Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и постановка задачи исследований .
1.1. Основные пути снижения потерь теплоты в конденсаторах теплофикационных турбин.
1.2. Особенности работы конденсатора теплофикационной турбины при малых пропусках в него пара.
1.3. Обзор результатов исследований деаэрирующей способности конденсаторов турбоустановок .
1.4. Постановка задачи исследований
2. Объекты и методика исследований 45
2.1. Выбор объекта и общей методики исследоваНий.
2.2. Организация измерений и режимов работы турбоустановок при проведении испытаний.
3. Экспериментальная оценка составляющих величин суммарного теплового потока в конденсаторы теплофикационных турбин .
4. Разработка методики расчета равновесных газосодержаний конденсата на выходе из вакуумного конденсатора пара и ее экспериментальная проверка.
4.1. Выбор основных зависимостей для расчета равновесных газосодержаний труднорастворимых газов в воде .
4.2. Разработка методики определения величин парциальных давлений воздуха и пара в конденсаторе и экспериментальная ее проверка.
5. Разработка некоторых способов повьшения деаэрирующей способности конденсаторов паровой турбины на базе расчетных и экспериментальных исследований .
5.1. Результаты расчетных оценок влияния эксплуатационно-режимных факторов на деаэрирующие характеристики конденсатора паровой турбины.
5.2. Разработка способов и устройств для подачи химически обессоленной воды, конденсата рециркуляции и дренажей в конденсаторы теплофикационных турбин .
5.3. Разработка и исследование модернизированной системы удаления парогазовой смеси турбоустановки.
5.4. Повьшение деаэрирующей способности конденсаторов путем раздельного удаления паровоздущной смеси из подогревателей и конденсаторов теплофикационных турбоустановок.
Разработка и исследование некоторых способов снижения потерь теплоты с потоками, поступающими в конденсаторы теплофикационных турбин помимо части низкого давления .
6.1. Выбор основных путей утилизации теплоты потоков, поступающих в конденсаторы помимо ЧНД.
6.2. Разработка способов и устройств подачи химически обессоленной воды в конденсаторы с целью снижения теплопотерь.
6.3. Полезное использование теплоты конденсата рециркуляции и других потоков в конденсаторе теплофикационной турбины .
6.4. Разработка и исследование новой системы самоуплотнения цилиндров теплофикационной паровой турбины.
6.5. Использование выносных расширителей дренажей для утилизации тепла и пароводяных потоков .
Заключение. 215
Литература
- Обзор результатов исследований деаэрирующей способности конденсаторов турбоустановок
- Выбор основных зависимостей для расчета равновесных газосодержаний труднорастворимых газов в воде
- Разработка способов и устройств для подачи химически обессоленной воды, конденсата рециркуляции и дренажей в конденсаторы теплофикационных турбин
- Полезное использование теплоты конденсата рециркуляции и других потоков в конденсаторе теплофикационной турбины
Обзор результатов исследований деаэрирующей способности конденсаторов турбоустановок
При полезном использовании теплоты в конденсаторе такая однозначность может отсутствовать, В указанных условиях оптимальным расходом пара в ЧНД будет такой, при котором достигается максимальная выработка электроэнергии. Однако, как показали проведенные расчетные исследования [96] даже для турбин с относительно короткими рабочими лопатками ступеней ЧНД при реальных расходах и начальных температурах технологической воды, имеющих место на ТЭЦ (особенно работающих в закрытой системе теплоснабжения), в большинстве случаев оптимальным расходом пара в ЧНД является минимально возможный. Связано это с особенностями мощностных характеристик ЧНД и прежде всего с наличием диапазона чистовен-тиляционных режимов. Верхняя граничная величина массового расхода пара для указанных режимов в первом приближении пропорциональна давлению в конденсаторе [96] . По этой причине с ростом расхода пара в ЧНД потери энергии в ее ступенях могут даже возрасти, так как в результате увеличения нагрева воды и температурного напора повысится давление в конденсаторе. Таким образом, и при полезном использовании теплоты отработавшего пара его расход в ЧНД во многих случаях целесообразно уменьшать для достижения максимальной экономичности турбоустановки.
Требование надежности при работе ЧНД в малопаровых режимах связано прежде всего с вибрационными напряжениями в рабочих лопатках, температурным состоянием про 15 точной части и опасностью эрозионного повреждения выходных, кромок рабочих лопаток последних ступеней. Исследованиями АО ТМЗ, АО ЛМЗ, ВТИ, МЭИ [33,35,58,59,62 и др.] показано, что зависимость вибрационных напряжений в рабочих лопатках от Gv2 экстремальна. При этом имеет место явно выраженный пик напряжений при объемных расходах (0,05-0,1) номинального. Кроме того, ВТИ и АО ЛМЗ [33] выявлен пик напряжений при объемных расходах в области 20% номинального. По результатам всех исследований в диапазоне режимов с Gv2, меньшими 5% номинального значения, уровень вибрационных напряжений снижается и зависит от плотности среды (при Gv2 = idem). Указанное вибрационное поведение лопаток связывается с моментами появления корневого ( Gv2 « 0,2 ) и периферийного имеют нестационарный, срывной характер. Кроме того, вследствие неравномерности параметров потока вихреобра-зование может происходить не одновременно по всей окружности рабочего колеса. Все эти явления могут вызвать появление периодического возмущающего воздействия вторичных потоков на рабочие лопатки. В развитом вентиляционном режиме {Gv2 0,05) циркуляционные течения в ступени по всей вероятности стабилизируются и их окружная неравномерность уменьшается, что приводит к снижению вибрационных напряжений в рабочих лопатках. Из всего вышесказанного можно заключить, что в малопаровых режимах максимально возможное снижение расхода пара в ЧНД и давления в конденсаторе будет благоприятно сказываться на вибрационном состоянии рабочих лопаток последних ступеней.
В период работы теплофикационных турбин с полностью закрытыми регулирующими диафрагмами ступени ЧНД, как правило, находятся в чистовентиляционном режиме. При этом в результате потерь энергии выделяется значительное количество теплоты, которая должна быть каким-то образом отведена в холодный источник для предотвращения недопустимого перегрева элементов проточной части. С этой целью заводами-изготовителями турбин предусматривается гарантированный пропуск пара в ЧНД через щели закрытых РД. Анализ опыта эксплуатации различных теплофикационных турбин и экспериментальных мощностных характеристик их ЧНД позволил сделать вывод о том, что указанный пропуск пара через щели РД не только не является единственным средством отвода из ЧНД диссипатив-ной энергии, но и оказывается в определенных режимах второстепенньм фактором, влияющим на охлаждение проточной части. Так, например, известно, что турбины типа Т-100-130 могут работать с закрытыми диафрагмами, давлением в конденсаторе до 50 кПа (при трехступенчатом подогреве сетевой воды) и уровнем температуры пара в патрубке до 120С. Если учитывать только пропуск пара через закрытые РД, то даже при его максимальной величине нагрев пара в ступенях ЧНД достигал бы величины 150С при рк = 30 кПа и 250С при рк - 50 кПа. Как показали газодинамические исследования ВТИ [36,72,60] значительное влияние на охлаждение последних ступеней и выходной части турбин при малых Gv2 оказывают обратные течения в патрубке и подсос охлажденной массы пара в последнюю ступень. Данное явление является общим для всех типов турбин и его правильное использование позволит существенно уменьшить величину минимального вентиляционного пропуска пара в ЧНД.
Обратные токи в выходном патрубке при малопаровых режимах имеют достаточно большую скорость и способны выносить к рабочим лопаткам эрозионно опасную капельную влагу, если таковая образуется в пространстве патрубка и горловины конденсатора [96,104,95]. Проведенные НПЛ ВятГТУ исследования [50] показали, что количество выносимой влаги и размеры капель значительно возрастают с повьшением давления в конденсаторе. Таким образом, опасность эрозионного повреждения выходных кромок рабочих лопаток последних турбинных ступеней с ростом противодавления увеличивается, что подтверждается данными, полученными на турбинах различных типов, эксплуатирующихся в отопительный сезон на режимах с ухудшенным вакуумом и полностью закрытыми регулирующими диафрагмами ЧНД [64]. На указанных турбинах отмечены трещины на рабочих лопатках последних ступеней и их поломки на расстоянии 0,07-0,15 относительной длины лопаток от корня. Поврежденные рабочие лопатки имели значительный эрозионный износ выходных кромок. Анализ режимов работы турбин, имевших значительный эрозионный износ, позволяет сделать вывод о том что основной причиной возникновения эрозии выходных кромок лопаток является эксплуатация конденсаторов с включенной системой пароохладителей, через которые вводится конденсат для снижения температуры выхлопных патрубков, а также наличие неорганизованных сбросов конденсата и пара в конденсатор.
Выбор основных зависимостей для расчета равновесных газосодержаний труднорастворимых газов в воде
В работе [30] приведены результаты экспериментального исследования, проведенного на конденсаторе ЗООКЦС-3 ЛМЗ, оборудованном пробоотборниками пара и конденсата из различных зон трубного пучка. Авторы этой работы показали, что по мере отекания конденсата, образующегося в трубном пучке, происходит его дегазация, благодаря чему на выходе конденсатора достигается допустимая по ПТЭ концентрация в нем О2. Специфика проведенных экспериментов заключалась в том, что содержание кислорода в пробах из верхней части конденсатора было явно завышенным, что, по мнению авторов, происходило из-за значительных присосов воздуха в разъеме конденсатор-турбина .
Однако, как отмечено в работе [22]] данные приведенные в [30]] не могут быть признаны достоверными на основе следующих соображений.
Поступающий в турбину свежий пар содержит, как правило, незначительную примесь неконденсирующихся газов (исключая установки, где они образуются в результате радиолиза). Так, в турбину К 300-240 поступает со свежим паром при нейтрально-кислородном водном режиме примерно до 0,3 кг кислорода, а при гидразинно-аммиачном режиме - и того меньше. В основном же содержание кислорода в отработавшем паре определяется присосами воздуха GB3 через неплотности в вакуумной системе турбоагрегата.
При допустимом по ПТЭ для указанной турбины присосе GB3=30 кг/ч с воздухом поступает в пар около 7 кг кислорода, чему при номинальном расходе пара в конденса 41 rJSSwM тор соответствует массовая концентрация О2 в отработавшем паре 12,2 мг/кг.
Кислород принадлежит к числу труднорастворимых в воде газов и для его раствора справедлив закон Генри, исходя из которого можно получить где Сж - равновесная массовая концентрация растворенного в воде газа; Ср - массовая концентрация газа в парогазовой смеси; р - общее давление смеси; Я - коэффициент Генри при температуре жидкости (в единицах давления) .
Для кислорода при давлении р=3-5-10 кПа, температуре конденсата 24-4бС и соответствующих значениях Я = (4,4-f5,8))х16 ккП поллучам с помощью ууравнени (1.7), что соотношения Сж/Сг = (0, 7-f-l, 7 ) х10 , то есть, равновесная концентрация кислорода в конденсате на шесть порядков меньше его концентрации в паре. Если принять для турбины К-300-240 присосы воздуха по норме ПТЭ (30 кг/ч) и превосходящие норму в три раза (90 кг/ч), то при номинальном расходе отработавшего пара и указанных ранее значениях давления равновесная концентрация растворенного в регенерированном конденса-те кислорода составит при отсутствии переохлаждения конденсата (8- 21) х10 и (25-7-64 )х1х мкг/кг госоответстнно. Вследствие слабой зависимости Я от температуры при переохлаждении конденсата на 5С эти концентрации возрастают лишь на 5-10%.
На основании рассмотренного материала можно сделать следующие выводы;
1. В опубликованных работах практически отсутствуют данные по исследованию конденсаторов теплофикационных турбин, в которых- конденсатор рассматривался бы как часть системы «конденсатор-эжектор» с учетом теплоты сбрасываемых в него потоков и режима работы последних ступеней турбины.
2. При пониженных паровых нагрузках конденсатора происходит рассогласование характеристик конденсатора и эжектора. В этом случае вакуум, развиваемый эжектором становится ниже возможно достижимого в данных условиях конденсатором, нарушается баланс между поступлением и отсосом воздуха, избыток которого скапливается в кон денсаторе.
3. Современные регенеративные конденсаторы способны обеспечить требуемое ПТЭ содержание кислорода в основном конденсате, включая поступающие в конденсатор дренажи, при паровых нагрузках от 100 до 50% номинальной при удовлетворительной воздушной плотности вакуумной системы. При снижении паровой нагрузки менее 50% практически у всех конденсаторов наблюдается ухудшение деаэрирующей способности.
4. Предложенные в [22,51,76] расчетные зависимости для определения равновесных кислородосодержаний в конденсате не учитывают количество воздуха, скопившегося в конденсаторе. Расчеты проводились только с учетом величины присосов воздуха в вакуумную систему. Ими же отмечено, что измеренные в натурных условиях концентрации кислорода в конденсате значительно выше расчетных значений равновесных концентраций регенерированного конденсата, вычисленного по указанным зависимостям.
5. В опубликованных работах нет убедительно обоснованных данных, которые могли бы быть противопоставлены представлению о значительной роли механического захвата конденсатом части воздуха, содержащегося в паровоздушной смеси, при отекании его в трубном пучке, а как следствие этого и о зависимости содержания кислорода в конденсате от факторов, определяющих долю поверхности охлаждения конденсатора, в которой концентрация газов в паровоздушной смеси существенно больше, чем в зоне интенсивной конденсации пара.
Разработка способов и устройств для подачи химически обессоленной воды, конденсата рециркуляции и дренажей в конденсаторы теплофикационных турбин
Известно, что по мере движения паровоздушной смеси от входного патрубка конденсатора к патрубку отсоса паровоздушной смеси за счет конденсации пара его парциальное давление уменьшается, а парциальное давление воздуха возрастает. В соответствии с уменьшением парциального давления насыщенного пара Рд и его температуры tд снижается и температура конденсата tK, поскольку она определяется не давлением смеси, а парциальным давлением конденсирующегося пара. Количественным показателем снижения температуры конденсата является его переохлаждение, под которым понимают разность температуры насыщенного пара tд при давлении паровоздушной смеси Р на Переохлаждение конденсата зависит от конструкции конденсатора, его паровой нагрузки, температуры охлаждающей воды, воздушной плотности аппарата, а также эффективности работы эжектора. Основным отрицательным последствием переохлаждения конденсата, как уже было отмечено, является его насыщение кислородом.
Для сведения переохлаждения конденсата до минимума все современные конденсаторы выполнены регенеративными, с проходами для подвода основного потока пара к нижней зоне трубного пучка и зеркалу конденсата в конденсате сборнике. В образованной этими проходами зоне, стекающий с поверхности, включающей и нижние ряды трубного пучка теплообменника, конденсат подогревается и- деаэрируется до значений, соответствующих Рп и Рвозв этой зоне .
Таким образом, при рассмотрении задачи расчета газосодержания конденсата и потоков воды, сбрасываемых на трубный пучок, необходимо, прежде всего, знать парциальные давления воздуха и пара. При этом для любой зоны конденсатора должно выдерживаться соотношение: Из определения Рп следует возможность вычисления его по одной из известных методик [31,80]. В качестве исходной нами была принята методика УПИ, как наиболее полно и точно отражающая физическую сущность процессов, происходящих в конденсаторе. По указанной методике была составлена программа расчета на ЭВМ любых двух из пяти переменных: tд, D%f tf, t2, її (t - температура насыщения при давлении в конденсаторе; D - расход пара в конденсатор; tf - температура охлаждающей воды на входе в конденсатор; t2 - температура охлаждающей воды на выходе из конденсатора; її - расход охлаждающей воды через конденсатор) при известных геометрических характеристиках конденсатора, числе ходов охлаждающей воды, материале трубок, коэффициенте чистоты конденсатора (К = - , где кгп - коэффициент теплопередачи конден кч Р сатора, имеющего загрязнение трубной системы, кч - коэффициент теплопередачи чистого конденсатора).
Для вычисления давления в конденсаторе РК, можно воспользоваться методикой расчета конденсатора с помощью обобщенной характеристики переменных режимов [103]. Разработка этой методики основана на существовании двух предельных режимов работы конденсатора. Первый режим существует при расходах пара в конденсатор равных или больших номинального. В этом случае воздухоудаляющие устройства (эжекторы) оказывают минимальное влияние на давление в конденсаторе. Второй режим - режим с минимальными пропусками пара в конденсатор. В этом случае давление в конденсаторе определяется эжектором.
Полезное использование теплоты конденсата рециркуляции и других потоков в конденсаторе теплофикационной турбины
Таким образом, как показывают экспериментальные исследования, повышение деаэрирующей способности конденсатора до норм ПТЭ на теплофикационных режимах работы турбоустановки может быть достигнуто с помощью весьма простых способов и устройств.
Кроме того, установленные в ходе расчетов и экспериментов необходимые величины перегрева потоков, сбрасываемых в конденсатор, относительно температуры насыщения при давлении в конденсаторе позволяют проводить мероприятия по снижению потерь теплоты в нем не нарушая деаэрирующей способности.
Разработка и исследование модернизированной системы удаления парогазовой смеси турбоустановки
Одним из основных условий надежной деаэрации конденсата в конденсаторе паротурбинной установки является соблюдение пункта 4.4.19 ПТЭ [74]] согласно которому присосы воздуха в диапазоне паровой нагрузки конденсатора 40-100 % должны быть не вьшю значений, определяемых по формуле: GB3 = 8 + 0,065 , кг/ч. где N - номинальная мощность турбоустановки на конденсационном режиме. То есть, например, для турбоустановок мощностью от 50 до 100 МВт присосы воздуха в вакуумную систему не должны превышать 11,2 - 14,5 кг/ч. Соблюдение этого требования для теплофикационных турбоустановок в режимах их работы по тепловому графику не является обязательным, однако остается обязательным требование по соблюдению нормы (не более 2 0 мкг/кг) по содержанию кислорода в конденсате на выходе из конденсатора . Поэтому проверки плотности вакуумной системы и ее уплотнение остается одним из важнейших мероприятий по обеспечению надежности и экономичности теплообменного оборудования ТЭЦ.
Однако, проведенные расчетные и экспериментальные исследования показали, что на существующем оборудовании, даже при подаче всех пароводяных потоков в нижнюю часть конденсатора в условиях tf 10 - 12С, соблюдение нормы ПТЭ по содержанию кислорода в конденсаторе вызывает определенные трудности. Выход из этого положения может быть найден только при работе конденсатора с максимально возможным вакуумом. Решению такой задачи будет способствовать применение эжекторов создающих более глубокое разряжение. Кроме того, возможно использование эффекта уменьшения массового расхода паровоздушной смеси, поступающей в основные эжекторы, за счет снижения ее температуры [44].
Известно, что массовый расход паровоздушной смеси (п.в.с.) на входе в эжектор определяется присосами воздуха в вакуумную систему турбоустановки и количеством пара, несконденсировавшегося в воздухоохладителе кон 149 денсатора. Эффективность работы воздухоохладителя в основном определяется температурой охлаждающей воды. Чем ниже температура охлаждающей воды, тем меньше пара в составе п.в.с, тем больше располагаемый запас по производительности эжектора, тем надежнее конденсационная установка.
Можно предложить способ уменьшения массового расхода паровоздушной смеси за счет уменьшения ее паросодер-жания, основанный на использовании для конденсации пара из п.в.с. дополнительных воздухоохладителей, установленных на трубопроводах отсоса паровоздушной смеси из конденсатора на эжекторы (см. рис. 5.14). В качестве холодного теплоносителя в этих теплообменниках можно использовать сырую добавочную воду, так как она имеет наиболее низкую температуру.
Дополнительные воздухоохладители должны обладать минимальным гидравлическим сопротивлением и эффективно конденсировать пар из паровоздушной смеси. Этим требованиям наиболее полно удовлетворяет поверхностный теплообменник типа «труба в трубе» с кольцевыми камерами. Поскольку использование дополнительных воздухоохладителей приведет к интенсивной конденсации в них пара из п.в.с. и, тем самым, спровоцирует дополнительный поток пара из конденсатора в трубопровод отсоса, то с целью уменьшения гидравлических потерь они должны быть расположены как можно ближе к выходу п.в.с из конденсатора.