Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Санкт-Петербургский государственный политехнический университет»

На правах рукописи

МИРОНОВА Марина Викторовна

МОДЕЛИРОВАНИЕ СОПРЯЖЕННОГО ТЕПЛООБМЕНА НА

ВРАЩАЮЩИХСЯ ПОВЕРХНОСТЯХ В ПРОТОЧНЫХ ЧАСТЯХ МОЩНЫХ

ПАРОВЫХ ТУРБИН

01.04.14 – Теплофизика и теоретическая теплотехника Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель Доктор технических наук, профессор Кортиков Николай Николаевич Санкт-Петербург -

ОГЛАВЛЕНИЕ

Введение………………………………………………………………………………... Глава 1. Обзор подходов к моделированию теплового состояния элементов проточной части паровой турбины в условиях принудительного охлаждения 1.1 Современное состояние и основные направления совершенствования паровых турбин…………

1.2 Конструктивные особенности систем принудительного парового охлаждения и опыт их использования……………………………………………. 1.3. Анализ работ по исследованию течения и теплообмена при вращении диска в ограниченном пространстве: физическая картина и критерии подобия………... 1.4. Классификация подходов для моделирования теплового состояния роторностаторных элементов турбины………………………………………………………. 1.4.1 Влияние геометрических и режимных параметров на протечки в проточной части турбины……………………………………………………………. 1.4.2. Методика расчета теплового состояния проточной части турбины в условиях принудительного парового охлаждения в несопряженной постановке……………………………………………………………………… 1.4.3. Сопряженная постановка моделирования теплообмена на неизотермических поверхностях……………………………………………… 1.5 Цели и задачи диссертации…………………………………………………… Глава 2. Математическая модель сопряженного теплообмена на неизотермическом вращающемся диске при сверхкритических параметрах теплоносителя 2.1 Постановка задачи…………………………………………………………....... 2.1.1. Газодинамические уравнения. Вектора плотности потоков…………. 2.1.2. Безразмерная форма уравнений динамики вязкого газа в цилиндрической системе координат. Граничные условия ………………………... 2.1.3. Уравнения турбулентного движения и теплообмена в потоках с переменной плотностью……………………………………………………………... 2.1.4. Модель турбулентности SST k- (модель Ментера)………………… 2.1.5. Особенности численного моделирования течения водяного пара при его сверхкритических параметрах…………………………………………………... 2.2 Критерий сопряжения для вращающегося диска в неподвижном объеме жидкости…………………………………………………………………………… 2.3 Численное моделирование течения и теплообмена при вращении одиночного диска в несопряженной постановке………………………………… 2.4 Течение и сопряженный теплообмен при охлаждении вращающегося диска………………………………………………………………………………… 2.4.1 Применение метода А.В. Лыкова для расчета сопряженного теплообмена на вращающемся в свободном пространстве диске………………… 2.4.2 Течение и сопряженный теплообмен при охлаждении диска, вращающегося в ограниченном пространстве……………………………………… Выводы по второй главе ………………………………………………………...... Глава 3. Применение различных подходов к расчету теплового состояния охлаждаемых паром высокотемпературных элементов проточной части турбины в осесимметричной постановке 3.1. Вычислительные аспекты численного моделирования для осесимметричного приближения…………………………………………………. 3.2. Численное моделирование теплового состояния дисков и роторов паровых турбин в осесимметричной постановке………………………………….............. 3.2.1 Описание конструкции………………………………………………….. 3.2.2. Расчет теплового состояния на основе критериальных соотношений для теплообмена (несопряженная постановка)…………………………………….. 3.2.3 Численное моделирование теплового состояния дисков и роторов паровых турбин в осесимметричной сопряженной постановке………………....... 3.3 Верификация методики расчета теплового состояния высокотемпературных элементов проточной части турбины на основе моделирования сопряженного теплообмена………………………………………………………………………. Выводы по третьей главе ………………………………………………………... Глава 4. Трехмерное численное моделирование теплового состояния дисков и роторов паровых турбин в условиях принудительного охлаждения 4.1 Постановка задачи и вычислительные аспекты трехмерного моделирования теплового состояния……………………………………………………………… 4.1.1 Расчетная область и граничные условия……………………………… 4.1.2 Результаты расчетов, анализ трехмерного течения и теплового состояния элементов проточной части паровой турбины……………………... 4.2 Анализ различных подходов к моделированию теплового состояния вращающихся элементов в проточных частях паровых турбин………………. 4.3 Анализ работы системы охлаждения. Результаты испытаний……………. 4.4 Численное моделирование режима работы системы охлаждения РСД….. Выводы по четвертой главе……………………………………………………… Заключение………………………………….…………………………..…………… Основные обозначения……………………………………………………………... Список литературы…………………………………………………………………..

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность темы исследования. Создание конструкций турбин на сверхвысокие параметры пара сопровождается необходимостью введения принудительного охлаждения наиболее горячих и напряженных деталей проточных частей паровых турбин. Организация охлаждения наиболее горячих участков роторов высокого и среднего давления (РВД и РСД) позволяет продлить ресурс и повысить надежность работы паровой турбины.

Разработка систем охлаждения для получения равномерного распределения температуры и снижения термических напряжений требует совершенствования методов расчета теплового состояния элементов проточной части, в том числе отработки методов численного моделирования.

Степень разработанности темы исследования. В настоящее время расчет теплообмена между вращающейся поверхностью и потоком пара осуществляется на основе закона Ньютона-Рихмана с введением коэффициента теплоотдачи.

Справедливость данного закона ограничивается случаем постоянства температуры стенки (или бесконечно большим значением теплопроводности).

Более реалистичным является использование условий теплового сопряжения на границе (равенство температур и тепловых потоков) – условия четвертого рода.

Это значительно усложняет задачу и требует совместного решения уравнений теплопереноса в газовой фазе и в твердом теле.

Важность сопряженного рассмотрения газодинамики и теплообмена показана в работах Лыкова А.В., Дорфмана А.Ш., Полякова А.Ф., Ревизникова Д.Л., Зейгарника Ю.А., Karvinen R., Payvar P., описывающие особенности физикоматематического моделирования сопряженного теплообмена в потоке вблизи пластины и в окрестности входной кромки лопатки. Существующая практика расчетов теплового состояния ротора и дисков (Селезнев К.П., Сафонов Л.П.) опирается на использование несопряженной осесимметричной постановки, справочных данных по гидравлическим сопротивлениям и критериальным зависимостям для расчета коэффициента теплоотдачи.

Объект исследования: одиночный вращающийся диск конечной толщины;

полости с расходным течением газа, образованные двумя (неизотермическими) дисками; проточная часть цилиндра среднего давлении (ЦСД) с системой принудительного парового охлаждения.

рациональных подходов к моделированию трехмерного (3D) течения, теплообмена и теплового состояния РСД с системой принудительного парового охлаждения (СППО). Для достижения поставленной цели необходимо выполнить следующие задачи.

1. Провести анализ характеристик сопряженного теплообмена на одиночном диске и в полости, образованной вращающимся и неподвижным дисками.

2. Разработать математическую модель сопряженного теплообмена при обтекании неизотермического вращающегося диска.

3. Предложить метод расчета теплового состояния вращающихся дисков применительно к условиям организации охлаждения паровых турбин.

4. Провести анализ различных подходов (осесимметричного и трехмерного) и разработать численную модель для моделирования трехмерного течения и теплового состояния охлаждаемых паром высокотемпературных элементов проточной части турбины.

5. Показать возможности предложенных подходов на примере расчета теплового состояния охлаждаемой паром проточной части двухпоточного ЦСД, включающего диафрагменные уплотнения и диски первых ступеней.

Научная новизна результатов заключается в следующем:

Получено выражение для локального теплообмена для неизотермического вращающегося диска конечной толщины.

несопряженный осесимметричный подходы к моделированию теплового состояния РСД в условиях применения системы принудительного парового охлаждения и даны рекомендации по выбору параметров численных моделей.

На основе уравнений Навье-Стокса и энергии, осредненных по Рейнольдсу, и модуля STEAM (в качестве пользовательской функции UDF user defined function), учитывающего свойства водяного пара при повышенных параметрах, разработана численная трехмерная модель расчета эффективности принудительного парового охлаждения.

Теоретическая и практическая значимость работы.

1. Предложена и апробирована усовершенствованная трехмерная методика определения теплового состояния ротора паровой турбины с учетом сопряженности применительно к условиям принудительного парового охлаждения.

2. Разработанные численные модели на основе сопряженного подхода позволяют получать локальные характеристики теплообмена в системе зазоров между ротором и статором, а также трехмерное тепловое состояние ротора и дисков.

3. Показано, что корректное численное моделирование теплового состояния с помощью современного гидродинамического пакета не уступает по точности определения их локальных и интегральных характеристик экспериментальным данным, позволяет дополнить, а в некоторых случаях заменить дорогостоящий эксперимент с целью получения распределения температуры в роторе и дисках с приемлемой для инженерной практики точностью.

4. Повышение точности расчетов и учет локальных характеристик теплообмена позволяет проектировать более гибкую систему охлаждения, обеспечивающую работоспособность турбины, а значит, увеличивать ресурс турбины.

5. Результаты работы применены в ОАО “Силовые машины- ЛМЗ” при проектировании СППО паровых турбин.

Методология и метод исследования. Решение задач осуществлялось с использованием коммерческого пакета ANSYS Fluent, в котором применяется метод контрольных объемов для решения уравнений Навье-Стокса и энергии, осредненных по Рейнольдсу; и с использованием функцией пользователя (UDF – user defined function), учитывающей реальные свойства пара.

Положения, выносимые на защиту: математическая модель сопряженного теплообмена при обтекании неизотермического вращающегося диска в свободном неизотермического вращающегося диска конечной толщины в свободном пространстве с учетом параметра сопряжения, методика расчета сопряженного теплообмена на вращающихся дисках применительно к условиям организации охлаждения паровых турбин, результаты моделирования трехмерного течения и теплового состояния охлаждаемых паром высокотемпературных элементов проточной части турбины.

Степень достоверности полученных результатов работы достигается:

использованием фундаментальных законов сохранения массы, импульса и энергии; применением лицензионного программного обеспечения, верифицированного на основе сравнения с опытными и расчетными данными других авторов; согласованием расчетных данных с результатами тепловых испытаний СППО на станции.

Структура работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, списка обозначений и списка использованной литературы из _ наименований.

Работа изложена на страницах машинописного текста, имеет _ таблиц и рисунков.

В главе 1 представлен анализ современного состояния и основных тенденций совершенствования паровых турбин, направленных на повышение моделирования теплового состояния элементов проточной части паровой турбины.

В главе 2 представлен вывод критерия сопряжения (число Брюна вращения) для вращающегося диска в неподвижном объеме газа, выполнен анализ характеристик сопряженного теплообмена на одиночном диске, получено выражение для локального теплообмена для неизотермического вращающегося диска конечной толщины.

Проведены тестовые расчеты течения и теплообмена при охлаждении диска, вращающегося в ограниченном пространстве. Проверка адекватности результатов численного моделирования сопряженного теплообмена проводится путем сравнения с экспериментальными данными.

В главе 3 представлены результаты численного моделирования теплового состояния охлаждаемых паром высокотемпературных элементов проточной части турбины (дисков и ротора) паровой турбины в осесимметричной (сопряженной и несопряженной) постановке.

В главе 4 представлены результаты трехмерного численного моделирования теплового состояния охлаждаемых паром высокотемпературных элементов проточной части паровой турбины в сопряженной постановке. Выполнено сопоставление результатов расчетов с данными испытаний системы охлаждения ротора среднего давления. Проведен анализ различных подходов к моделированию теплового состояния ротора, даны рекомендации для области применения несопряженной постановки.

ГЛАВА 1. ОБЗОР ПОДХОДОВ К МОДЕЛИРОВАНИЮ ТЕПЛОВОГО

СОСТОЯНИЯ ЭЛЕМЕНТОВ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ

В УСЛОВИЯХ ПРИНУДИТЕЛЬНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ

1.1. Современное состояние и основные направления Развитие турбостроения идет по пути создания мощных паровых турбин, рассчитанных на работу с высокими начальными параметрами пара для угольных энергоблоков нового поколения. На рисунке 1.1 представлен график изменения начальных параметров пара турбоустановок за последние десятилетия [1 – 3].

Выбор начальных параметров пара для энергоблока определяется на основе анализа термодинамического цикла энергоблока с учетом возможностей металлургической промышленности, поставляющей заготовки для турбин, генераторов и другого оборудования, а также проведением экономического (стоимостного) анализа всех основных элементов энергоблока. Так, в начале 60-х гг. для энергоблоков сверхкритических параметров (СКД) был изготовлен головной образец турбины мощностью 300 МВт (К-300-240-1 ЛМЗ) (рисунок 1.1).

Рисунок 1.1 – Изменение начальных параметров пара в турбоустановках Впоследствии для обеспечения длительного ресурса работы оборудования энергоблоков СКД начальная температура пара и температура пара после промперегрева были снижены до 813 К (540 0С) [4].

суперсверхкритические параметры пара, типовые показатели следующие [5]:

температура пара за промежуточным пароперегревателем – 873 К КПД турбоустановки (нетто) – 0, В конце 90-х гг. в Дании были построены энергоблоки, которые эксплуатируются при параметрах, близких к суперсверхкритическим: ТЭС Skrbk (ввод в эксплуатацию – 1997 г.) и Nordjylland (1998 г.). Основные параметры датских энергоблоков следующие: температура свежего пара 853 К (580 0С), давление свежего пара 290 бар, температура промперегрева 853 К (5800С), КПД нетто 49 % (при глубоком вакууме в конденсаторе Рк = 23 мбар) [6].

Согласно данным, которые приводятся фирмой Siemens, в настоящее время ведутся работы по созданию ряда энергоблоков на территории Германии:

Westfalen (ввод в эксплуатацию в 2011 г.) и Lunen (ввод в эксплуатацию в 2012 г.) [7]. Несколько турбин с повышенными начальными параметрами пара запущены в эксплуатацию в Азии: Isogo (Япония, 2001), Yuhuan (Китай, 2007), Wai Gao Qiao 3 (Китай, 2008).

С 1994 г. европейскими производителями оборудования для электростанций (Alstom, Siemens и др.) ведутся совместные работы над проектом, который получил название «Усовершенствованный энергоблок с перегревом до 973 К (7000С) и пылеугольным котлом» (AD 700). Задача проекта заключается в разработке высокоэкономичного пылеугольного энергоблока следующего поколения с максимальной температурой пара выше 973 К (700 0С).

Параметры энергоблока для проекта AD 700 следующие [6]:

температура пара за промежуточным пароперегревателем – 993 К (7200С);

ожидаемый КПД энергоблока – 53 – 54 % (для варианта с использованием охлаждающей морской воды).

При дальнейшем повышении начальной температуры пара (даже до 1073 К (800 0С)) заметного повышения КПД энергоблока не происходит, в то время как значительно увеличивается его стоимость. Поэтому при условии использования специальных высокотемпературных материалов – никелевых сплавов (нимоников) максимальная температура пара энергоблоков ССКП может достичь уровня 1073 К (800 0С) [3].

Таким образом, современные тенденции развития паротурбостроения направлены на повышение начальной температуры пара, что приводит к повышению КПД установки и к снижению выбросов вредных газов в окружающую среду. Так, например, для энергоблока Lnen [8] выброс CO2 будет составлять менее 800 г/кВ ч, в то время как среднее значение выбросов СО2 для действующих ТЭС превышает 850 г/кВ ч (рисунок 1.2) [6].

Рисунок 1.2 – График зависимости выбросов СО2 от КПД нетто при сжигании работающих на суперсверхкритических параметрах пара (ССКПП). Первый способ заключается в разработке новых материалов для высокотемпературных элементов турбин, при этом узлы турбины (ротор, корпус) могут быть выполнены полностью из новых материалов, или с целью уменьшения использования дорогих суперсплавов изготавливаться сварными (рисунок 1.3) [9] Однако, применение новых усовершенствованных материалов, разработка методов изготовления деталей из дорогих суперсплавов, а также разработка новых методов сварки приводит к значительному удорожанию паротурбинного оборудования.

Рисунок 1.3 – Применение сварных роторов и корпусов Второй способ предполагает использовать широко применяемые материалы, но предусматривать в конструкции системы принудительного парового охлаждения высокотемпературных зон роторов и внутренних корпусов цилиндров.

В российской практике для роторов высокого и среднего давления широко применяется сталь 25Х1М1ФА (Р2МА), максимально допустимая температура пара в случае применения такой стали ограничена значениями 813 – 823 К (540 – 550 0С). При использовании данной марки стали в конструкции паровой турбины предусматривается принудительное паровое охлаждение высокотемпературных зон ротора специально подготовленным паром высокого давления, но с пониженной температурой [10].

В процессе эксплуатации паровых турбин при сверхкритических и суперсверхкритических параметрах пара (СКПП и ССКПП) выявляется ряд проблем. Это образование трещин в элементах корпусов цилиндров высокого и среднего давления (ЦВД и ЦСД); рост остаточных прогибов роторов и коробление обойм концевых уплотнений ЦСД; износ гребней уплотнений, и, как следствие, увеличение протечек; ограничения по скорости изменения параметров пара, что отрицательно отражается на маневренности.

Переход на суперсверхкритические параметры пара (ССКПП) делает актуальным применение системы принудительного парового охлаждения (СППО) наиболее горячих и напряженных деталей проточных частей паровых турбин (в частности, роторов), что позволяет продлить ресурс и повысить надежность работы турбоустановки.

Создание и внедрение СППО роторов требует решения ряда задач. К ним относятся: определение температуры и расхода омывающего ротор пара, обеспечивающих необходимое охлаждение металла ротора; определение оптимальных мест ввода охлаждающего пара, не вызывающих переохлаждения элементов турбины; проведение расчетов теплового состояния роторов в районе охлаждения, в том числе сравнительных – с охлаждением и без него; определение влияния охлаждения на термонапряжения роторов.

1.2 Конструктивные особенности систем принудительного парового Организация охлаждения наиболее горячих участков роторов высокого и среднего давления (РВД и РСД) позволяет продлить ресурс и повысить надежность работы паровой турбины. Известны различные системы и устройства для охлаждения горячих частей паровых турбин [11 – 16].

Проточная часть высокотемпературной многоступенчатой паровой турбины, включающая корпус с передним концевым уплотнением (ПКУ) и сопловыми лопатками первой ступени, диафрагмы с уплотнениями и ротор, установленный в корпусе и снабженный дисками с рабочими лопатками и отверстиями для перепуска пара, представлена на рисунке 1.4.

Рисунок 1.4 –. Проточная часть паровой турбины:

1 – корпус; 2 – сопловые лопатки; 3 – переднее концевое уплотнение; 4 – ротор; 5 – диск с перепускным (разгрузочным) отверстием 6; 7 – рабочие лопатки; 8 – диафрагма; 9 – направляющие лопатки; 10 – уплотнения.

Практически вся горячая утечка идет в ПКУ 3, при этом температура пара, омывающего ротор 4 в ПКУ 3 близка к температуре пара перед турбиной, а на уплотнении второй и последующих ступеней существенно ниже.

Подача холодного пара в направлении ПКУ без системы принудительного парового охлаждения возможно за счет организации наклонных отверстий в первом диске, которые создают насосный эффект [11]. Однако недостатком данного решения является то, что дополнительные наклонные отверстия нельзя выполнить для роторов, уже находящихся в эксплуатации из-за большой напряженности первого диска.

Кроме того, из-за износа увеличивается суммарное проходное сечение сопловых лопаток в первой ступени, что вызывает рост реактивности и повышения давления за сопловыми лопатками. При этом резко увеличивается корневая протечка горячего пара, “пережимающего” холодный пар по давлению в наклонных перепускных отверстиях, и в них установится течение пара в прямом направлении – от ПКУ к диафрагме второй ступени. Горячий пар захватит два уплотнения – ПКУ и диафрагменное, в итоге растут деформации от ползучести и быстро накапливается остаточное искривление ротора.

Гарантированная организация обратного течения пара утечек в перепускных отверстиях диска первой ступени достигается при выполнении соотношения для проходных сечений [11]: 2,1(1-L/D) Fp/Fc 1,6(1-L/D), где Fp, Fc – суммарные проходные сечения рабочих и сопловых лопаток соответственно; L – высота рабочих лопаток; D – средний диаметр рабочих лопаток.

Выполнение вышеуказанного неравенства за счет подбора размеров горла решеток сопловых и рабочих лопаток обеспечивает небольшую отрицательную реактивность в первой ступени и обратное течение пара утечек. Выход из указанного диапазона за нижнее его значение изменит направление потока через перепускное отверстие с обратного на прямое с уже описанными негативными последствиями.

Движение более холодного пара в направлении от диафрагмы второй ступени может быть осуществлено за счет подвода охлаждающего пара извне (рисунок 1.5).

Рисунок 1.5 – Эскиз конструкции СППО ротора ЦСД паровой турбины [12]:

1 –патрубок для подвода охлаждающего пара через диафрагму второй ступени; – патрубок для подвода охлаждающего пара в камеру между думмисом ротора и диском первой ступени; 3 – обойма диафрагмы; 4 – диафрагма В данной системе охлаждения ротора паровой турбины используется для охлаждения пар из первого или второго отборов ЦВД [12]. Раздача охлаждающего пара происходит при помощи патрубков 1, 2 (рисунок 1.5).

Охлаждающий пар подается в камеру думмиса перед диском первой ступени и в камеру между диском первой ступени и диафрагмой второй ступени, при этом обойма диафрагмы (3) и диафрагма второй ступени (4) выполнены с отверстиями.

Недостатком данного устройства [13] является то, что за счет появления значительного перепада температуры между ободом и охлаждаемым паром телом снижается надежность охлаждаемой диафрагмы в результате повышения уровня термических напряжений. Кроме того, устройство является сложным при разборке проточной части турбины во время ее ремонта.

Общим в рассмотренных устройствах является то, что для охлаждения ротора среднего давления на участках переднего концевого уплотнения и первых ступеней обеспечивается подвод охлаждающего пара, отбираемого из ЦВД, в полость перед первым диском ЦСД и в полость между телом диска первой ступени ЦСД и диафрагмой второй ступени. Отмечается, что такая система охлаждения позволяет обеспечить интенсивное охлаждение омываемых участков ротора в районе концевых уплотнений и диафрагменных уплотнений, тела диска.

Концевые уплотнения цилиндров паровой турбины, находящиеся под действием высокого давления, содержат несколько отсеков лабиринтных уплотнений, между которыми расположены промежуточные камеры для нерегулируемых отборов в регенеративные подогреватели, приема уплотняющего пара и отсоса протечек паровоздушной смеси в охладитель. В турбинах высоких начальных параметров приходится также предусматривать особые меры по охлаждению ПКУ, в частности, подвод сравнительно холодного пара для предотвращения неравномерного разогрева и коробления внешней коробки концевых уплотнений.

На рисунке 1.6 представлено охлаждаемое концевое уплотнение ООО “КОМТЕК-Энергосервис” для переднего уплотнения цилиндра среднего давления паровой турбины [14]. Наличие экранов 13 и 14 (рисунок 1.6) создают существенные преимущества. Экран 13 препятствует контакту охлаждающего пара с обоймой 2 и тем самым уменьшает перепад температур на этой обойме со стороны высокотемпературной камеры 8 и охлаждаемой камеры 9. Экран препятствует прямому воздействию перетечек пара из высокотемпературной камеры 8 на обойму 3 и вместе с тем служит для захвата перетечек пара из камеры 11.

На рисунке 1.7 представлен двухпоточный цилиндр паротурбинной установки с проточными частями прямого и обратного потока и с элементом трубопровода подвода холодного пара от внешнего источника. Во внутреннем корпусе на участке ротора между первыми дисками прямого и обратного потока установлена кольцевая камера, где давление больше, чем на входе в рабочие лопатки первых ступеней. В [15] утверждается, что достигается эффективное охлаждение центральной части ротора двухпоточных цилиндров при минимальном расходе.

Рисунок 1.6 –. Концевое уплотнение цилиндра паровой турбины:

1 - внешняя коробка концевого уплотнения цилиндра; 2, 3, 4, 5 – обоймы уплотнения; 6 - уплотнительные кольца; 7 - опорные гребни; 8 высокотемпературная камера отбора; 9 - камера перетечек пара в вакуумный отбор; 10 - сопла подвода охлаждающего пара; 11 – камера подачи уплотняющего насыщенного пара; 12 – камера отсоса паровоздушной смеси; 13 - экран перекрытия для образования полости 15; 14 – экран с радиальными разрезами для образования кармана 16.

Рисунок 1.7 – Схема подвода охлаждающего пара для двухпоточного цилиндра Отбираемый от внешнего источника холодный пар через подводящий трубопровод 1 подается в камеру. В результате подвода холодного пара в камере повышают давление пара таким образом, чтобы оно было несколько больше, чем давление на входе рабочих лопаток первых ступеней любого из потоков. При этом холодный пар из кольцевой камеры через зазоры уплотнений будет выходить на сторону прямого и обратного потока, обеспечивая охлаждение ротора и поверхностей дисков первых ступеней.

Недостатками данного устройства системы охлаждения являются:

усложненность конструкции; большие гидравлическими потери и неравномерность температурного поля, связанная с ударными воздействиями, возникающими при нормальном натекании охладителя на поверхность теплообмена.

Для двухпоточной паровой турбины фирма “Сименс” [16] предложила устройство системы охлаждения для области входа горячего пара с температурой свыше 823 К (5500С), которое представлено на рисунке 1.8.

Рисунок 1.8 – Система охлаждения с экранирующим элементом 1 – экранирующий элемент; 2 – подводящие трубопроводы; 3 – направляющие лопатки В данной конструкции за счет экранирующего элемента 1, который выполнен в форме кольца, образуется промежуточное пространство, в которое входит охлаждающая среда (пар из паротурбинной установки). Элемент 1 выгнут (рисунок 1.8) и тем самым обеспечивает отклонение горячего пара от опоры (статора).

Охлаждающий пар пропускают через первый ряд направляющих лопаток 3 в экранирующий элемент 1. При этом, как в направляющей лопатке, так и экранирующем элементе могут быть предусмотрены отводящие трубопроводы 2, обеспечивающие пленочное охлаждение компонентов.

Анализ работ [11-16] показал, что системы принудительного парового охлаждения можно условно разделить на пассивные системы и активные. К первой группе можно отнести системы, в которых подача охлаждающего пара к наиболее нагретым частям паровой турбины обеспечивается отрицательным реактивным облопачиванием [11 - 12]. Ко второй – за счет принудительной подачи охлаждающего пара из внешних источников. Для получения необходимых параметров охлаждающий пар может подготавливаться в специальных теплообменниках и регулироваться с помощью специальных клапанов [17].

Опыт эксплуатации паровой турбины К-300-240 ЛМЗ показал, что к числу наиболее теплонапряженных участков относятся обоймы переднего концевого уплотнения ЦСД турбины. Это, в частности, приводит к короблению (деформации) обоймы между камерами ПКУ.

Другим уязвимыми участками является высокотемпературные участки РСД турбины в районе думмиса и первых двух ступеней. В частности, для РСД турбины К-300-240 ЛМЗ при работе на стационарном режиме с номинальной нагрузкой наблюдается высокий уровень термонапряжений, так как радиальные перепады температуры металла по думмису достигают 120 – 140 К при температуре пара 803 – 808 К (530 – 5350С). На пусковых режимах эта разность температур может достигать 200 К [12, 13, 18].

Работа системы охлаждения роторов высокого и среднего давления осуществляется посредством подачи охлаждающего пара с температурой 713 – 748 К (440 -4750С) для снижения нагрева металла ротора ЦСД до уровня 723 – К (450 - 4600С) и ротора ЦВД до 743 – 778 К (470 – 4750С).

Для формирования температурного поля диска первой ступени существенное значение имеет реализующая схема перетечек пара в системе разгрузочных отверстий, междисковых камер и диафрагменных уплотнений. Опыт работы на станционной нагрузке с включенной системой охлаждения также показал снижение уровня температуры металла корпуса ЦСД в районе ПКУ с 798 К (5250С) до 703 – 723 К (430 - 4500С). Введение в эксплуатацию СППО практически устранило коробление обоймы ПКУ и прогрессирующий прогиб РСД в зоне между дисками первой и второй ступенями ЦСД, который с 0,02 мм увеличился до 0,04 (по сравнению до 0,35мм - без охлаждения).

Проблема прогиба роторов паровых турбин и пути их решения рассмотрены в работе [19]. Выработка ресурса роторов проявляется в снижении прочностных характеристик металла (снижение длительной прочности) при длительной эксплуатации, в изменении показателей малоцикловой термической усталости при пусках, разгружениях или при других переменных режимах работы, а также развитии прогрессирующих прогибов роторов. Прогрессирующий прогиб – один из факторов, характеризующий выработку ресурса ротора.

Влияние температуры металла ротора на его ресурс проявляется в том, что снижение температуры с 773 – 838 К (500 - 5650С) до 733 – 753 К (460-4800С) при значении предела текучести 0,2=150 МПа для стали Р2МА способствует продлению ресурса с 100 тыс. часов до 400 тыс. часов и допустимое число циклов увеличивается в 2-3 раза.

В [19] предполагается, что прогиб является следствием окружной неравномерности физических и механических свойств, а также химсостава поковки. В работе также утверждается, что основной причиной прогиба являются высокие уровни термонапряжений на поверхности ротора, которые возникают при пусках турбины. Эти напряжения суммируются с напряжениями от действия центробежных сил, и суммарные напряжения могут превышать предел текучести 0,2 в различных точках по окружности вала. Согласно [20] минимальный уровень напряжений, при котором проявляется ползучесть роторной стали Р2МА при К (5000С) составляет 100 МПа, при 798 К (5250С) – 80 МПа, при 823 К (5500С) – 60 МПа. Можно сделать вывод, что единственным способом борьбы с прогрессирующим прогибом является снижение температуры металла роторов путем внедрения системы принудительного охлаждения роторов высокого и среднего давления.

Следовательно, к числу наиболее высокотемпературных частей проточной части мощной паровой турбины относятся ротор с дисками в области первых ступеней, лабиринтные уплотнения (особенно передние концевые уплотнения), которые подвержены воздействию перегретого водяного пара при супер- и сверхкритических параметрах. Моделирование газодинамики и теплообмена при этих условиях должно включать: учет реальных свойств теплоносителя;

геометрию элементов проточной части; учет существенной неизотермичности металлических элементов конструкции турбины и перегретого пара.

1.3 Анализ работ по исследованию течения и теплообмена при вращении диска в ограниченном пространстве: физическая картина и критерии К числу высокотемпературных элементов проточной части относятся диски роторов. Полости с расходным течением газа, образованные двумя дисками (при этом один из дисков или оба могут вращаться), являются упрощенными моделями для исследования течения и теплообмена в проточных частях мощных паровых турбин. На рисунке 1.9 дается схема течения в междисковых зазорах.

Рисунок 1.9 – Варианты течений в междисковых зазорах:

а) – радиальный подвод пара; б) – осевой подвод пара Среди опубликованных работ [21-24] наиболее часто встречаются следующие постановки задач для течений в междисковых зазорах (рисунок 1.9):

течение с радиальным подводом и выходом потока (а) [21];

течение с разворотом потока, осевой вход и радиальный выход через ряд отверстий на ободе (б) [23, 24] Для данных задач определяющими критериями являются вращательное число Рейнольдса Re = ; число Россби Ro =, осевое (расходное) число Прандтля Pr = (где r1 – радиус центрального отверстия в диске, W = r средняя скорость в сечении r1).

Началом систематического изучения структуры течения между двумя вращающимися дисками принято считать работу Хайда [21], в которой изотермическое течение жидкости от источника к стоку было разделено на четыре области (рис. 1.10): область (1) - источник размером 1, слои Экмана толщиной примерно 3 ( = ) на каждом диске (2), стоковая область размером 2 (3) и невязкое ядро, в котором радиальные и осевые компоненты скорости практически равны нулю (4).

Однако работа Хайда была ограничена только анализом ламинарного течения во вращающейся полости с радиальным входом и радиальным выходом.

Несколько позднее модель Хайда была дополнена авторами [24] для расчета турбулентных течений.

Как показали дальнейшие исследования, подходы авторов работ [21, 24] могут быть применены для течений при малых числах Россби, так как использование только одного размерного масштаба для описания структуры пограничного слоя ( = ) приводят к расхождениям с результатами решения задачи Кармана для одиночного вращающегося диска. Авторами [25] был использован метод осреднения, аналогично подходу [24], но с введением двух масштабов 1(r) и 2(r) для описания структуры пограничного слоя, что позволило расширить стандартную теорию Экмана для случая больших чисел Россби.

Рисунок 1.10 – Структура течения между двумя вращающимися дисками вращающимися дисками с радиальным подводом охлаждающей среды были дополнены рядом экспериментальных исследований [26, 27]. Одним из первых исследований были визуализации структуры потока и измерения профилей скоростей с применением лазерной доплеровской анемометрии [26], которое подтвердило разделение структуры потока в полости на характерные зоны (рисунок 1.10). Полученные экспериментально тангенциальные компоненты скорости согласуются с результатами нелинейной теории для ламинарных и турбулентных слоев Экмана [24].

исследовать структуру потока для вращающихся полостей с радиальным расходным течением, а также получить мгновенные пространственные распределения полей скорости. При проведении экспериментального исследования [27] было изучено влияние режимных параметров (коэффициент расхода Cw = G/(r0) и вращательное число Re = r02/) на протяженность характерных зон. Так, например, было обнаружено, что при достижении значений Cw = 3,12103 и Re = 7,95104, структура потока становится неустойчивой.

Структура течения газа с осевым подводом во вращающуюся полость несколько сложнее, характеризуется наличием циркуляционной зоны вблизи входа и таким явлением, как распад вихря при определенных числах Россби [22].

Распределение локальных характеристик теплообмена (числа Нуссельта) на внутренней поверхности диска имеет сложный (на некоторых режимах «пикообразный») характер.

Для практического применения наибольший интерес представляют течения с осевым входом газа в цилиндрическую полость с неизотермическими дисками:

один диск вращается, другой неподвижен. Исследованию таких течений посвящено большое количество экспериментальных и аналитических работ [28, 29].

В работе [30] рассмотрена картина течения между вращающимся диском и неподвижной стенкой при малой ширине зазора (s/r0 < 0,05) при отсутствии подачи охлаждающего газа в полость. Вблизи диска радиальное течение направлено от центра, около стенки радиальная скорость направлена к центру.

При очень малой ширине зазора между диском и стенкой, когда исчезают отдельные пограничные слои на стенках, распределение окружных скоростей имеет характер, сходный с распределением скоростей при течении Куэтта. При числах Re < 105 имеет место ламинарное течение Куэтта с линейным профилем скоростей [30].

Как правило, в технических устройствах в междисковый зазор подается некоторый расход газа (жидкости), связанный с охлаждением полости, или с протечками из других полостей. Наличие расходного течения может значительным образом изменить кинематику потока. На картину течения влияет большое число различных факторов: угловая скорость вращения, величина зазора, расход и направление охлаждающего газа, закрутка потока при входе и выходе и т.д.

Задача о течении между вращающимися дисками и соответствующими элементами статора была численно решена авторами [31-33], экспериментально исследована [34]. В экспериментальной работе [34] было получено распределение Nu на поверхности вращающегося диска и неподвижного обода для случая, когда охлаждающий газ поступает в полость через центральное отверстие во вращающемся диске и выходит из полости через радиальный зазор между неподвижным диском и ободом.

Авторами [31] была разработана методика расчета закрутки потока и перепада давлений по радиусу в зазоре между вращающимся и неподвижными дисками при наличии радиального расходного течения. При разработке методики был сделан ряд упрощений:

- среда в зазоре между дисками несжимаема, - малая величина зазора между дисками s/r0 < 0.1, - толщины пограничных слоев на вращающемся и неподвижном дисках одинаковы и равны половине зазора = = s 2.

Данные по величинам закрутки потока [31], полученные на упрощенной модели и для ограниченного диапазона по расходам, используются в настоящее время для определения коэффициентов теплоотдачи в методике [35].

Исследования на моделях простой формы продолжаются и в настоящее время [36-38]. В работе [37] объединены экспериментальное и численное моделирование теплообмена и турбулентного течения в полости с неподвижным и вращающимся дисками для диапазона 1,42 10 5 Re 3,33 10 5. Авторы работы [37] для численного моделирования использовали газодинамический пакет Fluent, в качестве модели турбулентности была выбрана RNG k -.

Представленный обзор литературы показал, что отсутствуют рекомендации по влиянию на теплообмен в зазорах между ротором и статором при течении перегретого водяного пара с учетом переменности теплофизических свойств теплоносителя.

1.4 Классификация подходов для моделирования теплового состояния 1.4.1. Влияние геометрических и режимных параметров на протечки в В настоящее время обоснование разработанных конструктивных решений проводится на основании расчета гидравлики течения, теплового и напряженного состояний охлаждаемых узлов [35, 12].

Основные положения методики расчета протечек в проточной части паровой турбины изложены в [35, 39]. Течение рабочего тела через проточную часть турбины сопровождается не рабочими или так называемыми «паразитными»

протечками. Они не только не участвуют в выработке полезной энергии на рабочих лопатках, но в силу конструктивных особенностей проточной части, вступая во термодинамические потери. Эти потери связаны со смешением потоков с разным энергетическим потенциалом и различным направлением движения. Протечки также вызывают потери из-за искажения структуры потока в процессе смешения и взаимодействия.

В настоящем параграфе рассматриваются нерабочие протечки в тракте (рисунок 1.11): протечки через диафрагменное уплотнение (Gд), через разгрузочное отверстие (Gр), через зазор в корневом сечении между направляющими и рабочими лопатками (Gщ). Протечку из камеры диска в проточную часть называют «подсосом», в обратном направлении «отсосом» [40].

Рисунок 1.11 – Схема протечек в турбинной ступени (1 – диафрагменное уплотнение, 2 – диафрагма, 3 – камера между диафрагмой и нижестоящим по течению диском, 4 – корневой зазор, 5 – диск, 6 – разгрузочное Из всех многочисленных параметров, так или иначе влияющих на снижение экономичности турбинной ступени при протечке нерабочего тела через корневой зазор в проточную часть, выделены следующие:

- относительное значение протечки через корневой зазор ступени в проточную часть G прот = G прот / G ст, где G прот - абсолютное значение протечки в проточную часть, G ст - расход пара через ступень;

- к — степень реактивности в корневых сечениях при отсутствии протечки в. корневой зазор;

- конструкция корневого уплотнения ступени.

В настоящее время применяются полуэмпирические и эмпирические зависимости, полученные с использованием результатов экспериментальных исследований. С учетом указанных основных параметров, влияющих на снижение экономичности ступени при протечке нерабочего тела из камеры между диском и диафрагмой в проточную часть ступени, в работе [40] с ссылкой на [41] была предложена эмпирическая зависимость, в наибольшей степени суммарно отражающая суть явления при обычно принятых в практике турбостроения осевых уплотнениях корневого зазора:

где подс — снижение экономичности при протечке из камеры между диском и диафрагмой в проточную часть.

График указанной зависимости и результаты экспериментов различных организаций приведены на рисунке 1.12 [40].

Рисунок 1.12 – Влияние на экономичность ступеней протечки из камеры между диском и диафрагмой в проточную часть (“подсос”): 1- данные КАИ; 2 – БИТМ;

Анализ приведенных данных свидетельствует о том, что с увеличением подсоса в проточную часть экономичность ступени падает; при переходе к отрицательным степеням реактивности (при одной и той же протечке) экономичность ступени ниже. Расчетная зависимость (1.1) хорошо согласуется с результатами эксперимента [40] при G подс < 0,02 и к < 0,05, т. е. в основном охватывает наблюдающийся в реальной действительности диапазон рассматриваемых параметров.

экспериментальные исследования по отработке мероприятий, снижающих влияние протечки в проточную часть на экономичность турбинной ступени. Основным средством уменьшения подсоса через открытый корневой зазор является применение уплотнений [42]. Наиболее эффективным считается уплотнение, в котором протечке, поступающей в проточную часть ступени, придается направление течения, максимально совпадающее по направлению с движением основного потока.

Следует отметить, что при этом наблюдается существенное снижение степени влияния протечки в проточную часть на экономичность ступени.

Другим объектом исследования является изучение влияния разгрузочных отверстий в дисках на экономичность ступени. Если в конструкции турбины принять, что протечка через разгрузочные отверстия в дисках всегда направлена из камер за ступенью в камеру между диском и диафрагмой ступени, а оттуда через корневой зазор в проточную часть ступени, то при принятой схеме течения протечка в проточную часть через корневой зазор возрастает (суммируется протечка через диафрагменные уплотнения и разгрузочные отверстия). Это приводит к существенному снижению экономичности из-за увеличения G подс. В связи с этим предлагается вообще ликвидировать разгрузочные отверстия.

Однако, как показал анализ проведенных исследований, ликвидация разгрузочных отверстий не приводит к повышению экономичности [40]. Под влиянием конструктивных и режимных факторов направления протечек как в корневом уплотнении, так и в разгрузочных отверстиях могут иметь различный знак. Ликвидация же разгрузочных отверстий однозначно приведет к положению, когда протечка через диафрагменные уплотнения у турбинной ступени будет поступать через корневой зазор в проточную часть, снижая при этом экономичность работы ступени [40].

Таким образом, анализ проведенных исследований [40, 42] показал, что в некоторых случаях в результате усложнения конструкции корневого уплотнения проточной части ступени и корневого меридионального обвода может быть ослаблено влияние протечки через корневой зазор ступени в проточную часть на экономичность, но полностью ликвидировать вредное влияние этой протечки таким способом нельзя.

Ссылаясь на опытные данные КТЗ, МЭИ, ЛМЗ, авторы работы [40] обращают внимание на то, что при наличии «отсоса» не только не происходит снижение экономичности, но наблюдается даже ее повышение при значениях утечки почти до G отс = 0,02 (рисунок 1.13). Объяснить это можно тем, что при таком направлении протечки из ступени отводится низкопотенциальная, участвующая во вторичных течениях, часть потока, и при этом улучшаются условия обтекания корневых сечений рабочих лопаток.

Рисунок 1.13 – Влияние на экономичность ступеней протечки из проточной части в камеру между диском и диафрагмой (“отсос”):

Экспериментальные исследования КТЗ, МЭИ, ЛМЗ также однозначно показали, что повышение экономичности ступени происходит при небольшом значении корневых зазоров (щ=1,0 -1,5 мм), т.е. при вполне определенной скорости отвода рабочего тела из проточной части. При больших значениях корневых зазоров или при отсутствии уплотнений у корня ступени в диапазоне