке К-1200-6,8/50 для головных блоков АЭС-2006 аппарата СПП-1200 конструкции ЗИОМАРа (поставки ЗИО).

Применение СПП-1200 конструкции ЗИОМАРа позволит обеспечить максимальное, по сравнению с прочими вариантами конструкции СПП, увеличение мощности турбоустановки К-1200-6,8/50. По сравнению с базовым вариантом СПП с одноступенчатым перегревом пара применение СПП- конструкции ЗИОМАРа позволит обеспечить повышение мощности турбоустановки на 10,5 МВт (0,9%). И гарантировать высокую эксплуатационную надежность аппарата СПП-1200, конструкция которого, несмотря на переход к двухступенчатому перегреву, базируется на референтных узлах сепаратора и пароперегревателя СПП-1000-1. Что особенно важно, учитывая применение данного аппарата в новом блоке АЭС с новыми типоразмерами РУ и турбоустановки.

4.2 Конструктивные особенности паровой турбины типа К-1200-6,8/ В рамках выполнения проекта Росатома «АЭС-2006» разработана новая турбина мощностью 1200 МВт (рисунок 4.2).

Выполнение работ по разработке конструкции новой турбины базировалось на хорошо отработанной конструкции турбины К-1000-60/3000 АЭС «Тяньвань»

(Китай).

С учетом новых параметров реакторной установки (см. таблицу 4.3), а также для дальнейшего совершенствования конструкции, для вновь разрабатываемой турбины К-1200-6,8/50, принят ряд новых конструкторских решений, обеспечивающих необходимые показатели мощности и экономичности.

Таблица 4.3 – Параметры пара для проектов «АЭС-91» и «АЭС-2006»

Наименование параметра АЭС «Тяньвань» (Китай) НВАЭС-2, ЛАЭС- Новый ЦВД для турбины К-1200-6,8/50 выполнен с нижним подводом и отводом пара (аналогично ЦВД п/т К-1000-60/3000). Увеличенный теплоперепад на ЦВД (порядка 100 ккал/кг) определил необходимость увеличения числа рабочих ступеней с пяти до шести (в каждом потоке). Таким образом, адиабатический теплоперепад составил примерно 16 ккал/кг на ступень.

Осевое увеличение проточной части, связанное с увеличением числа рабочих ступеней потребовало отработки конструкции отдельных элементов цилиндра, с целью оптимизации осевых габаритов цилиндра. Эта задача решена путем газодинамической отработки конструкции паровпуска и конструкции выхлопа цилиндра, а также за счет применения «Т»-образной конструкции хвостовиков рабочих лопаток в первых двух ступенях взамен ранее применяемой «вильчатой»

конструкции.

На рисунках 4.3 и 4.5 представлены продольные разрезы ЦВД паровых турбин К-1000-60/3000 и К-1200-6,8/50.

Рисунок 4.2 – Паровая турбина К-1200-6,8/ Рисунок 4.3 – Продольный разрез ЦВД турбины К-1000-60/3000. АЭС «Тяньвань»

Рисунок 4.4 – Продольный разрез ЦВД К-1200-6,8/ Расчётная оптимизация конструкции паровпускного патрубка С целью снижения коэффициента потерь в паровпускном патрубке ЦВД проведены расчеты различных вариантов паровпускного патрубка. В качестве исходного варианта был выбран входной патрубок ЦВД паровой турбины К-1000-60/300-2 АЭС «Тяньвань» (вариант №1, рисунок 4.5). По результатам расчетов вариантов для дальнейших детальных исследований была разработана трехмерная расчетная модель паровпуска ЦВД для турбины К-1200-6,8/ (вариант №2, рисунок 4.6).

Оба варианта расчетных моделей проточной части входного патрубка включали в себя направляющие аппараты первых ступеней левого и правого потоков пара ЦВД.

Отличительной особенностью варианта №2 от варианта №1 является наличие ребра, разделяющего поток пара на левую и правую половины.

Рисунок 4.5 – Трехмерная модель паровпуска ЦВД турбины К-1000-60/3000.

Рисунок 4.6 – Трехмерная модель паровпуска ЦВД турбины К-1200-6,8/50, Численное моделирование процесса течения пара в проточных частях вариантов №1и №2 входного патрубка ЦВД выполнено в расчетном пакете FLUENT версии 3d при следующих условиях:

рабочее тело – идеальный газ, имеющий следующие параметры на входе во входной патрубок:

Вариант №1. T0*= 547,3 K; P0*=5,88 МПа; массовый расход пара Q = 5870 т/ч.

Вариант №2. T0*= 556,9 K; P0*= 6,8 МПа; массовый расход Q = 6461,5 т/ч.

Граничные условия были заданы следующим образом:

- входная граница – Mass Flow Inlet; Выходная – Pressure Outlet.

- на стенках профиля выполняется условие прилипания.

Расчет выполнен в пакете FLUENT версии 3d при следующих настройках:

- тип решателя – Pressure Based;

- численные настройки решателя – Coupled.

Задача решена с подключением модели турбулентности k–omega (2 eqn), со Compressibility Effects; Options – Viscous Heating, остальные параметры оставались по умолчанию.

В результате расчета определены коэффициенты внутренних потерь энергии, которые рассчитывались по следующей формуле:

где:

h – потери полного напора в модели входного патрубка, Па;

– динамический напор на входной границе, Па.

Осреднение давлений проведено двумя способами: в первом случае давление осреднялось по площади, а во втором случае – по полной энтальпии.

На рисунке 4.7 представлена схема расположения сечений входного патрубка для которых на рисунках 4.8 и 4.9 представлены распределения скоростей потока.

Рисунок 4.7 – Схема расположения сечений входного патрубка под углами Рисунок 4.8 – Векторы скорости в проточной части входного патрубка в сечении Рисунок 4.9 – Векторы скорости в проточной части входного патрубка в сечении На рисунках 4.11, 4.12 представлены характеристики потока в зоне паровпуска (плоскость YZ) ЦВД для двух вариантов.

Рисунок 4.10 – Линии тока в проточной части входного патрубка варианта № Рисунок 4.11 – Абсолютное давление на плоскости YZ Рисунок 4.12 – Распределения давления в потоке перед направляющим аппаратом Анализ характеристик потока, представленных на рисунках 4.7 – 4.12 показал, что установка разделительного ребра в канале паровпуска ликвидирует циркуляционные зоны и обеспечивает более равномерное распределение скоростей и давления в потоке перед направляющим аппаратом.

Значения потери полного давления и коэффициента внутренних потерь представлены в таблице 4.3.

Таблица 4.3 – Потери полного давления и коэффициент внутренних потерь для варианта № Метод осреднения потока В таблице 4.4 для сравнения представлены значения коэффициента внутренних потерь, полученных в результате расчетов для паровпусков вариантов №1 и №2.

Таблица 4.4 – Коэффициенты внутренних потерь для вариантов №1 и № Уменьшение коэффициента внутренних потерь для варианта № В результате проведения расчетной отработки новой конструкции паровпуска ЦВД удалось добиться снижения потерь варианта №2 на 16,48% по сравнению с вариантом №1.

Экспериментальная отработка выхлопного патрубка ЦВД С целью разработки эффективного выпускного патрубка ЦВД были проведены экспериментальные исследования двух вариантов паровыпускного патрубка ЦВД турбины К-1200-6,8/3000 (рисунки 4.13-4.15). Оба варианта выходного патрубка ЦВД имеют выхлоп в нижней половине корпуса. Такое конструктивное решение обеспечивает оптимальную компоновку, технологичность конструкции, а также её ремонтопригодность.

Экспериментальные исследования проводились на воздухе на моделях проточных частей двух вариантов с коэффициентом моделирования 1:6,04.

Рисунок 4.13 – Варианты выходного патрубка ЦВД турбины К-1200-6,8/ Рисунок 4.14 – Вариант №1 модели выходного патрубка ЦВД турбины Рисунок 4.15 – Вариант №2 модели выходного патрубка ЦВД турбины В качестве основной характеристики для сравнения двух вариантов проточных частей выхлопного патрубка ЦВД использовался коэффициент полных потерь энергии. Кроме того для двух вариантов выхлопного патрубка было проведено сравнение неравномерности поля статических давлений на входе в патрубок и поля скоростей на выходе из выхлопного патрубка ЦВД. Неравномерность поля статических давлений на входе в патрубок оценивалась в сечении, совпадающем с осью рабочей лопатки последней ступени ЦВД в радиальном направлении (рисунки 4.16 и 4.17).

Ротн Рисунок 4.16 – Распределение относительного статического давления в окружном направлении на входе выхлопного патрубка ЦВД (вариант №1) Рисунок 4.17 – Распределение относительного статического давления в окружном направлении на входе выхлопного патрубка ЦВД (вариант №2) На рисунках 4.16, 4.17:

где Р – статическое давление в потоке во входном сечении патрубка ЦВД, Па;

В – барометрическое давление, Па;

P0* – полное давление на входе в выхлопной патрубок ЦВД, Па.

На рисунках 4.16 и 4.17 представлены результаты измерений распределения относительного статического давления в потоке в окружном направлении на входе в выхлопной патрубок ЦВД.

Степень неравномерности распределения относительного статического давления в окружном направлении на входе в патрубок выше для первого варианта, чем для второго варианта. По радиусу степень неравномерности статического давления также распределяется неравномерно. Максимальная величина неравномерности наблюдается в периферийной области входного сечения выхлопного патрубка.

Неравномерность распределения статического давления на входе в патрубок измерялась в плоскости установки рабочих лопаток последней ступени ЦВД.

Неравномерность статического давления из-за несимметричности выхлопного патрубка приводит к появлению переменной по окружности силы воздействия потока на рабочую лопатку последней ступени, которая может привести к вынужденным колебаниям лопатки и ее поломке.

На рисунках 4.18 и 4.19 представлены результаты измерений распределения скорости потока в окружном направлении на выходе из выхлопного патрубка ЦВД. Распределение скоростей потока имеет сильно неравномерную структуру. В середине выходного сечения для вариантов №1 и №2 наблюдается обширная зона со скоростями потока близких к нулю. Положительные скорости потока (по направлению оси Z выходной трубы патрубка ЦВД) наблюдаются около стенок выходной трубы. Это свидетельствует о том, что поток имеет закрутку вдоль оси Z в окружном направлении. При этом в центре выходной трубы образуется застойная зона.

Интегральная оценка потерь энергии пространственного течения рабочего тела для вариантов №1 и №2 приведена на рисунке 4.20 в виде изменения коэффициента полных потерь энергии от числа Маха на входе в выхлопной патрубок ЦВД. Коэффициент потерь энергии варианта №1 в два раза меньше коэффициента потерь энергии варианта №2.

Рисунок 4.18 – Распределение скорости потока по координате S и Z на выходе из Рисунок 4.19 – Распределение скорости потока по координате X и Y на выходе из коэффициент потерь энергии Рисунок 4.20 – Зависимость коэффициента полных потерь энергии от числа Маха Как показала практика эксплуатации паровых турбин, коробление и износ концевых уплотнений расположенных в высокотемпературных зонах корпусов ВД и СД вызывает рост протечек рабочего тела. Этого можно избежать посредством применения конструкции концевого уплотнения втулочного типа, имеющей вид сплошной цилиндрической обоймы с расточками по внутренней поверхности между отсеками уплотнения, соединенными каналами с внешней поверхностью обоймы, над которой в корпусе цилиндра выполнены камеры в форме улитки. Напротив внутренних расточек обоймы на валу сделаны пароотбойные гребни. При таком исполнении цилиндрическая обойма имеет, в основном, постоянную толщину по длине, предотвращающую ее коробление.

Сообщение камер отсоса пара в корпусе цилиндра с проточками между отсеками уплотнения каналами не ухудшает условие отсоса пара, а выполнение камер отсоса в форме улиток и применение пароотбойных гребней на валу позволяет обеспечить лучшую организацию отбора. Для исключения перетечек пара между камерами отсоса и подвода пара в кольцевом зазоре между обоймой и корпусом цилиндра установлены уплотнения. Эти уплотнения выполнены в виде U-образных колец, размещенных в кольцевых щелях с зазором, выбираемым за счет температурного перемещения обоймы относительно корпуса цилиндра при работе турбины. В зависимости от давления в камере применяются одинарные или двойные уплотнительные кольца.

Уплотнения, показанные на рисунке 4.21, первоначально были разработаны и внедрены в конструкцию модернизированной турбины К-235-130 [51,127]. В процессе эксплуатации втулочные концевые уплотнения показали высокую экономичность, стабильность геометрических форм, неизменность зазоров при эксплуатации, высокую ремонтопригодность, а также низкую трудоемкость при монтаже. Основываясь на данном положительном опыте, аналогичная конструкция концевых уплотнений была разработана для ЦВД турбины К-1200-6,8/50 (рисунок 4.22, вариант 2).

Рисунок 4.21 – Модернизированная конструкция переднего концевого уплотнения Расчет по программе АNSYS температурного состояния однообойменной конструкции концевого уплотнения ЦВД (рисунок 4.23) свидетельствует о том, что температурный градиент (157 – 59°С) равномерно распределяется по длине втулки, вызывая ее удлинение, и практически отсутствует в радиальном направлении по толщине втулки, что сохраняет ее осесимметричную форму.

Рисунок 4.22 – Концевые уплотнения турбин К-1000-60/3000, АЭС «Тяньвань»

Рисунок 4.23 - Распределение температур в концевом уплотнении втулочного Переменный тангенциальный навал в направляющих лопатках ступеней Одним из эффективных средств повышения экономичности ступеней ЦВД является применение в направляющих лопатках переменного по высоте тангенциального навала.

Применение переменного по высоте тангенциального навала заключается в смещении сечений профиля от радиальной прямой в окружном направлении в сторону спинки (рисунок 4.24). Это приводит к появлению действующей на поток радиальной силы, направленной к оси турбины, что уменьшает уровень вторичных (концевых) потерь, увеличивает степень реакции в нижней половине ступени при одновременном снижении градиента реактивности по высоте лопатки.

Рисунок 4.24 – Вид направляющих лопаток ступени ЦВД с переменным При расчете и проектировании, для определения эффективности использования лопаток с тангенциальным навалом, использовались как традиционные методики осредненного двумерного (осесимметричного) расчета по зазорам, так и современные средства расчетов пространственного потока вязкого газа (NUMECA, Fluent).

Применение сотовых надбандажных уплотнений В последние годы нашли широкое применение сотовые надбандажные уплотнения, используемые как при модернизации проточных частей паровых турбин, так и при новом проектировании (см. таблицы 4.5 и 4.6).

Таблица 4.5 – Применение сотовых надбандажных уплотнений при модернизации паровых турбин Таблица 4.6 – Применение сотовых надбандажных уплотнений при новом проектировании Накопленный положительный опыт эксплуатации паровых турбин различных классов с сотовыми надбандажными уплотнениями ЦВД позволил использовать аналогичное решение при проектировании ЦВД для турбины К-1200-6,8/50. На рисунке 4.25 представлены конструкции сотовых уплотнений примененных в ЦВД турбины 1200-6,8/50.

Рисунок 4.25 – Конструкция надбандажных сотовых уплотнений ЦВД 1-лопатка ротора, 2- бандаж лопатки, 3-сотовая вставка, 4-направляющая На рисунках 4.26, 4.27 представлена конструкция блока клапанов низкого давления турбины К-1200-6,8/50. Конструктивно блок выполнен аналогично конструкции, применяемой в турбине К-1000-60/3000 АЭС «Тяньвань». Главным отличием в новой конструкции является применение сферических подшипников вращения. Замена подшипников скольжения (ранее применявшихся) на подшипники качения позволила снизить величину трения в опорах с 0,3 до 0,05.

Увеличение проходного сечения корпуса клапанов с 1300 мм до 1350 мм, а также оптимизация проточной части блока клапанов, позволили снизить потери давления на блоке клапанов с 2,5% до 2,1%.

Рисунок 4.26 – Блок клапанов низкого давления паровой турбины К-1200-6,8/ Рисунок 4.27 – Поперечный разрез блока клапанов низкого давления паровой На эффективную работу надбандажных, диафрагменных и концевых уплотнений влияет деформированное состояние всех элементов проточной части, при этом наибольший вклад вносит статическая деформация наружного корпуса ЦВД. Для максимального сохранения радиальных зазоров в уплотнениях, в средней части нижней половины ЦВД выполнены две дополнительные опоры (по одной с каждой стороны), используемые при сборке цилиндра. Сборка проточной части ЦВД начинается и ведется при опирании средних опор цилиндра на фундамент. В этом положении цилиндр имеет минимальную величину статического прогиба. После окончания сборки ЦВД (затяжки фланцевого крепежа) средние опоры освобождаются и цилиндр опирается на 4 лапы.

Расчётная проверка статической прочности и величин деформации Расчет наружного корпуса ЦВД выполнен методом конечных элементов в соответствии с установленными нормами [128].

Все элементы корпуса, включая коллектор паровпуска и гильзу контрпоршня изготовлены из нержавеющей стали 06Х12Н3ДЛ.

Расчетная модель показана на рисунках 4.28, 4.29. В силу симметрии конструкции корпуса по двум плоскостям, рассмотрена четверть корпуса с коллектором паровпуска. В сечениях заданы условия симметрии. На опорах корпуса наложены закрепления в вертикальном направлении.

Затяжка фланцевого соединения корпуса смоделирована с помощью контактных элементов на поверхностях разъема верхней и нижней половин корпуса и задания предварительной деформации шпилек.

Оценка прочности выполнена по линеаризованным напряжениям в наиболее напряженных сечениях корпуса (рисунки 4.30, 4.31).

Свойства материалов при рабочей температуре и результаты расчета на статическую прочность сведены в таблице 4.7.

Рисунок 4.28 – Трехмерная расчетная модель наружного корпуса ЦВД Рисунок 4.29 – Схема приложения расчетных нагрузок Проверка статической прочности выполнена для сочетания нагрузок, соответствующих номинальному режиму эксплуатации, показанных на рисунке 4.29. Трехмерный расчет позволил более точно определить напряжения в зонах корпуса со сложной геометрией – местах соединения крышки с гильзой контрпоршня, и нижней части с коллектором паровпуска. На рисунке 4. показаны распределение напряжений в корпусе и графики линеаризованных напряжений в расчетных сечениях, по которым проводится проверка условий прочности.

Рисунок 4.30 – Проверка условий статической прочности в наиболее напряженных сечениях корпуса по линеаризованным напряжениям дополнительными отверстиями (для возможности эндоскопического осмотра) в районе гильзы контрпоршня (рисунок 4.31).

Рисунок 4.31 – Проверка условий статической прочности в крышке корпуса с Таблица 4.7 – Результаты расчета на статическую прочность Расчетное сечение Сечение P1, нет отверстий в крышке Сечение P1, есть отверстия в крышке На рисунке 4.32 представлен результат расчета статического прогиба корпуса ЦВД при сборке фланцевого соединения со средней опорой.

Расчеты показали, что прогиб в середине корпуса при сборке Рисунок 4.32 – Прогиб корпуса при сборке фланцевого соединения cо средней Расчетная проверка плотности фланцевого соединения Результаты расчета фланцевого соединения подтверждают, что плотность горизонтального разъема при рабочих условиях обеспечена (см. рисунок 4.33).

Исходное состояние (без приложения При номинальном режиме работы внутреннего давления) Плотность фланцевого соединения (статус контакта) Рисунок 4.33 – Результаты расчета плотности горизонтального разъема Результаты расчета наружного корпуса ЦВД Как видно из таблицы 4.7, проведенные расчеты показали:

1. Условия статической прочности в корпусе для категорий напряжений (1) выполнены для всех расчетных сечений.

В зоне соединения гильзы контрпоршня с наружным корпусом ЦВД (сечение Р1) напряжения категории (2) превышают допустимые; для этих сечений сделана дополнительная проверка по максимальным местным напряжениям; местные напряжения не превышают допустимых.

В остальных зонах с повышенными напряжениями, - в местах отверстий для эндоскопа на крышке контрпоршня, в нижней части корпуса в сечениях P2 и P3, напряжения категории (1) (мембранные) и напряжения категории 2 (суммарные мембранные и изгибные), не превышают допустимых.

2. Использование в процессе сборки корпуса дополнительной средней лапы, позволяет снизить прогиб корпуса с 0,3 до 0,11 мм, что позволяет обеспечить правильную центровку проточной части цилиндра и последующую надежную эксплуатацию.

3. Плотность горизонтального разъема корпуса при рабочих нагрузках обеспечена.

4.3 Исследование и конструкторские разработки сотовых надбандажных С целью повышения эффективности проточных частей ЦВД и ЦНД паровых турбин К-1200-6,8/50 для НВАЭС-2 и ЛАЭС-2, за счет уменьшения надбандажных протечек, впервые в истории отечественного атомного турбостроения разработаны, исследованы и внедрены сотовые надбандажные уплотнения.

На специальном аэродинамическом стенде «Динамическая модель уплотнения»

(НИУ «МЭИ» – Москва) проведены исследования характеристик надбандажных уплотнений различных конструкций.

На рисунке 4.34 представлена конструкция экспериментальной установки «Динамическая модель уплотнения».

Установка позволяет решать ряд задач, а именно:

1. Определять аэродинамические силы, возникающие в уплотнениях различных конструкций при смещениях центра ротора относительно центра расточки статора, величины которых могут определяться как взвешиванием ротора на двухкомпонентных тензометрических распределении статических давлений по окружности и по длине камер 2. Исследовать расходные характеристики различных конструкций 3. Изучать форму распределения поля скоростей потока в камерах неконсервативных аэродинамических сил, возникающих в уплотнениях.

Рисунок 4.34 – Экспериментальная установка 1 – трубопровод подвода воздуха; 2 – пружина; 3 – распределительная камера;

4 – направляющий аппарат; 5 – диск; 6 – ротор; 7 - двухкомпонентные весы;

8 – устройство для создания эксцентриситета; 9 – мембрана (упругий шарнир);

10 – муфта; 11 – электродвигатель; 12 – съемная статорная часть уплотнения;

Величина возбуждающей аэродинамической силы, действующей на ротор, определяется как результирующая сила от распределения давления по окружности уплотнения. На рисунке 4.35 представлена схема замеров давлений по окружности камеры испытуемого уплотнения.

Рисунок 4.35 – Схема замеров давления по окружности в камере испытуемого Величина возмущающей аэродинамической силы SА действующей на ротор может быть представлен как результирующая двух ее составляющих:

консервативной составляющей SК и неконсервативной составляющей SН, (рисунок 4.36) рассчитывающих по формулам.

где рi(,l) – функция распределения давления по окружности и длине i-й камеры;

li – длина i-й камеры, мм;

Ri – радиус i-й камеры, мм;

n – число камер уплотнения.

Рисунок 4.36 – Консервативная SК и неконсервативная SН составляющие На рисунке 4.37 приведены варианты конструкций надбандажных уплотнений для исследования расходных и силовых характеристик.

Рисунок 4.37 – Варианты конструкций надбандажных уплотнений для исследования расходных и силовых характеристик вариант 1 - конструкция осерадиального надбандажного уплотнения примененная в первой ступени ЦВД п/т К-1000-60/3000 АЭС «Тяньвань»;

вариант 2 - новая конструкция осерадиального надбандажного уплотнения с сотовыми вставками, применяется на всех шести ступенях ЦВД Результаты аэродинамических исследований надбандажных уплотнений по вариантам 1 и 2 представлены в таблице 4.8 и на рисунке 4.38.

Таблица 4.8 – Расход через надбандажные уплотнения (вариант 1, вариант 2) Рисунок 4.38 – Зависимость расхода G=f(/) в осерадиальном надбандажном Исследования показали, что при равных радиальных зазорах расход через уплотнения по варианту 2 несколько больше, чем через уплотнения по варианту 1.

Однако эффективность работы надбандажных уплотнений для рассматриваемых вариантов должна сравниваться при минимально возможной величине радиального зазора, для каждого из вариантов. Опыт эксплуатации [129-131] подтверждает для варианта 1 минимальную величину радиального зазора 1,5 мм, при этом расход составит G = 0,0975 кг/с. Для варианта 2 минимальная величина радиального зазора составляет 0,5 мм, чему соответствует расход G = 0,067 кг/с.

Таким образом, расход через осерадиальное надбандажное уплотнение с сотовыми вставками (вариант 2) на 31% ниже, чем через обычное осерадиальное уплотнение (вариант 1).

Сравнение динамических характеристик конструкций надбандажных уплотнений (варианты 1 и 2) проведены по параметру величины жесткости DН неконсервативной аэродинамической силы SН.

На рисунке 4.39 представлены зависимости величины жесткости DН неконсервативной аэродинамической силы SН от величин радиального зазора.

Рисунок 4.39 – Жесткость DН неконсервативной аэродинамической силы SН Выполненные исследования показали, что как для традиционных осерадиальных уплотнений, так и для осерадиальных сотовых надбандажных уплотнений, характерно наличие максимума жесткости DН () в зоне сравнительно малых значений радиальных зазоров ( = 0,50,7мм). При значениях радиального зазора меньше 0,50,7 мм жесткости неконсервативных возбуждающих сил понижаются, что открывает возможность в некоторых случаях применять малые зазоры в уплотнениях, и тем самым повысить экономичность проточных частей турбин.

На рисунках 4.40 – 4.45 представлены конструкции сотовых надбандажных вставок, а также фрагменты проточных частей ЦВД и ЦНД паровой турбины К-1200-6,8/50, в которых эти вставки установлены.

Рисунок 4.40 – Фрагмент проточной части ЦВД п/т К-1200-6,8/50 (НВАЭС-2 и ЛАЭС-2) с установкой сотовых надбандажных уплотнений Рисунок 4.41 – Вставка сотового надбандажного уплотнения ЦВД Рисунок 4.42 – Надбандажное уплотнение третьей ступени ЦВД п/т К-1200-6,8/ Рисунок 4.43 – Фрагмент проточной части ЦНД п/т К-1200-6,8/50 (НВАЭС-2 и ЛАЭС-2) с установкой сотовых надбандажных уплотнений Рисунок 4.44 – Вставка сотового надбандажного уплотнения ЦНД Рисунок 4.45 – Надбандажное уплотнение первой ступени ЦНД п/т К-1200-6,8/ Различия конструкций сотовых надбандажных уплотнений ЦВД и ЦНД (рисунки 4.41 и 4.44) определяются двумя факторами: величиной относительных перемещений в системе «статор-ротор» и величиной удлинений рабочих лопаток при номинальных оборотах.

Для ЦВД величина относительных перемещений составляет от 0,4 мм до 1,3 мм, соответственно для первой и шестой ступеней, что позволяет выполнить осерадиальную конструкцию надбандажного уплотнения. Максимальная величина удлинения рабочих лопаток ЦВД составляет 2,6 мм (для шестой ступени). С учетом незначительного удлинения рабочих лопаток ЦВД, величина радиального зазора между усиками бандажей рабочих лопаток и сотовой поверхностью уплотнений выбрана 0,5 мм для всех ступеней.

В ЦНД величина относительных перемещений ротора больше, чем в ЦВД и достигает 31,5 мм (для пятой ступени). Это обстоятельство определило применение прямоточной конструкции надбандажных уплотнений. Для эффективной работы указанных уплотнений на бандажах всех рабочих лопаток ЦНД выполнены 4 уплотнительных усика, что обеспечивает их оптимальное расположение относительно уплотняющей сотовой поверхности на всех режимах эксплуатации турбины.

Величина радиальных зазоров между уплотнительными усиками бандажей рабочих лопаток и уплотнительными поверхностями сотовых уплотнений, с учетом удлинений лопаток составляет от 2,0 мм (в первой ступени) до 12,0 мм (в пятой ступени).

Выполненные газодинамические расчеты проточных частей ЦВД и ЦНД показали, что применение в турбине К-1200-6,8/50 сотовых конструкций надбандажных уплотнений вместо конструкций, применённых в соответствующих ступенях ЦВД и ЦНД турбины К-1000-60/3000 для АЭС «Тяньвань», повышает КПД турбоустановки примерно на 0,2%.

4.4 Разработка новой конструкции титановой рабочей лопатки последней Многолетний опыт эксплуатации титановых рабочих лопаток последних ступеней (ПС) LПС = 1200 мм выявил ряд проблем: фреттинг-износ контактных поверхностей бандажных полок и эрозию входной кромки пера лопатки [92-94].

За время эксплуатации, с 1980-х годов, конструкция лопаток подвергалась различным модификациям с целью устранения указанных недостатков:

утолщение надбандажных сечений пера лопатки, внедрение нового, более прочного титанового сплава ВТ-6, изменение формы зацепления в бандажных полках, упрочнение контактных поверхностей бандажа и всего пера лопатки.

Указанные мероприятия улучшили эксплуатационные свойства лопаток и в значительной степени уменьшили износ бандажного зацепления лопаток.

С 2003 г. с помощью дискретно-фазового метода (ДФМ) на украинских АЭС проводится периодический контроль вибрационного состояния лопаток ПС турбин К-1000-60/3000 с различными конструкциями бандажей и при различных условиях работы по нагрузке и вакууму. Исследования показали (таблица 4.9), что на лопатках с разными конструкциями бандажей, в диапазоне мощности от 400 МВт и выше, возникают регулярные колебания с собственной частотой по дисковым формам, которые можно классифицировать как автоколебания [83,84].

В настоящее время в эксплуатации находятся три варианта лопаток длиной 1200 мм с различными конструкциями бандажной полки. Бандажи типа 1 и типа показаны ниже на рисунке 4.46.

Рисунок 4.46 – Существующие конструкции бандажной полки титановых рабочих Тип 3 (применялся на первых лопатках) имеет тот же профиль зацепления, что и тип 1, но форма полки не плоская, а фигурная, с выточкой для установки проволоки. Эта конструкция сейчас не выпускается и постепенно замещается вариантами 1 и 2.

Анализ вибрационного состояния лопаток показывает, что ступени с бандажом типа 2 работают в режиме автоколебаний в широком диапазоне нагрузок в период осень – весна, тогда как летом, при ухудшении вакуума автоколебания пропадают. На ступенях с бандажом типа 1 при аналогичных условиях эксплуатации автоколебаний не зафиксировано. По конструкции с бандажом типа 3 известно, что на такой ступени автоколебания появлялись при работе в условиях глубокого вакуума, но они имели значительно меньший размах, чем у ступени с бандажом типа 2.

Таблица 4.9 – Данные по условиям эксплуатации титановых рабочих лопаток LПС = 1200 мм на различных электрических станциях К-1000-60/ зима лето К-1000-60/ АЭС, зима К-1000-60/ АЭС, лето Продолжение таблицы 4. К-1200- расчетный режим К-255-16,7 ТЭС * ДФМ – контроль колебаний дискретно-фазовым методом.

** Нет износа – об отсутствии автоколебаний свидетельствует отсутствие износа зубьев бандажей.

*** Автоколебания были в пуско-наладочный период Для оценки «склонности» лопаток к автоколебаниям существуют различные эмпирические критерии. Один из таких критериев, используемый фирмой Сименс для оценки устойчивости к автоколебаниям отдельных лопаток, – т.н.

модифицированное число Струхаля SE:

где W2 — относительная скорость пара на выхлопе, м/с;

S — плотность пара, кг/м ;

b — длина хорды лопатки, м;

— угловая частота низшей моды колебаний лопатки, рад/с;

b — плотность материала лопатки, кг/м ;

t — шаг лопатки, м.

Критическое значение SE, при превышении которого могут возникнуть автоколебания отдельных лопаток, оценивается как 2,9·10-4.

Для лопатки 1200 мм модифицированное число Струхаля принимает, для различных условий работы, следующие значения (таблица 4.10):

Таблица 4.10 – Значения параметра «модифицированное число Струхаля» (SE) для условий различных станций ТЭС «Альхольма»

«Костромская»

ГРЭС «Ровенская» АЭС, зима «Ровенская» АЭС, лето АЭС «Куданкулам»

Примечание – Величины W2, f, b, t взяты для сечения 1100 мм.

На рисунке 4.47 показаны комбинации параметров W2 и S, рассчитанные для различных условий эксплуатации турбин с лопатками последней ступени 1200 мм. Красная линия – граница возникновения автоколебаний по критерию достигающий максимума для условий АЭС «Куданкулам», находится ниже значения 2,9·10-4, которое указано в статье «Сименс», как граница возникновения автоколебаний для отдельных лопаток. Тем не менее, на Ровенской АЭС регулярно фиксируются автоколебания.

Кроме того, для зимних условий на украинских АЭС значение параметра SE меньше, чем для летних; однако, например, на Ровенской АЭС автоколебания более интенсивно проявляются именно зимой, чем летом, т.е. при более низком давлении в конденсаторе.

Плотность пара на выходе (периферия), кг/м Рисунок 4.47 – Параметры пара на выходе из ПС 1200мм в различных рабочих Отсюда следует вывод, что бандажированные лопатки, замкнутые на круг, при возникновению автоколебаний, чем отдельно стоящие лопатки, несмотря на то, что и собственные частоты, и конструктивное демпфирование в таких системах выше. Одна из причин, которой можно объяснить данный факт, – это отличие форм колебаний отдельно стоящих лопаток и лопаток, замкнутых на круг по бандажным полкам.

Низшие формы колебаний отдельных лопаток – практически чисто изгибные (рисунок 4.48). Даже при возбуждении в такой ступени колебаний с «бегущей волной» по типу дисковых, поворот сечений, который может вызвать изменение обтекания, пренебрежимо мал. Все лопатки совершают одинаковое изгибное движение, различаясь лишь сдвигом по фазе. Крутильные же формы отдельных лопаток имеют гораздо более высокие частоты, чем изгибные, поэтому их одновременное возбуждение практически невозможно.

Рисунок 4.48 – Форма колебаний необандаженных рабочих лопаток У лопаток с бандажными полками низшие формы колебаний – это дисковые формы с узловыми диаметрами, которые имеют изгибно-крутильный характер, как показано на рисунке 4.49. При таких формах, если «заморозить» бегущую волну, лопатка, находящаяся в пучности, имеет чисто изгибное отклонение, а лопатка в узле – чисто крутильное. Остальные лопатки в фиксированный момент времени имеют обе компоненты в разных пропорциях, то есть каждая лопатка за период совершает и изгибное, и крутильное колебания, сдвинутые друг относительно друга по временной фазе на 90°. Очевидно, что изменение обтекания при таких отклонениях профиля будет более значительным, чем при чисто изгибных колебаниях.

Рисунок 4.49 – Форма колебаний рабочих лопаток с бандажом (L = 1200 мм) Частоты колебаний у первой группы дисковых форм обандаженных лопаток, даже с большим числом узловых диаметров, достаточно низки, например, для лопатки 1200 мм она составляет 138 Гц при ND = 10.

Таким образом, в ступенях с бандажными связями выполняется одно из необходимых условий возникновения автоколебаний профиля при его обтекании:

низшие формы колебаний являются изгибно-крутильными.

Для более глубокого понимания процесса возбуждения автоколебаний было проведено расчётное исследование, которое позволило получить численные оценки аэродемпфирования при различных рабочих условиях. В результате исследования было получено, что обандаженные лопатки имеют диапазон форм колебаний с минимальным аэродинамическим декрементом в области форм с обратной бегущей волной (рисунок 4.50). Численные результаты хорошо совпали с данными замеров ДФМ на станциях – автоколебания действительно происходили по формам с обратной бегущей волной с 9 – 13 узловыми диаметрами.

Логарифмический декремент, % Рисунок 4.50 – Расчётные логарифмические декременты аэродемпфирования лопатки 1200мм при различных режимах работы показали, что в режиме номинальной нагрузки аэродинамический инкремент (т.е.

отрицательный декремент) у венцов с усиленными лопатками почти на 40% ниже, чем у референтных лопаток 1200 мм.

Проведенные исследования также показали, что использование эмпирических критериев для проверки аэродинамической устойчивости лопаток последних ступеней недостаточно надежно, и необходимо проведение специальных трехмерных расчетов обтекания с определением аэродинамического декремента для различных форм колебаний. Эти расчеты также подтвердили эффективность перехода к более жесткой лопатке.

Расчёты контактного взаимодействия бандажей типа 2, а также их состояние при осмотре на Ровенской АЭС после года эксплуатации, свидетельствуют о том, что контакт между бандажами происходит практически в точке, т.е. с большим уровнем контактных напряжений (рисунок 4.51). Это предположение подтверждается и данными осмотров состояния последних ступеней, проводившихся при плановых остановах.

Вследствие такого характера контакта, при колебаниях лопаток, проскальзывание бандажей друг относительно друга затруднено, и в точке контакта образуется соединение типа шарнира, который кинематически связывает отклонения соседних лопаток. Этим, по-видимому, объясняется и худшее демпфирование данного типа бандажа по сравнению с типом 1, где контакт происходит по площадке, с меньшей удельной нагрузкой. В конструкции с шарнирной связью любое случайное отклонение вершины лопатки под воздействием внешних сил в тангенциальном или аксиальном направлении приводит к ее развороту, тогда как при скользящем контакте крутильная составляющая в форме отклонения лопатки будет меньше.

Рисунок 4.51 – Зона контакта в бандаже рабочих лопаток LПС = 1200 мм:

б) бандаж рабочих лопаток LПС = 1200 мм АЭС «Тяньвань» (Китай) Результаты испытаний в установке вибрационной настройки (УВН-2) ступеней с бандажами типа 1 и 2 показывают, что частотная характеристика ступени типа имеет чётко выраженные пики при прохождении критических скоростей, тогда как у ступени типа 1 область резонанса гораздо более растянута и имеет конструкции с бандажом типа 2 вследствие большей механической связанности лопаток, обеспечивается более строгая циклическая симметрия, и соответственно, дисковые формы колебаний лучше настроены. В ступени с бандажом типа 1, повидимому, из-за различного начала проскальзывания в разных лопатках при подходе к резонансным оборотам (кратным частотам дисковых колебаний), характеристике эффект расстройки.

Напряжения, кг/мм Рисунок 4.52 – Динамические напряжения в лопатках 1200 мм с различными неустойчивости, исключить появление автоколебаний или минимизировать их демпфирование.

Во время испытаний в УВН-2, при проверке вибрационной отстройки ступеней, параллельно оценивалась величина конструктивного демпфирования. При испытаниях ступеней с бандажами типа 1 и 2 получены следующие значения логарифмического декремента для колебаний по первым дисковым формам:

тип 1 ср = 0,160 (испытания для ТЭС «Альхольма») тип 2 ср = 0,057 (испытания для АЭС «Тяньвань») Таким образом, конструкция лопатки с бандажом типа 2 имеет значительно меньшее демпфирование по сравнению с типом 1, и его, судя по опыту эксплуатации, оказывается недостаточным для подавления автоколебаний.

Подавление автоколебаний только за счёт конструктивного демпфирования неизбежно ведёт к износу контактных поверхностей и необходимости их периодического контроля и восстановления.

Наиболее эффективным способом повышения устойчивости к автоколебаниям может стать выбор конструкции, в которой минимизировано аэродинамическое возбуждение (в идеале – есть аэродинамическое демпфирование всех форм колебаний), а также обеспечена большая жесткость лопатки. Уменьшить профилирования направляющих лопаток. На практике это означает изготовление и установку новых диафрагм. Повысить жёсткость, как будет показано ниже, можно уменьшив число лопаток в ступени, при пропорциональном увеличении одновременной заменой ротора.

Таким образом, наиболее реальное мероприятие для повышения устойчивости ступени к автоколебаниям, которое можно осуществить при сохранении числа лопаток в ступени, – это изменение конструкции бандажной полки.

По результатам замеров ДФМ на украинских АЭС известно, что автоколебания на ступени с бандажом типа 2 происходят по дисковым формам с большим числом узловых диаметров (ND) – от 9 до 13. При этом, как показано выше, контакт между бандажами происходит практически в одной точке.

существующих ступенях с бандажом типа 2, можно рекомендовать возврат к форме зацепления как в бандаже типа 1.

Натурные исследования вибрационного состояния рабочих лопаток последних ступеней длиной 1200 мм показывают, что амплитуда автоколебаний лопаток возрастает с ростом массового и объёмного расходов пара через эту ступень.

Максимальная зафиксированная амплитуда автоколебаний рабочих лопаток длиной 1200 мм на Ровенской АЭС и АЭС «Бушер» (Иран) не приводит к недопустимым напряжениям в корне лопатки = 400 кгс/см2. Таким образом, для зафиксированных в эксплуатации величин массового расхода G и объёмного расхода пара GV через последнюю ступень, в том числе при максимальной мощности турбин 1000 МВт, автоколебания не представляют опасности.

Для паровых турбин типа К-1200-6,8/50 по программе «АЭС-2006» и для перспективной турбины К-1500-6,8/50 величины массового расхода G и объёмного расхода пара GV через последнюю ступень заметно больше, чем для действующих турбин класса мощности 1000 МВт.

На основании изложенного, было принято решение о разработке и применении для турбин К-1200-6,8/50, а в дальнейшем и для перспективных турбин К-1500-6,8/50, новой конструкции рабочей лопатки последней ступени. Новая конструкция рабочей лопатки рассчитана на массовый расход пара G = 600 т/ч.

Таким образом, новая рабочая лопатка должна не только удовлетворять условиям эксплуатации турбин К-1200-6,8/50, но и применяться в турбинах других классов мощности с максимальным расходом пара через ступень G = 600 т/ч.

теоретического профиля 1386, что и ее прототип – референтная лопатка 1200 мм, с уменьшением числа лопаток в ступени с 92 до 70. Профили сечений получены путем масштабирования в плоскости сечения пера с коэффициентом 92/70. По сравнению с прототипом проведено сглаживание профиля по входной и выходной кромкам, убрана подрезка периферийных сечений, удалена одна проволочная связь, а оставшаяся промежуточная связь установлена на высоте 720 мм от корневого сечения. Для снижения локальных напряжений отверстие под проволоку выполнено овальной формы (в сечении – две полуокружности, сдвинутые относительно центра и соединенные прямыми отрезками).

Сводка данных по лопатке приведена в таблице 4.11.

Таблица 4.11 – Общие данные по лопатке Целью расчёта является проверка статической и усталостной прочности лопатки и хвостового соединения, а также вибрационной отстройки.

Расчёт проводился с помощью программного пакета ANSYS. Общий вид расчётной модели показан на рисунке 4.53, фрагменты элементной разбивки в районе бандажа и хвостовика с диском – на рисунке 4.54.

Результаты расчёта лопатки при статическом нагружении (от действия центробежной силы (ЦБС)), представлены в виде распределения эквивалентных напряжений – рисунок 4.55, и номинальных напряжений в сечениях по высоте пера – рисунок 4.56.

Рисунок 4.53 – Расчётная модель усиленной лопатки LПС = 1200 мм Рисунок 4.54 – Фрагменты расчётной сетки в районе бандажа и хвостового

NODAL SOLUTION

Рисунок 4.55 – Эквивалентные напряжения в лопатке, кгс/мм Рисунок 4.56 – Номинальные напряжения в сечениях по длине лопатки Максимальное номинальное напряжение в корневом сечении – н = 36 кгс/мм2.

Допускаемое напряжение по условию статической прочности составляет 0,2/1,5 = 82/1,5 = 54,5 кгс/мм2. Условие статической прочности выполнено.

На рисунке 4.57 представлены графики напряжений от ЦБС на входной и выходной кромках пера лопатки для референтной и новой лопаток. Благодаря выполненному сглаживанию профиля, напряжения на кромках в новой лопатке ниже по величине и более равномерны по сравнению с референтной.

Напряжение от ЦБС, кг/мм Напряжение от ЦБС, кг/мм Рисунок 4.57 – Напряжения на кромках лопатки от действия ЦБС на спинке и со Результаты расчёта статической прочности хвостовика лопатки и замковой части диска представлены на рисунках 4.58 и 4.59, а также в таблице 4.12.

NODAL SOLUTION

Рисунок 4.58 – Эквивалентные напряжения в хвостовике лопатки, кгс/мм2:

NODAL SOLUTION

Рисунок 4.59 – Эквивалентные напряжения в замковой части диска, кгс/мм2:

Таблица 4.12 – Номинальные напряжения в хвостовом соединении Расчетное сечение Номинальные напряжения в шейках хвостовика лопатки и в замковой части диска удовлетворяют условиям статической прочности.

Выше показано, что условия статической прочности по номинальным напряжениям в пере, хвостовике лопатки и замковой части диска выполнены.

На распределении статических эквивалентных напряжений (рисунки 4.55, 4.58, 4.59) можно увидеть, что в лопатке и хвостовике есть зоны напряжений, близких по величине к пределу текучести. Для этих выполнены расчёты усталостной прочности.

Используемые в расчётах усталости приведённые динамические напряжения определены для первой аксиальной формы колебаний лопатки с условием ограничения поворота бандажа. По данным вибрационного контроля, проводившегося на различных станциях для ступеней с лопаткой 1200 мм, во время эксплуатации могут возбуждаться колебания по этой группе форм.

На рисунках 4.60 и 4.61 показаны распределения динамических напряжений при колебаниях лопатки по указанной форме с единичной амплитудой. На графиках – эпюры динамических напряжений, построенные для зон с максимальными напряжениями.

Рисунок 4.60 – Приведённые динамические напряжения в пере лопатки

NODAL SOLUTION

Рисунок 4.61 – Приведённые динамические напряжения в хвостовике лопатки:

а) распределение динамических напряжений в корне со стороны спинки;

б) распределение динамических напряжений в корне со стороны давления;

консервативной. При контроле методом ДФМ вибрационного состояния ступеней с референтной лопаткой 1200 мм на различных станциях, при различных условиях по массовому и объёмному расходу, амплитуда колебаний обычно составляет десятые доли миллиметра, а при автоколебаниях – не превышает 1 мм.

Для оценки усталостной прочности используем так называемый метод предельных амплитуд, в котором рассматривается комбинация действующих постоянных и переменных напряжений, а допускаемая амплитуда переменных напряжений определяется с помощью выражения где -1 – предел выносливости материала при симметричном цикле, кгс/см2;

a – предел выносливости материала при асимметричном цикле, кгс/см2;

m – средняя составляющая асимметричного цикла, кгс/см2;

u – предел прочности материала при разрыве, кгс/см2;

m – параметр, зависящий от материала (для титановых сплавов принимается равным -0,15).

На рисунке 4.62 показана диаграмма предельных амплитуд с точками, соответствующими зонам лопатки с максимальными расчётными напряжениями.

Лимитирующими зонами по усталостной прочности являются верхняя шейка хвостовика лопатки и корневое сечение в месте сопряжения промтела с выходной кромкой.

Коэффициент запаса по усталостной прочности, учитывающий асимметрию цикла напряжений, можно оценить с помощью выражения где Kst – коэффициент запаса по статическим напряжениям, -1 – предел выносливости, кгс/см2;

a – переменное напряжение, кгс/см2.

Для зоны корневого сечения вычисленный таким образом коэффициент запаса составил Ка = 3,2. Следует еще раз отметить, что данная оценка сделана для амплитуды колебаний лопатки 1 мм, то есть является консервативной.

Для проектируемой лопатки Кемпбелл-диаграмма построена по результатам расчёта собственных частот при условии циклической симметрии модели и с учётом предварительно-напряженного состояния.

Кемпбелл-диаграмма для первых двух групп форм колебаний представлена на рисунке 4.63.

Ближайшие к 3000 об/мин критические скорости вращения и допускаемый диапазон согласно РТМ 108.021.03-77 приведены в таблице 4.13.

Для третьей формы колебаний критические скорости не приводятся, так как они соответствуют собственным частотам, находящимся вне диапазона отстройки (более 300 Гц).

На рисунке 4.64 представлена экспериментальная Кэмпбелл-диаграмма, построенная по результатам испытаний в УВН-2. Можно отметить достаточно хорошее совпадение с расчётными данными.

Критические скорости вращения удовлетворяют условию вибрационной отстройки.

Частота, Гц Рисунок 4.63 – Расчётная Кемпбелл-диаграмма модернизированной ступени Таблица 4.13 – Критические скорости вблизи рабочих оборотов Рисунок 4.64 – Экспериментальная Кемпбелл-диаграмма модернизированной Расчеты, выполненные по отраслевым нормативным методикам, результаты исследований аэродинамической устойчивости и экспериментальная проверка вибрационной отстройки, подтверждают выполнение критериев статической прочности и вибрационной надежности новой лопатки.

1. Результаты исследования методов повышения эффективности уплотнений позволили впервые в практике отечественного атомного турбостроения разработать конструкцию надбандажных уплотнений с применением универсальных сотовых вставок, повышающих КПД проточных частей и улучшающих ремонтопригодность цилиндров турбин.

2. Получен комплекс расчётно-экспериментальных данных по газодинамике, прочности, вибрационному состоянию и конструкторско-технологическим решениям, позволивший разработать и внедрить в практику новую конструкцию титановой рабочей лопатки последних ступеней длиной 1200 мм, рассчитанной на максимальный расход пара 600 т/ч и обеспечивающей работу турбин мощностью 1200 – 1500 МВт.

3. Представлены результаты расчётно-экспериментального обоснования новой конструкции стопорного клапана высокого давления с паровой разгрузкой тарелки клапана с последующим освоением в условиях эксплуатации.

4. Представлены результаты исследования быстродействия, эффективности и использованием в опорных узлах подшипников качения, которая применена на практике.

5. Выполнен комплекс теоретических, расчётных и экспериментальных исследований, на базе которого была разработана и освоена в промышленных условиях новая конструкция цилиндра низкого давления с установкой теплоизоляции в средней части, обеспечивающая высокую экономичность и ремонтопригодность.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Выполнен комплекс расчётно-экспериментальных исследований по выбору, обоснованию и освоению в производстве и эксплуатации конструкции паровых турбин на 3000 об/мин большой мощности в диапазоне 1060 – 1200 МВт для АЭС с реакторами типа ВВЭР, что позволяет отечественному атомному энергомашиностроению обеспечивать и сохранять позиции мирового лидера в быстроходной паротурбинной энерготехнологии АЭС.

2. Отмечена высокая роль атомной энергетики в современном и перспективном энергобалансе и актуальность развития конкурентоспособных отечественных энерготехнологий АЭС на базе водоводяных реакторов типа ВВЭР с давлением пара перед турбиной 6-9 МПа для решения задач обеспечения энергобезопасности страны и развития экспортного потенциала российского атомного машиностроения, как важнейших стратегических задач страны.

3. На базе комплекса исследований аэродинамических, вибрационных и прочностных характеристик, особенностей конструкции и принципов функционирования конструктивных узлов разработаны высокоэффективные проточные части с применением оригинальных конструкций сотовых надбандажных уплотнений, втулочных концевых уплотнений, саблевидных направляющих лопаток с тангенциальным навалом, рабочих лопаток последней ступени длиной 1200 мм.

4. Результаты комплексных исследований кратковременной и усталостной прочности титанового сплава ВТ6, разработки и применения метода ионной имплантации для защиты лопаток от эрозии и фреттинга, аэродинамики, динамики и прочности лопаток, мониторинга и диагностики вибрационного состояния с применением дискретно-фазового метода позволили разработать конструкцию лопатки последней ступени длиной 1200 мм и последние ступени ЦНД с использованием данных лопаток.

5. Оптимальные высокоэффективные конструкции входных и выходных патрубков турбин, в том числе и для ряда проектных ограничений, обоснованы результатами теоретических и экспериментальных исследований влияния конструктивных особенностей на аэродинамические характеристики патрубков.

6. Выполнено расчётно-экспериментальное обоснование и освоены в производстве и эксплуатации конструкции высокоэффективных высоконагруженных клапанов греющего пара, регулирующего и стопорного клапанов, клапана БРУ-К.

7. Получены результаты экспериментального исследования и промышленного апробирования конструкции подшипников для работы при высоком уровне удельных нагрузок с одновременным использованием гидроподъёма вкладыша подшипника, что позволило сконструировать и успешно реализовать на практике турбины с малоопорным валопроводом.

8. Разработаны и освоены в производстве и эксплуатации быстроходные турбины мощностью 1060 МВт с четырьмя ЦНД с глубоким и умеренным вакуумом за турбиной и выполнена оптимизация тепловых схем паротурбинных установок с обеспечением термодинамических требований, отработкой оптимальных компоновочных решений со снижением затрат на сооружение машзала (встроенный ПНД-1, уменьшенное число ступеней регенеративного подогрева, электроприводной питательный насос и др.).

9. Разработаны и освоены в производстве и эксплуатации быстроходные турбины мощностью 1000 МВт с тремя высоконагруженными по расходу пара ЦНД на условия неглубокого вакуума за турбиной и выполнена оптимизация тепловых схем паротурбинных установок.

10. Разработана конструкция, освоена в производстве и находится в стадии монтажа быстроходная турбина рекордной мощности 1200 МВт для АЭС (проект «АЭС-2006» Росатома).

11. Получен опыт разработки, освоения и эксплуатации в условиях атомных электростанций паротурбинных установок на базе мощных быстроходных турбин.

12. Комплекс конструкторско-технологических решений, полученных в рамках данной работы на базе выполненных теоретических и. экспериментальных исследований, прошёл успешное промышленное апробирование на турбине и ПТУ мощностью 1060 МВт с четырьмя ЦНД (АЭС «Тяньвань», Китай), на турбинах и ПТУ мощностью 1000 МВт с тремя ЦНД (АЭС «Бушер», Иран и АЭС «Куданкулам», Индия) и применен при создании турбин и ПТУ мощностью 1200 МВт (Нововоронежская АЭС-2, Ленинградская АЭС-2 и Белорусская АЭС).

СПИСОК СОКРАЩЕНИЙ

АТЭЦ – атомная теплоэлектроцентраль АЭП – Атомэнергопроект АЭС – атомная электростанция Энергетический реактор на быстрых нейтронах с натриевым БРУ-К – клапан быстродействующей редукционной установки ВВЭР – водо-водяной энергетический реактор ВИЛС – Всероссийский институт лёгких сплавов Всероссийский научно-исследовательский и проектноВНИИАМ – конструкторский институт атомного и энергетического Восточно-Европейский головной научно-исследовательский ВНИПИЭТ – и проектный институт энергетических технологий ВПУ – валоповоротное устройство ВТИ – Всероссийский теплотехнический институт ДФМ – дискретно-фазовый метод ЗРБ – золотник регулятора безопасности ЗРС – золотник регулятора скорости ИНЭИ РАН – ИТТ – исходные технические требования КГТН – конденсатный насос с гидротурбинным приводом КПД – коэффициент полезного действия КС СПП – конденсатосборник сепаратора-пароперегревателя ЛАЭС – Ленинградская атомная электростанция ЛМЗ – Ленинградский Металлический завод МАГАТЭ – Международное агентство по атомной энергии МУТ – механизм управления турбиной МЭИ – Московский энергетический институт НВАЭС – Нововоронежская атомная электростанция научно-исследовательские и опытно-конструкторские НЛ – направляющие лопатки НПП научно-производственное предприятие «УАСТ» «Уралавиаспецтехнология»

НЧВ – низкочастотная вибрация ОД – охладитель дренажа ОД ПП – охладитель дренажа пароперегревателя огнестойкое синтетическое масло (огнестойкое масло Теплотехнического института) ПВД – подогреватель высокого давления ПВД-К – подогреватель высокого давления камерного типа ПН – питательный насос ПНД – подогреватель низкого давления ПП – пароперегреватель ППУ – пароприёмное устройство ПСПП – промежуточная сепарация и перегрев пара ПТН – питательный турбонасос ПТУ – паротурбинная установка ПЭН – питательный электронасос РАН – Российская академия наук РАЭС – Ровенская атомная электростанция РБМК – реактор большой мощности канальный РБС – разгонно-балансировочный стенд РВД – ротор высокого давления РК – регулирующий клапан РКВД – регулирующий клапан высокого давления РНД – ротор низкого давления РСД – ротор среднего давления РУ – реакторная установка САР – система автоматического регулирования СИС – сборочно-испытательтный стенд СРК – стопорно-регулирующие клапаны Санкт-Петербургский государственный политехнический СПбГПУ – СПП – сепаратор-пароперегреватель сепаратор-пароперегреватель с пароперегревателями на СПП-Ш – основе ширмовой поверхности теплообмена ТАЭС – атомная электростанция «Тяньвань»

ТВЧ – ток высокой частоты ТК – турбинный контроллер ТПН – турбопривод питательного насоса ТЭС – тепловая электростанция ФЦП – федеральная целевая программа ЦВД – цилиндр высокого давления ЦКТИ – Центральный котлотурбинный институт ЦНД – цилиндр низкого давления ЧВД – часть высокого давления ЧНД – часть низкого давления УВН – установка вибрационной настройки УТМЗ – Уральский турбомоторный завод ФГУП – федеральное государственное унитарное предприятие ХмАЭС – Хмельницкая атомная электростанция ХТГЗ – Харьковский турбогенераторный завод ЭАБ – электронный автомат безопасности ЭГП-С – электрогидравлический преобразователь-сумматор ЭПН – электропривод питательного насоса ЭТПН – экспериментальная турбина паровая натурная ЭЧСР – электронная часть системы регулирования ЯППУ – ядерная паропроизводящая установка Kraftwerk Union A.G. (совместное предприятие Siemens AG и UCTE – Союз по координации и передаче электроэнергии

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Планы по строительству российских реакторов в РФ и за рубежом, а также оценка реалистичности их воплощения / Атомный эксперт №1-2 (22-23), 2. Основные положения проекта энергетической стратегии России на период до 2030 года. 23.01.2014г. Сайт Правительства Российской Федерации.

Официальный интернет-ресурс.

3. РИА Новости 22.01.2014 электронный ресурс ria.ru/atomtec-news.

4. Флагман отечественного машиностроения: сборник статей. - Л.:

Машиностроение, 1984. – 201с.

5. «Силовые машины» подтверждают свои позиции мирового лидерв\а атомной отрасли / МегаВатт-№3 - сентябрь 6. Косяк, Ю.Ф. Паротурбинные установки атомных электростанций / Ю.Ф.

Косяк // Энергия. – 1978. – С. 312.

7. Трухний, А.Б. Тихоходные паровые турбины атомных электрических станций / А.Б. Трухний, А.Е. Булкин - Изд-во МЭИ. – 2011. – 364c.

8. Трояновский, Б.М. Паровые и газовые турбины атомных электростанций / Б.М. Трояновский, Г.А. Филиппов, А.Е. Булкин. – Энергоиздат, 1985. – 9. Отчёт о функционировании в ЕЭС России в 2013 году. Системный оператор ЕЭС. –Режим доступа: www.so-ups.ru.

10. Кириллов, И.И. Паровые турбины и паротурбинные установки / И.И.

Кириллов., А.И Кириллов., В.А. Иванов. – Машиностроение, 1978. – 276 с.

11. Шебалин, А.М. Исследование российского рынка энергетического машиностроения / А.М. Шебалин, Е.Н. Горлачева, А.А. Прозоровский // Машиностроитель. - 2013. -№11.- С.2.

12. Архангельский, Н.Г. Информационно-аналитическая модель оценки конкурентоспособности АЭС / Н.Г.Архангельский, И.В. Зайцев, Ю.Н.

Удянский // Энергия: экономика, техника, экология. – 2013. – №3. – С. 12.

13. Текущая статистика по ядерной энергетике. Новости НИЦ «Курчатовский институт» октябрь 2013.

14. Новости НИЦ «Курчатовский институт». январь 2014.

15. Лисянский, А.С. Паротурбостроение ЛМЗ в современных условиях / А.С.Лисянский, В.В. Назаров // Электрические станции. – 2000. – №12. – С.

16. Лисянский, А.С., Развитие паротурбостроения на ЛМЗ / А.С.Лисянский, В.К. Рыжков // Энергомашиностроение. – 2005. – №2-3. – С. 10.

17. Лисянский, А.С. Современные быстроходные и тихоходные паровые турбины / А.С.Лисянский, Н.А. Николаенков, В.В. Назаров и др. // Информ.

агентство "ПРоАтом" - 11 мая 2010.

18. Жуков, Г.И. Энергетическая безопасность: современное состояние и перспективы развития энергомашиностроения / Г.И.Жуков, А.С. Лисянский, Е.А. Фадеев, В.И. Щелоков // Акад.энергетики – 2011. – №6. – С. 22.

19. Адамов, Е.О. Концептуальные положения стратегии развития ядерной энергетики России в перспективе до 2100 /Е.О.Адамов, А.В. Джалавян, А.В.Лопаткин // Атомная энергия – 2012. – вып. 6.

20. Как изменится атомная энергетика в России: желаемое и действительное / Информагенство ПРоАтом, -СПб.-2014.

21. Петреня, Ю.К. Энергетическая стратегия России и проблемы развития отечественного энергетического машиностроения / Ю.К.Петреня, Ю.С.

Васильев, С.Г. Митин // Тяжелое машиностроение. – 2002. – №10.

22. Нестеров, Ю.В. Тепловая схема и оборудование II контура энергоблока АЭС с реакторной установкой БРЕСТ-ОД-300 для докритических параметров пара / Ю.В.Нестеров, А.С. Лисянский, Е.И. Макарова и др. // Теплоэнергетика. – 2011. – №6. – С. 32.

23. Энергетическая стратегия России на период до 2030 года, утв.

Правительством РФ Распоряжением № 1715-Р.

24. Романов, Е.В. Строительство новых атомных энергомощностей в России Конференция Генерального директора Росэнергоатома / Е.В.Романов. // Академия энергетики. – 2013. – №1. – С.22.

25. Петреня, Ю.К. Перспективы создания быстроходных паротурбинных установок мощностью 1500 МВт и выше / Ю.К. Петреня, Л.А. Хоменок, И.А. Ковалев, Ю.А. Качуринер, В.Н. Кондратьев, А.С. Лисянский // Труды ЦКТИ. – 2002. вып. 283. – C.12.

26. Филиппов, Г.А. Направления совершенствования быстроходных паровых турбин АЭС / Г.А.Филиппов, А.С.Лисянский, О.И.Назаров, Ю.П.Томков // Энергетические машины и установки. – 2008. – №3. – С.3.

27. Лисянский, А.С. Турбины для атомных электростанций / А.С.Лисянский, В.В.Малев, В.В.Назаров. // Индустриальный Петербург. – 2000. – №1. – 28. Саркисов, А.А. Восприятие рисков ядерной энергетики общественным сознанием / А.А.Саркисов. // «Энергия: экономика, техника, экология». – 29. Клименко, В.В. Мировая энергетика и глобальный климат после 2100г. / В.В.Клименко, А.Г.Терёшин. // Теплоэнергетика. – 2010. – №12. – 38.С.

30. Прогноз развития энергетики мира и России до 2035г.- М.: ИНЭИ РАН, 31. Костюк, А.Г. Турбины тепловых и атомных электрических станций / А.Г.Костюк, В.В.Фролов, А.Е.Булкин, А.Д.Трухний // Изд-во МЭИ. – 2001.

32. Левченко, Е.В. Турбины нового поколения НПО "Турбоатом" / Е.В.

Левченко, В.Н. Галацан, В.А. Сухинин, Б.А. Аркадьев // Теплоэнергетика. – 33. Марков, Н.М. Сопоставление технико-экономических показателей паровых турбин мощностью 1000 МВт на 3000 и 1500 об/мин для энергоблоков АЭС / Н.М.Марков., Л.П.Сафонов // Энергомашиностроение. – 1980. – №7. – С.2.

34. Носанкова, Л.В. Сравнительный анализ и особенности компоновки турбоустановок ОАО «Силовые машины» и ОАО «Альстомэнергомаш» на примере БтАЭС / Л.В. Носанкова, А.В. Бурчева // Сборник материалов 14-й научно-технической конференции ОКБ «ГИДРОПРЕСС».- 21-22 марта 35. Пономарёв-Степной, Н.Н. Главные критерии. / Н.Н. Пономарёв-Степной, В.Ф. Цибульский // Росэнергоатом. – 2013. – №1. – С.8.

турбоустановок для АЭС мощностью 1500-1700 МВт. / Г.А. Филиппов, О.И.

Назаров, Ю.П. Томков, А.С. Лисянский // Сборник докладов научнотехнической конференции ОАО ВТИ. – 2002.

охлаждаемым водой сверхкритического давления / В.А. Силин, В.М. Зорин, А.М. Тагиров и др. // Теплоэнергетика. – 2010. – № 12. – С.32.

38. Сараев, О.М. БН-1200: Главный элемент / О.М. Сараев // Росэнергоатом. – 39. Планы по строительству российских реакторов в РФ и за рубежом, а также оценка реалистичности их воплощения / Атомный эксперт. -№1-2 -66с.

40. Лисянский, А.С. Паровая теплофикационная турбина для АТЭЦ / А.С.

Лисянский, В.Д. Гаев, В.В. Назаров, Г.А. Филиппов, О.И. Назаров, Г.Е.

Келин // Тяжелое машиностроение. – 2002. – №1. – С.17.

41. Дворкович, А.В. На поддержку отечественного энергомашиностроения заложил 17млрд. / А.В. Дворкович // Дайджест газеты "Известия". – декабря 2013.

А.С.Лисянский, Л.Я. Бальва, Л.П. Заекин, Г.П. Грачева, Т.Н. Съестова // Тяжелое машиностроение. - 2004. -№8. –С. 15.

43. Костюк, А.Г. Некоторые насущные проблемы паровых турбин / А.Г.

Костюк // Энергомашиностроение. – 2005. – № 1. – С.7., – № 2. – С.65.

44. Костюк, А.Г. Сравнение расходных и динамических характеристик радиальных и радиально-осевых уплотнений турбомашин / А.Г. Костюк, А.Б. Петрунин // Вестник МЭИ.- 1999.- № 1.- С.45-47.

45. Буглаев, В.Т. Опыт использования сотовых уплотнений по валу турбин АЭС / В.Т.Буглаев и др. // Энергетические машины и установки. – 2009. – 46. Салихов, А.А. Применение сотовых уплотнений на турбинах / А.А. Салихов и др. // Электрические станции. – 2005. – №6. – С.22.