Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса. постановка задач исследований 17
1.1. Характерные повреждения теплообменных аппаратов 17
1.2.Причины возникновения вибрации трубных систем теплообменных аппаратов ПТУ 22
1.3. Экспериментальные исследования вибрации трубок и трубных систем теплообменных аппаратов 27
1.4. Теоретические методы исследования колебаний трубок и трубных систем теплообменных аппаратов 35
1.5. Напряженно-деформированное состояние теплообменных аппаратов ПТУ 41
1.6. Коррозионная стойкость трубок теплообменных аппаратов
ПТУ 49
1.7. Задачи исследований 54
2. Исследование показателей надежности кожухотрубных теплообменных аппаратов ПТУ 57
2.1. Повреждаемость теплообменных аппаратов, приводящая к отказам паротурбинных установок 59
2.2. Анализ показателей надежности теплообменного оборудования паротурбинных установок 70
2.3. Выводы 83
3. Экспериментальное исследование динамических характеристик трубных систем теплообменных аппаратов ПТУ 85
3.1. Сопоставление статических и динамических характеристик гладких и профильных витых трубок 86
3.2. Колебания трубных систем теплообменных аппаратов ПТУ в условиях эксплуатации 100
3.3. Особенности аэродинамического возбуждения трубок в теплообменных аппаратах ПТУ 110
3.4. Моделирование динамического взаимодействия в узле «трубка
- промежуточная перегородка» 117
3.4.1. Однопролетная гладкотрубная система 118
3.4.2. Двухпролетная гладкотрубная система 126
3.4.3. Двухпролетная система с профильной витой трубкой 139
3.5. Исследование фрикционного износа трубок в промежуточных перегородках 151
3.6. Выводы 154
4. Экспериментально-расчетное исследование напряженно-деформированного состояния трубных систем теплообменных аппаратов ПТУ 155
4.1. Экспериментальное исследование деформаций корпусных элементов сетевого подогревателя теплофикационной турбины в условиях эксплуатации 156
4.2. Моделирование напряженно-деформированного состояния элементов сетевого подогревателя ПСГ-2300-2-8 166
4.2.1. Анализ деформационных и силовых параметров, возникающих в ПСГ теплофикационных турбин в условиях эксплуатации 166
4.2.2. Оценка действующих в трубной системе ПСГ усилий 173
4.3. Анализ результатов расчета І 84
4.4. Моделирование устойчивости трубной системы ПСГ в условиях сжимающих нагрузок 195
4.5. Выводы 201
5. Разработка методик вибрационного расчета трубных систем теплообменных аппаратов ПТУ 203
5.1. Общие положения 203
5.2. Методика расчета собственных частот и форм колебаний прямых, U-образных и П-образных трубных систем теплообменных аппаратов ПТУ 206
5.3. Методика оценки параметров колебаний трубок при обтекании
их потоком теплоносителя 212
5.4. Программа расчета и критериальные оценки результатов вибрационных расчетов 220
5.5. Выводы 224
6. коррОзионная стойкость трубных систем теплообменных апартов ПТУ 225
6.1. Коррозионная стойкость трубных систем из сплавов на основе меди 225
6.2. Исследование процессов коррозионного растрескивания трубок под напряжением 244
6.2.1. Методика исследований коррозионного растрескивания в условиях напряженного состояния 245
6.2.2. Коррозионное растрескивание латуни в условиях напряженного состояния 250
6.2.3. Коррозионное растрескивание нержавеющей стали в условиях напряженного состояния 257
6.3. Моделирование напряженно-деформированного состояния теплообменной поверхности в условиях питтингообразования 264
6.4. Выводы 270
7. Разработка, исследование и апробация ряда рекомендаций по повышению надежности кожухотрубных теплообменных аппаратов ПТУ 272
7.1. Повышение прочности и герметичности соединения трубок с трубными досками 272
7.2. Повышение вибрационной надежности теплообменных аппаратов ПТУ 282
7.3. Рекомендации для инженерной практики 289
8. Оценка экономической эффективности модернизации теплообменных аппаратов пту... 295
Заключение 307
Библиографический список
- Экспериментальные исследования вибрации трубок и трубных систем теплообменных аппаратов
- Анализ показателей надежности теплообменного оборудования паротурбинных установок
- Колебания трубных систем теплообменных аппаратов ПТУ в условиях эксплуатации
- Моделирование напряженно-деформированного состояния элементов сетевого подогревателя ПСГ-2300-2-8
Введение к работе
Актуальность проблемы. По оценкам ВТИ и МЭИ, при неизменных параметрах свежего пара и пара промперегрева вклад в общее повышение КПД паротурбинной установки (ПТУ), полученный за счет улучшения характеристик теплообменных аппаратов (конденсаторов, подогревателей сетевой воды и системы регенеративного подогрева питательной воды, маслоохладителей и т.д.)» может достигать 30 %. При этом значительное влияние на эффективность работы вышеуказанного теплообменно-го оборудования оказывает его надежность.
Надежность основного и вспомогательного оборудования современных ПТУ проявляется в эксплуатации различным образом. Отказы основного оборудования (турбина, парогенератор) приводят к отказу (вынужденному останову) ПТУ. Отказы вспомогательного оборудования в ряде случаев также могут приводить к останову ПТУ (в основном из-за отказов питательных насосов, ПВД, конденсаторов). Но гораздо чаще отказы в работе теплообменных аппаратов (ТА) ПТУ вызывают снижение технико-экономических показателей работы турбоустановки, не вызывая её аварийного останова. Вместе с тем массогабаритные характеристики ТА ПТУ сопоставимы (а иногда и превосходят) подобные показатели турбинного оборудования, а ресурс ТА (как расчетный, так и реальный) практически всегда меньше ресурса турбины. В силу этого комплексная оценка надежности ТА (с гладкими и различно профилированными трубками, которые в настоящее время рассматриваются как одно из наиболее перспективных направлений повышения эффективности ТА) является актуальной задачей, так же как и решение проблемы повышения их надежности.
Анализ повреждений ТА ПТУ показывает, что до 70 % повреждений обусловлено коррозионно-эрозионными процессами в аппаратах и около 25 % повреждений теплообменников связано с вибрацией трубных пучков. Для вертикальных ТА картина распределения причин повреждений практически зеркально меняется — до 70 % повреждений, по мнению специалистов, вызывается вибрацией трубок в трубных пучках. В связи с этим несомненна актуальность исследований, направленных как на изучение коррозионной стойкости трубных систем ТА ПТУ, так и их вибрационных характеристик (с учетом многочисленных конструктивных и эксплуатационных факторов) с целью получения научно обоснованных данных для расчета и проектирования надежных ТА, а также для их модернизации в условияхОКСилуахацаи^^
j рос. национальная]
3 ! оУ^у/у;
Цель работы: совершенствование существующих и создание новых кожухот-рубных теплообменных аппаратов паротурбинных установок, обладающих более высокими показателями надежности.
В результате достижения указанной цели решены следующие задачи, которые выносятся на защиту:
Проведено исследование и выполнен статистический анализ повреждаемости ТА ПТУ с оценкой таких показателей надежности, как безотказность, ремонтопригодность и долговечность.
Экспериментально изучены параметры колебаний трубных пучков серийных ТА ПТУ в условиях эксплуатации и определены диапазоны изменения частот собственных колебаний и параметров демпфирования их трубных систем.
Исследованы сравнительные прочностные и вибрационные характеристики гладких и профильных витых трубок для различных ТА ПТУ, получена необходимая и достоверная информация для проведения вибрационных расчетов аппаратов с такими трубками.
Экспериментально изучен характер взаимодействия гладких и профильных трубок с промежуточными перегородками в широком диапазоне изменения их размеров, выработаны рекомендации по выбору оптимальных, с точки зрения вибрационной надежности, геометрических размеров узла «трубка - перегородка» для ТА ПТУ.
Экспериментально исследовано аэродинамическое возбуждение гладких и профильных витых трубок в трубном пучке в условиях моделирования конденсации пара, получены значения коэффициентов аэродинамических сил и показателей аэрогидродинамического демпфирования трубок в потоке теплоносителя.
Выполнены экспериментально-расчетное исследование и анализ напряженно-деформированного состояния элементов горизонтального прямотрубного многоходового подогревателя сетевой воды теплофикационной турбины, определены поля усилий и напряжений, действующих на трубки и трубные доски.
На основе обобщения результатов стендовых и натурных исследований разработана методика вибрационного расчета U-, П-образных и прямотрубных систем ко-жухотрубных ТА ПТУ.
Проведены анализ и обобщение данных по коррозионной стойкости трубных систем ТА ПТУ из сплавов на основе меди, выполнено ранжирование медных
сплавов по коррозионной стойкости.
- Экспериментально исследованы процессы коррозионного растрескивания тру
бок ТА в условиях действия статических напряжений и выполнено численное моде
лирование изменения характеристик напряженно-деформированного состояния труб
ных систем в условиях образования и развития коррозионных питтингов.
- Разработан ряд конструктивных и технологических рекомендаций, обеспечи
вающих повышение надежности как при создании новых, так и при модернизации
существующих ТА в условиях эксплуатации.
- Проведена оценка экономической эффективности модернизации ТА ПТУ, на
правленной на повышение их эффективности и надежности.
Научная новизна заключается в следующем:
Впервые определены параметры колебаний трубных систем различных серийных ТА ПТУ в условиях эксплуатации, определены диапазоны изменения частот собственных колебаний и параметров демпфирования трубок.
Впервые определены сравнительные прочностные и вибрационные характеристики профилированных и гладких трубок, применяемых в ТА ПТУ.
Впервые изучены процессы динамического взаимодействия трубок ТА с промежуточными опорами (перегородками) применительно к различным ТА ПТУ (конденсаторы, ПСГ, ПСВ, ПНДит. д.).
Определены значения коэффициентов аэродинамических сил и показателей аэрогидродинамического демпфирования трубок в потоке теплоносителя в условиях моделирования конденсации пара в ТА ПТУ.
Впервые определены поля усилий и напряжений, действующих на трубные системы (трубки и трубные доски) многоходового подогревателя сетевой воды на различных режимах работы теплофикационной турбоустановки.
Разработаны методика вибрационного расчета U-, П-образных и прямотрубных систем ТА ПТУ и критериальные оценки их вибрационной надежности.
На основании анализа и обобщения данных по коррозионной стойкости тепло-обменных трубок из сплавов на основе меди выполнено их ранжирование по коррозионной стойкости.
Установлены основные закономерности коррозионного растрескивания под напряжением материалов трубок ТА ПТУ.
Достоверность и обоснованность результатов подтверждаются соответствующей точностью и тарировкой всех измерительных систем, использованием современных компьютерных аппаратных и программных средств для обработки данных и проведения численных расчетов, удовлетворительным согласованием расчетных и экспериментальных данных, сопоставлением ряда полученных результатов с данными других исследователей, соответствием полученных результатов современным физическим представлениям по всем рассматриваемым вопросам.
Практическая значимость и реализация результатов работы заключается в использовании полученных результатов для проектирования и изготовления высоконадежных кожухотрубных ТА ПТУ с гладкими и профильными витыми трубками, а также при модернизации серийных аппаратов в условиях эксплуатации с целью повышения их надежности. Результаты работы широко используются отделом теплооб-менного оборудования НПО ЦКТИ им. И.И. Ползунова при проектировании новых высоконадежных кожухотрубных ТА ПТУ и включены в два разработанных НПО ЦКТИ отраслевых руководящих нормативных документа: РТМ 108.271.23-84 «Расчет и проектирование поверхностных подогревателей высокого и низкого давления» и РД 24.271.01-88 «Методы оценки вибрационных характеристик трубных систем регенеративных подогревателей низкого давления и подогревателей сетевой воды». Также результаты работы используются на ОАО «Нестандартмаш» (г. Екатеринбург), где изготовлепо более 200 модернизированных теплообменников. Разработанные практические рекомендации реализованы на ряде электростанций Свердловэнерго, Тюмень-энерго и Пермэнерго при модернизациях серийных теплообменников с целью повышения их надежности в условиях эксплуатации. Основные результаты диссертационной работы вошли в ряд монографий, учебно-методических пособий и учебник «Теплообменники энергетических установок» для студентов вузов, обучающихся по специальности 10 1400 — Газотурбинные, паротурбинные установки и двигатели.
Апробация работы. Основные результаты исследований, изложенные в диссертации, докладывались и были представлены: на международных научно-технических конференциях «Совершенствование турбоустановок методами математического и физического моделирования», Харьков, 1985, 1997, 2000, 2003 гг.; на 1-й Всесоюзной научно-технической конференции «Долговечность энергетического оборудования и динамика гидроупругих систем», Миасс, 1985 г.; на 2-й Всесоюзной
научно-технической конференции «Гидроупругость и долговечность конструкций энергетического оборудования», Каунас, 1990 г.; на ХШ Всесоюзной научно-технической конференции по вопросам рассеяния энергии колебаний механических систем, Киев, 1983 г.; на 2-й, 3-й и 4-й международных научно-практических конференциях «Совершенствование теплотехнического оборудования ТЭС, внедрение систем сервисного обслуживания, диагностирования и ремонта», Екатеринбург, 1999, 2001, 2003 гг.; на Всесоюзной научно-технической конференции «Научные проблемы современного энергетического машиностроения и их решение», Ленинград, 1987 г.; на XXII и XXIII Российских школах «Наука и технологии», Миасс, 2002 и 2003 гг.; на Всероссийской научно-технической конференции «Актуальные проблемы современной энергетики», Екатеринбург, 2002 г.; на международной научно-технической конференции «80 лет Уральской теплоэнергетике. Образование. Наука», Екатеринбург, 2003 г.; на 2-й международной научно-технической конференции регионального Уральского отделения АИН РФ «На передовых рубежах науки и инженерного творчества», Екатеринбург, 2000 г.; на ряде республиканских, региональных и межвузовских конференций, совещаний и семинаров.
Публикации. Основные результаты диссертационной работы опубликованы в 59 научных изданиях (из них 41 относится к изданиям, рекомендуемым ВАК для опубликования результатов докторских диссертаций), в том числе в 2 монографиях, 48 печатных работах, 4 авторских свидетельствах на изобретения и 2 свидетельствах Роспатента об официальной регистрации программ для ЭВМ, РТМ 108.271.23-84 по расчету и проектированию поверхностных подогревателей высокого и низкого давления, РД 24.271.01-88 по методам оценки вибрационных характеристик трубных систем регенеративных подогревателей низкого давления и подогревателей сетевой воды, а также вошли в учебник для студентов вузов.
Личный вклад автора заключается: в формулировании общей идеи и цели работы; в выполнении большей части экспериментальных исследований и анализе их результатов; руководстве, в постановке и разработке методик расчета трубных систем теплообменных аппаратов; в анализе и обобщении всех полученных результатов; в разработке и внедрении (реализации) практических рекомендаций.
Структура работы. Диссертация состоит из введения, восьми глав, заключения, приложений и списка литературных источников, насчитывающего 216 наиме-
нований. Весь материал изложен на 310 страницах машинописного текста, содержит 124 рисунка и 17 таблиц, 5 приложений.
Экспериментальные исследования вибрации трубок и трубных систем теплообменных аппаратов
Для построения модели вибрационного расчета трубных систем теплообменных аппаратов, помимо определения причин возбуждения колебаний и уровней динамического воздействия, необходимо тщательное исследование поведения трубки теплообменника как механической системы. Трубка прямотрубного теплообменника представляет собой балку с равномерно распределенной массой, защемленную по концам и имеющую ряд промежуточных опор с зазором. Расстановка промежуточных опор бывает самой разнообразной: от равнопролетной системы до системы, имеющей все пролеты разной длины. Промежуточные опоры представляют собой перфорированные пластины толщиной от 5 до 45 мм и с разными диаметрами отверстий для трубок в различных теплообменных аппаратах. В зависимости от вида теплоносителя, омывающего трубки снаружи, в зазоре между трубкой и промежуточной опорой возможно наличие пленки жидкости. Имеющиеся в литературе данные об экспериментальных исследованиях вибрационных характеристик подобных трубных систем можно разбить на две группы. Одна группа исследований посвящена изучению колебаний многопролетных трубок, прототипами которых являются трубки реальных теплообменных аппаратов ядерных энергоустановок [15, 28-31]. Другая группа посвящена исследованиям взаимодействия трубки с опорой, имеющей зазор, на упрошенных, чаше всего однопролетных, моделях [32-36]. Рассмотрим эти работы подробнее.
В работе [30] представлено экспериментальное исследование влияния геометрии промежуточных опор и их расстановки на частоты собственных колебаний для трубных систем, имеющих от двух до пяти пролетов. Все опыты в этой работе проводились в воздушной среде без жидкости в зазорах опор. Влияние толщины опоры исследовалось на двухпро-летной модели, при этом толщина опоры изменялась в диапазоне от 3,23 мм до 15,77 мм при одинаковом диаметральном зазоре 0,247 мм. Авторы не приводят количественных результатов этого исследования и не описывают местоположение промежуточной опоры по длине трубки. Влияние зазора на частоту собственных колебаний в работе [30] исследовалось на трехпролетной с равными пролетами системе с одинаковой, минимальной в данном эксперименте, толщиной опор 3,23 мм. Было установлено, что с увеличением радиального зазора от 0,127 мм до 0,762 мм частота собственных колебаний уменьшилась с 38,7 до 37,5 Гц. Столь малое изменение собственной частоты, по-видимому, объясняется тем, что авторы выбрали не совсем удачное место расположения таких промежуточных опор, которое практически совпадало с узловыми точками при колебаниях полной длины трубки по третьей форме. Ценность полученных результатов снижается из-за отсутствия пленки жидкости в зазорах промежуточных опор. Для четырех- и пятипролетной трубок в [30] эксперимент проводился при симметричном расположении промежуточных опор (геометрические размеры опор не указаны). Отмечается, что наибольшая частота собственных колебаний была достигнута при равных промежуточных пролетах и с крайними пролетами в 1,25 раза длиннее промежуточных (при условии защемления на концах трубки). Указывается также, что во время экспериментов наблюдалось дребезжание трубки в перегородках и оно было наиболее сильным в диапазоне одного герца ниже и выше резонансной частоты. В связи с этим отмечается, что наиболее опасным режимом можно считать более широкий диапазон частот около резонансной частоты, где повреждения трубки в промежуточных перегородках бывают особенно часто. В работе [30] также отмечается, что демпфирование является почти всецело функцией характера опирання трубки. В работе [ 15] проводился эксперимент с полномасштабной моделью восьмипролетной трубки конденсатора с промежуточными перегородками (опорами) толщиной 22,3 мм, расположенными несимметрично. Опыты проводились на воздухе без пленки жидкости в зазоре. В процессе эксперимента менялся зазор в опорах от 0 до 0,762 мм через 0,254 мм. В результате установлено, что увеличение зазора для восьмипролетной трубки приводило к очень большому изменению резонансной частоты от 44,5 Гц до 28 Гц. Вызывает сомнение метод определения собственной частоты системы по максимальной амплитуде колебаний на амплитудно-частотной характеристике, поскольку система имеет опоры с зазором.
Анализ показателей надежности теплообменного оборудования паротурбинных установок
Основными характеристиками надежности технических объектов (помимо безотказности) являются долговечность и ремонтопригодность. Для первой численными показателями являются срок службы или ресурс, для второй - время восстановления работоспособности изделия после вынужденных остановов.
Применительно к теплообменным аппаратам практически отсутствует информация по численным показателям их долговечности, а по ремонтопригодности - информация крайне скудная.
С целью восполнения данных об отказах, а также выяснения реальных сроков службы теплообменных аппаратов ПТУ был проведен анализ технической документации по ремонту и замене теплообменных аппаратов турбоустановок на электростанциях Урало-Сибирского энергетического региона (Свердловэнерго, Тюменьэнерго, Пермэнерго, Башкирэнерго) Необходимо отметить, что достоверной документально оформленной информации по многим аппаратам на станциях обнаружить не удается. Зачастую на станциях представлена обрывочная информация о проводимых ремонтах аппаратов за относительно короткий срок. Также на станциях практически либо отсутствует, либо не анализируется информация по причинам повреждений поверхностей теплообмена, что не позволяет выйти на более высокий уровень обобщения степени влияния того или иного фактора на срок службы аппарата. Ниже в качестве примера представлен анализ ситуации на ряде крупных электростанций региона.
Показатели ресурсной наработки теплообменных аппаратов паротурбинных установок Среднеуральской ГРЭС. В состав СУГРЭС входит три блока К-300-240 (ст.№ 9 - пущен в январе 1969 г., ст.№ 10 - пущен в конце декабря 1969 г. и после непродолжительной работы на нем произошла авария, вызвавшая замену турбины, повторный пуск состоялся в 1972 г. и ст.№ 11 - пущен в декабре 1970 г.) и две турбоустановки типа Т-110/120 (ст.№ 6 - пущен в 1965 г. и ст.№ 7 - пущен в 1966 г.).
В состав блока К-300 входит следующее основное теплообменное оборудование: конденсатор ЗО0КЦС-1; сальниковый подогреватель ПС-115; подогреватели низкого давления (ПНД): ПНД-1 - ПН-400-24-0,17-1, ПНД-2, ПНД-3 и ПНД-4 - ПН-400-26-7-1.
В состав турбоустановок типа Т-110/120 входит следующее основное теплообменное оборудование: конденсатор КГ-2-2600-1, сальниковый подогреватель ПН-100-16-4Шсв, подогреватели низкого давления ПНД- 1, ПНД-2, ПНД-3 и ПНД-4 типа ПН-250-16-7, подогреватели сетевой воды горизонтальные БГ-1 типа БГ-2250, БГ-2 типа ПСГ-2300-3-8, подогреватели сетевой воды вертикальные БВ типа БВ-1350 и типа ПСВ-500-3-14.
Кроме того, имеется станционная пиковая бойлерная, состоящая из 16 подогревателей сетевой воды типа ПСВ-500-14-23. Рассмотрим по имеющейся в наличии на станции информации ресурсную наработку аппаратов системы регенерации низкого давления и аппаратов подогрева сетевой воды, так как именно по этой группе аппаратов ощущается недостаток информации по ресурсной наработке.
Необходимо отметить, что достоверной информации по многим аппаратам на станции не имеется. Так, практически нет достоверной информации по наработкам сальниковых подогревателей и некоторых типов сетевых подогревателей. Но вместе с тем данные по наработкам других аппаратов позволяют сделать некоторые обобщения.
Блок К-300 ст. №9. ПНД-1 проработал 9 лет с 1969 г. по 1978 г., при этом трубки из латуни Л68 были заменены на коррозионно-стойкую сталь 12Х18Н10Т. ПНД-2 проработал с 1969 г. по 1977 г. (8 лет), при этом трубки заменялись с Л68 на Л68, после этого аппарат проработал 2 года и в 1979 г. аппарат был заменен на новый с трубками из 12Х18Н10Т. ПНД-3 проработал 10 лет с 1969 г. по 1979 г. с заменой трубок с Л68 на 12Х18Н10Т. ПНД-4 с момента пуска проработал 5 лет (1969-1974) с заменой Л68 на Л68, после этого еще через 5 лет (в 1979 г.) трубки были заменены на 12Х18Н10Т. Сальниковый подогреватель на этом блоке с момента пуска в эксплуатацию проработал 13 лет, и в 1982 г. трубки были заменены сЛ68на12Х18Н10Т.
Нужно заметить, что в 1982 г. данный блок был переведен с гидра-зинно-амиачного водного режима (ГАВР) на нейтрально-кислородный водный режим (НКВР), с чем и были связаны замены латунных трубных пучков на трубные пучки из коррозионно-стойкой стали 12Х18Н1 ОТ.
Блок К-300 ст. № 10. ПНД-1, ПНД-2 и ПНД-3 были заменены через 12 лет с Л68 на новые аппараты с трубками из 12Х18Н10Т (в 1982 г.). В ПНД-4 в 1976 г. (через 6 лет после начала эксплуатации) трубки из Л68 были заменены на трубки из такого же материала, еще через 8 лет (в 1982 г.) трубки были заменены на трубки из 12Х18Н10Т. Сальниковый подогреватель на этом блоке с момента пуска проработал 11 лет (трубки из Л68) и после этого (в 1981 г.) он был заменен на новый с трубками из 12Х18Н10Т, а еще через 9 лет (в 1990 г.) была проведена перенабивка трубного пучка трубками из 12Х18Н10Т.
Блок К-300 ст. № 11. После 5 лет эксплуатации первыми были заменены трубки в ПНД-4 (в 1975 г. Л-68 на Л-68), затем в 1980-1982 г.г. все четыре ПНД были заменены новыми аппаратами с трубками из 12Х18Н10Т (т.е. ПНД-1, ПНД-2 и ПНД-3 проработали с момента пуска 10-12 лет с трубными пучками из Л-68, ПНД-4 проработал после 1975 г. 7 лет).
Кроме этого, необходимо отметить, что в процессе эксплуатации практически для всех аппаратов происходило постепенное отглушение трубок, потерявших по разным причинам герметичность. Число отглушен-ных трубок на период замены трубных пучков или аппаратов в целом достигало в разных аппаратах от нескольких десятков до полутора и более сотен (это в некоторых случаях достигало в пересчете на площадь поверхности теплообмена до 10 % и более).
Нужно заметить, что в 1980-1982 г.г. данные блоки подготавливались для перевода с гидразинно-аммиачного водного режима (ГАВР) на нейтрально-кислородный водный режим (НКВР), с чем и связаны замены латунных трубных пучков на трубные пучки из коррозионно-стойкой стали 12Х18Н10Т.
Колебания трубных систем теплообменных аппаратов ПТУ в условиях эксплуатации
Как показано в главе 1, практически отсутствуют какие бы то ни было экспериментальные исследования колебаний трубных систем натурных теплообменных аппаратов ПТУ. Вместе с тем для правильного понимания процессов, происходящих в аппаратах, а также с целью уточнения существующих методик вибрационного расчета аппаратов и их трубных систем необходимо накопление и обобщение опытных данных по вибрации аппаратов в условиях эксплуатации.
В настоящем параграфе представлены результаты определения частот собственных колебаний трубок в трубных пучках ряда теплообменных аппаратов ПТУ непосредственно в условиях эксплуатации, в том числе вертикальных теплообменных аппаратов типа БП-500; собственных частот и параметров демпфирования трубок в пучках подогревателя сетевой воды ПСВ-500-14-23 и подогревателя низкого давления ПН-200-16-7-1, а также результаты определения частот и амплитуд колебаний отдельных трубок в пучке ПСВ-500-14-23 непосредственно в условиях эксплуатации.
Анализ вибрационных характеристик трубных систем теплообменных аппаратов ПТУ основан на рассмотрении амплитудного и частотного откликов трубок при различных видах динамического нагружения, проявляющегося в условиях эксплуатации теплообменников.
Определение частот собственных колебаний трубок в трубных пучках проводилось непосредственно на электростанции. Трубные пучки вынимались из корпуса и устанавливались в специальную ремонтную ячейку, где подвешивались на верхней трубной доске. В основу методики исследования была положена методика приложения мгновенной нагрузки [99] с дальнейшей регистрацией свободных затухающих колебаний трубы индукционным датчиком с самопишущим потенциометром Н-327. Частоты собственных колебаний трубок в трубных пучках определялась не менее трех раз как для пустых трубок, так и для трубок, заполненных водой. Максимальная средне квадратичная погрешность определения собственных частот по виброграммам не превышала ± 2,2 %. Для одного из подогревателей (БП-500) производилась полная замена гладких трубок на ПВТ (т.к. около 20 % гладких трубок, в основном периферийных, вышли из строя из-за вибрационных повреждений - усталостных обрывов у трубных досок, фрикционного износа и разрывов в области промежуточных перегородок). Наборка трубок трубного пучка осуществлялась последовательно от центра к периферии пятью кольцевыми поясами по 200-300 трубок каждый. Определение собственных частот ПВТ этого подогревателя проводилось по мере его наборки в каждом сечении. При исследовании гладкотрубного пучка серийного подогревателя определялась собственная частота лишь для периферийных трубок. Для обработки результатов всё количество трубок аппаратов было разбито на три группы в соответствии с количеством пролетов и их длин. Результаты испытаний представлены на рис. ЗЛО. Там же для соответствующей группы трубок, имеющих общую расчетную схему, приведены значения расчетной частоты собственных колебаний по первой форме, которые были получены по методике [46]. При расчете собственных частот трубных систем с ПВТ использовались экспериментально полученные данные их изгибной жесткости [(/Л=182,4Нм2].
Анализ виброграмм колебаний и результатов их обработки (см. рис. 3.10) показал, что разброс частот собственных колебаний ПВТ в пучке имеет более широкие пределы изменения (см. рис. 3.10,6), чем подобный разброс у гладкотрубного пучка (см. рис. 3.10,а). При этом определенные в условиях электростанции значения собственных частот трубок во многих случаях значительно отличаются от расчетных. Необходимо также отметить, что затухание колебаний различных трубок имеет значительный разброс.
Широкие пределы изменения частот собственных колебаний трубок в трубных пучках с ПВТ объясняются низким и неодинаковым качеством наборки трубного пучка, а также нестабильностью геометрии накатки таких трубок. Более стабильный уровень частот гладкотрубных систем серийно изготовленных аппаратов свидетельствует о более высоком качестве наборки трубных пучков. Получаемые расхождения между опытными и расчетными значениями собственных частот объясняются тем, что существующие методики расчета не учитывают ряда факторов, реально влияющих на характер поведения также систем. Это подтверждает необходимость уточнения методик вибрационного расчета с учетом факторов, реально влияющих на параметры колебаний трубок.
В инженерной практике при расчетах колебаний прежде всего интересуются частотными характеристиками рассматриваемой колебательной системы для избежания резонансных явлений [11]. Однако при аэрогидродинамическом возбуждении трудно обеспечить работу реальной механической системы вне резонансной зоны. Исследования, проведенные как в нашей стране, так и за рубежом, показывают, что основной причиной вибрации являются различные аэрогидродинамические явления, поэтому необходимо рассчитывать не только собственные частоты колебаний трубок теплообменников, но и определять амплитуды колебаний в резонансной и околорезонансной зоне с целью установления уровня возникающих в трубках напряжений. Такие расчеты не могут быть проведены без знания демпфирующих характеристик рассматриваемой колебательной системы.
Моделирование напряженно-деформированного состояния элементов сетевого подогревателя ПСГ-2300-2-8
Для расчета напряженно-деформированного состояния трубного пучка многоходового теплообменного аппарата необходимо знать усилия, действующие в аппарате. На рис. 4.6 представлена расчетная схема расширений элементов ПСГ. Рассматриваются элементы ПСГ, в состав которых входят корпус (обечайка); линзовый компенсатор; трубки трубного пучка, сгруппированные по ходам сетевой воды; трубные доски. Обозначим ЛК и AT - как свободные расширения корпуса и трубок соответственно. Величины принудительных деформаций (растяжение или сжатие) корпуса и трубок обозначим, как ЛК и AT соответственно. Рассмотрим перемещение точки 1 одной трубной доски подогревателя вдоль оси Z, при помещении другой трубной доски в точку с координатой Z, равной нулю (см. рис. 4.6). Данное перемещение можно рассматривать как деформацию элементов, связанных с корпусом, и элементов, связанных с трубным пучком. При этом принимаем, что напря женно-деформированное состояние всех элементов ПСГ находится в пределах упругости, то есть в расчетах может быть использован закон Гука.
Алгебраическая сумма деформаций корпусных элементов AZ (обечайка, компенсатор) будет: где АЛ - расширение линзового компенсатора. Алгебраическая сумма деформации трубок: AZ = AT-AT . С учетом взаимности деформации элементов можно приравнять правые части уравнений: AZ = AK + AJI + AK =АТ-АГ. Значения деформаций элементов (см. рис. 4.6) находятся по следующим формулам. Свободное термическое расширение корпуса: AK = lKaK(tK0), где 1К - длина корпуса с компенсатором при исходной температуре (температура сборки); ак - коэффициент линейного расширения материала корпуса; tK,t0 - температура корпуса и температура сборки подогревателя. Для трубок свободное термическое расширение AT = lj- QLj [if —tg), где lT - длина трубок при исходной температуре (температуре сборки); ат - коэффициент линейного расширения материала трубок; tT - температура трубок. Принудительная деформация корпуса: где FK - усилие, вызывающее принудительную деформацию корпуса; Ек - модуль упругости материала корпуса;
При этом АН, АК ,АТ определяются величинами усилий, вызванных принудительными деформациями элементов подогревателя.
Для определения усилий необходимо знать величину деформации компенсатора (точнее податливость компенсатора @). Податливость компенсатора 0 (а также обратная ей величина, называемая жесткостью компенсатора К) оказывает существенное влияние на деформации всех элементов подогревателя и на величины внутренних усилий в конструкции.
В горизонтальных подогревателях сетевой воды в основном применяют сварные линзовые компенсаторы, получаемые различными технологическими приемами: либо из двух штампованных полулинз, либо из нескольких секторных частей, соединяемых по радиальным плоскостям.
Основной рассчитываемой характеристикой линзовых компенсаторов является их силовая жесткость К (величина, обратная податливости 0). В каждой отрасли имеются свои нормативно-технические документы, позволяющие оценивать жесткость компенсаторов. Для определения жесткости двухлинзового компенсатора, применяемого в подогревателях сетевой воды ПСГ-2300 паротурбинных установок, были проведены расчеты его жесткости по различным методикам [111-115], опубликованным в литературе. В таблице 4.3 приведены формулы и представлены результаты расчета жесткости (К) двухлинзового ком 170 пенсатора. Используемые в таблице 4.3 обозначения геометрических параметров линзового компенсатора представлены на рис. 4.7. Таблица 4.3 Результаты определения жесткости (К) двухлинзового компенсатора № п/п Источник, формула Расчетное значение Л", Н/м 1 По [111] (стр. 268): K=(z2)(z+l)Eh3/(0.58Rn2(z-l)3), z = R„/Rm 55,1 106 2 По [112] (стр.391): К = 2nEh3/(a](l-$(2Rvn)2 ),гдеаг6М(1-02)/р2-(4(\пф))2)/а-02)Уа Д , P = Rvn/ Rn 5,5 106 3 По [113] (стр.270): K=ERk3/(3,34RL3) 260,9-106 4 По [114] (стр. 159):К = E/(0,06 a (J-/ (2 Rvn)2/(n (h3)), где a, =/0 ,/ / 45,0- 106 5 По [115] (стр. 305): 55,2 106 где I 4 Jk = Rn, к2 --J— (ln( ))2 fc2-l ) Как видно из табл. 4.3, получаемые по различным методикам значения жесткости рассматриваемого компенсатора значительно отличаются друг от друга. Это свидетельствует о том, что расчетные значения, получаемые по известным из литературы формулам, могут характеризоваться как приближенные оценки искомой величины. В тех случаях, когда требуется более точная оценка напряженно-деформированного состояния различных конструктивных элементов и самого компенсатора (в системе, включающей термический компенсатор), возникает необходимость решения этой задачи другими, более точными методами. Таким методом, позволяющим получить более точные результаты, по нашему мнению, может быть метод конечных элементов (МКЭ).
При расчете методом конечных элементов линзового компенсатора необходимо определить величину деформаций компенсатора в зависимости от приложенной нагрузки, что прежде всего определяется жесткостью компенсатора. Применительно к подогревателям сетевой воды знание характеристики жесткости линзового компенсатора очень важно для определения напряженно-деформированного состояния трубок и трубных досок. Значение жесткости линзового компенсатора определяется как характеристиками материала (из которого изготовлен компенсатор), так и его геометрическими параметрами.
Первоначально данная задача была решена с помощью МКЭ в программном комплексе ANSYS 7.1 на основе осесимметричной модели термического компенсатора, которая была построена в соответствии с чертежом линзового компенсатора ПСГ-2300-2-8, представленным на рис. 4.7.
Перемещение одной из торцевых поверхностей компенсатора (см. рис. 4.7) ограничивалось в направлении оси, по которой действует нагрузка. К противоположной торцевой поверхности компенсатора прикладывалась распределенная нагрузка.
