Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1 Обоснование направлений разработок быстроходных паровых турбин для АЭС 7
Введение 7
1.1 Развитие атомной энергетики и основные задачи паротурбиностроения для аэс 10
1.2 Сравнительный анализ технико-экономических показателей и конструкций быстроходных и тихоходных турбин большой мощности 38
1.3 Обоснование и выбор направлений исследований и разработок быстроходных турбин для аэс 49
Выводы по главе 1 60
Глава 2 Исследование и конструкторские разработки паровых турбин мощностью 1000 мвт с четырьмя ЦНД 63
Введение 63
2.1 Расчетная оптимизация тепловой схемы новой турбоустановки типа к-1000-60/3000 с четырьмя цнд 65
2.2 Конструктивные особенности быстроходных паровых турбин мощностью 1000 мвт с четырьмя ЦНД 88
2.3 Разработка и экспериментальные исследования клапана быстродействующей редукционной установки (бру-к) 109
2.4 Экспериментальные исследования различных видов упрочнения титановых рабочих лопаток последних ступеней 125
2.5 Промышленное внедрение упрочнения титановых рабочих лопаток последних ступеней 162
выводы по главе 2 170
Глава 3 Экспериментальные исследования и расчётная оптимизация конструкции турбин типа к-1000 с высоконагруженными последними ступенями и уменьшенным числом ЦНД 171
введение 171
3.1 Расчётная оптимизация тепловых схем турбоустановок типа к-1000-60/3000-3 и к-1000-60/3000-2 для аэс «бушер» (иран) и аэс «куданкулам» (индия) 172
3.2 Конструктивные особенности паровых турбин типа к-1000-60/3000-3 и к-1000-60/3000-2 188
3.3 Расчётно-экспериментальные исследования и конструкторские разработки выхлопных патрубков в условиях проектных ограничений 198
3.4 Разработка и экспериментальные исследования новых конструкций высоконагруженных Опорных подшипников 209
Выводы по главе 3 234 глава 4 расчётно-конструкторская разработка и экспериментальные Исследования паровых турбин типа к-1200-6,8/50 236
Введение 236
4.1 Расчётная оптимизация тепловой схемы новой турбоустановки типа к-1200-6,8/50 238
4.2 Конструктивные особенности паровой турбины типа к-1200-6,8/50 249
4.3 Исследование и конструкторские разработки сотовых надбандажных уплотнений 276
4.4 Разработка новой конструкции титановой рабочей лопатки последней ступени lпс = 1200 мм 284
Выводы по главе 4 306
Заключение 308
Список сокращений 311
Список литературы
- Сравнительный анализ технико-экономических показателей и конструкций быстроходных и тихоходных турбин большой мощности
- Конструктивные особенности быстроходных паровых турбин мощностью 1000 мвт с четырьмя ЦНД
- Конструктивные особенности паровых турбин типа к-1000-60/3000-3 и к-1000-60/3000-2
- Исследование и конструкторские разработки сотовых надбандажных уплотнений
Сравнительный анализ технико-экономических показателей и конструкций быстроходных и тихоходных турбин большой мощности
Рост потребления электроэнергии в мире является основной движущей силой развития атомной энергетики. Паровые турбины тепловых и атомных электростанций, являясь основным генерирующим оборудованием, обеспечивают более 2/3 электроэнергии, вырабатываемой в России и в мире. При этом подавляющая доля паровых турбин ТЭС и АЭС являются быстроходными, то есть на полное число оборотов (3000 об/мин или 3600 об/мин). В настоящее время вся электроэнергия на АЭС вырабатывается паротурбинными установками. Наряду с оборудованием «ядерного острова» (реакторного отделения) АЭС основное оборудование «турбинного острова» (машинного зала), и, в первую очередь, паровая турбина, во многом определяет облик всей АЭС. По прогнозу производство паровых турбин в России увеличится к 2030 г. на 33 % по сравнению с 2011 г. [11]. При этом основными тенденциями развития энергетического машиностроения являются – снижение доли зарубежного оборудования для новых и модернизируемых энергомощностей, а также освоение производства новых видов оборудования большой мощности, в первую очередь, для отечественной энергетики. Направления развития паротурбостроения для АЭС в определяющей мере зависят от прогнозов развития атомной энергетики, планов возведения новых энергоблоков АЭС и их технических показателей.
Прогнозы развития всей мировой энергетики и энергетики России до 2035 г. предсказывают дальнейшее использование и наращивание совокупной мощности всех АЭС. По данным Международного агентства по атомной энергии (МАГАТЭ) до 2030 г. в мире будет введено от 90 энергоблоков АЭС (минимальный прогноз) до 350 энергоблоков АЭС (максимальный прогноз) [12]. Прогноз развития мировой энергетики, выполненный Международным Энергетическим Агентством и другими авторитетными экспертными организациями, показывает, что в ближайшие десятилетия выработка электроэнергии паротурбинными установками атомных электрических станций будет составлять существенную долю в общей генерации в мире (около 16% к 2030 году). Большая часть этого увеличения атомных энергомощностей придется на страны с действующими АЭС, в первую очередь, на страны Азии. Китай, Индия и Россия – лидеры по строительству новых атомных станций. В России реализуется большая программа развития атомной энергетики – как важной стратегической отрасли экономики страны. Мощность АЭС в России до 2030 года увеличится на 28 ГВт, для чего планируется построить 28 крупных энергоблоков АЭС [3,13,14].
Российская атомная отрасль является одной из передовых в мире. Одним из очевидных преимуществ отечественных поставщиков в области разработок и сооружения АЭС является наличие крупной Госкорпорации «Росатом», а также российской проектной и научно-производственной базы атомного энергомашиностроения (АЭП, ВНИПИЭТ, Гидропресс, Силовые машины, Ижорские заводы, Атоммаш, НИКИЭТ, ВНИИАМ, ЦКТИ, ВТИ, МЭИ, СПбГПУ и др.). Российское атомное энергомашиностроение на протяжении многих лет занимает лидирующие позиции в мире в области быстроходной паротурбинной энерготехнологии АЭС. ОАО «Силовые машины» – ЛМЗ выпускает паровые турбины по собственным чертежам, имеет богатый (более 100 лет) опыт разработки и изготовления паровых турбин мирового технического уровня [15-18]. Осуществлены конструкторские разработки, изготовление и поставка на отечественные и зарубежные АЭС серии быстроходных (на 3000 об/мин.) паровых турбин мощностью до 1200 МВт [17].
Зарубежные энергомашиностроительные компании, выпуская быстроходные паровые турбины для ТЭС, вынужденно применяют тихоходную (на 1500 или 1800 об/мин.) энерготехнологию для турбин АЭС, начиная уже с единичных мощностей 600 – 700 МВт.
Росатом реализует крупную программу строительства атомных электростанций как в России, так и за рубежом [13,14,19,20]. Экспорт российских атомных энерготехнологий имеет стратегическое значение для международного сотрудничества. Кроме того, задачи обеспечения энергобезопасности отечественной электроэнергетики указывают на необходимость разработки и применения, в первую очередь, отечественного оборудования для АЭС. Программы развития атомной энергетики России предусматривают сооружение АЭС с водо-водяными реакторами, а также использование реакторов на быстрых нейтронах и замкнутого топливного цикла. Разрабатываются проекты российских энергоблоков с «быстрыми» реакторами мощностью от 300 до 1200 МВт [21,19,22,23,24]. Для таких энергоблоков характерны более высокие параметры пара на входе в турбину, по сравнению с энергоблоками типа ВВЭР, что предполагает необходимость разработки новых быстроходных паротурбинных установок соответствующей мощности на повышенные параметры пара. Заинтересованность в сооружении энергоблоков с «быстрыми» реакторами проявляют США, Франция, Великобритания, Япония и Китай. Прогнозы развития АЭС в разных странах в среднесрочной перспективе показывают, что в ближайшие 20-25 лет ожидается устойчивый и преобладающий спрос на возведение АЭС с водо-водяными энергетическими реакторами (ВВЭР) и паротурбинными установками мощностью 1000-1600 МВт. Создание и освоение отечественной реакторной установки типа ВВЭР-1600 и быстроходной паровой турбины мощностью 1580-1600 МВт является одной из ключевых задач атомного энергомашиностроения [25-27].
Конструктивные особенности быстроходных паровых турбин мощностью 1000 мвт с четырьмя ЦНД
Как показывают выполненные расчёты, предпочтительней вариант 5 с отбором пара на ПНД-3 за второй ступенью ЦНД, обеспечивающий существенно меньшее снижение мощности, по сравнению с вариантом 4 (1,6 МВт против 3,1 МВт). Данное обстоятельство обусловлено тем, что в варианте 4 отбор на ПНД-3 осуществляется паром более высоких параметров, практически сразу после перегрева пара в СПП, что невыгодно с точки зрения термодинамического цикла. Поскольку в случае варианта 5 увеличивается отбор на ПНД-4, питающийся влажным паром из выхлопа ЦВД, снижается расход нагреваемого пара через СПП, а, следовательно, снижается и расход свежего греющего пара, что обеспечивает дополнительное повышение экономичности и мощности в варианте 5, по сравнению с вариантом 4.
Наряду с преимуществом по экономичности, вариант 5, по сравнению с вариантом 4, позволяет также незначительно снизить расход основного конденсата через ПНД-3 и 4 и, следовательно, несколько уменьшить диаметр и толщину трубных досок и диаметры данных аппаратов.
Применение ОД в ПНД-3 обеспечивает увеличение мощности всего на 0,11 МВт (см. варианты 6 и 5). Поэтому с целью упрощения конструкции ПНД-3 принято решение о выполнении ПНД-3 без ОД. Данное решение, кроме того, улучшает условия работы смешивающего аппарата ПНД-2, что несомненно важно, поскольку увеличивается количество пара при вскипании конденсата греющего пара ПНД-3 при поступлении его в ПНД-2, что благоприятно для обеспечения работы барботажного устройства ПНД-2.
В новой турбоустановке работа деаэратора осуществляется со скользящим давлением, вместо работы при постоянном давлении. При этом, в деаэраторе на номинальном режиме обеспечивается давление 784,53 кПа, вместо 686,47 кПа, а подогрев воды составляет 20,2С вместо 13,6С. То есть, деаэратор, как элемент схемы, наряду со своим основным назначением, становится полноценной ступенью регенерации, что благоприятно сказывается на экономичности турбоустановки. Данное решение обеспечивает повышение мощности турбоустановки на 1,1 МВт (см. варианты 7 и 1).
Для реализации в рабочем проекте новой турбоустановки ОАО «Силовые машины» был принят вариант 8, суммирующий относительно базового варианта 1 изменения, принятые в вариантах 2, 5 и 7.
С учётом принятых решений по изменению базовой схемы системы регенерации турбоустановки (см. варианты 2, 5 и 7) изменение мощности турбоустановки, по сравнению с обеспечиваемой в варианте 1, составит: Nг= Nг (варианты 2-1)+Nг (варианты 5-1) + Nг (варианты 7-1) = = -0.42-1,6 + 1,1= - 0,92 МВт
Примечание – Данная величина изменения мощности турбоустановки посчитана при условном сохранении КПД проточных частей турбины и характеристик всех элементов тепловой схемы турбоустановки, как в базовом варианте 1. Фактически же при переходе от варианта 1 к варианту 8 схемы регенерации происходит ряд изменений, обеспечивающих дополнительное увеличение мощности турбоустановки.
Оценка изменения мощности турбоустановки, не учтенного при проведении расчетного анализа по выбору схемы регенерации, приведена ниже (см. пункты 7 и 8). 7) В базовом варианте схемы регенерации (вариант 1), ввиду ограничения числа отборов из каждого ЦНД двумя отборами, отборы пара на ПНД-3 и ПНД-4 осуществлены каждый из одного ЦНД: на ПНД-3 – из ЦНД №1, а на ПНД-4 – из ЦНД №2. Отбор пара на ПНД-2 осуществлен из двух ЦНД – ЦНД №3 и ЦНД №4. Отбор пара на ПНД-1осуществлен из всех четырех ЦНД.
В принятом варианте схемы регенерации (вариант 8), благодаря исключению отбора пара за первой ступенью ЦНД (который в базовом варианте брался на ПНД-4), появляется возможность организовать отбор пара на ПНД-3 за второй ступенью не из одного ЦНД№ 1, а из двух ЦНД – ЦНД №1 и ЦНД №2. При этом примерно вдвое снижается относительная величина отбираемого пара за второй ступенью ЦНД №1 и ЦНД №2, и полностью исключается отбор пара за первой ступенью двух ЦНД – ЦНД №1 и ЦНД №2. Это благоприятно отражается на КПД предотборных и послеотборных ступеней ЦНД: в ЦНД №1 – второй и третьей ступеней, в ЦНД№2 – первой, второй и третьей ступеней. Суммарный эффект по повышению мощности за счет увеличения КПД вышеуказанных ступеней ЦНД может быть оценен в 1,5…2 МВт.
Удаление места первого после СПП отбора пара и сокращение величины отбора пара на регенерацию благоприятно влияет также на величину объёмного расхода пара (GV) в тракте ЦВД-СПП-ЦНД, снижая её, по сравнению с данной величиной в базовом варианте. Аналогичное влияние на объёмный расход пара в тракте ЦВД-СПП-ЦНД оказывает также замена ТПН на ЭПН. Как показывает сравнение, величина объёмного расхода пара GV в принятом для турбоустановки АЭС «Тяньвань» варианте тепловой схемы, по сравнению данной величиной в схеме базовой турбоустановки, уменьшается примерно в 1,035 раза. Поскольку геометрические размеры тракта ЦВД-СПП-ЦНД в турбоустановках базовой и для АЭС «Тяньвань» идентичны, скорость пара в данном тракте турбоустановки для АЭС «Тяньвань» сократится также примерно в 1,035 раза, а гидравлические потери сократятся примерно в 1,07 раза и составят около 5,42%, против 5,8% (по данным гарантийных испытаний турбоустановки К-1000-60/3000 на Ровенской АЭС и Хмельницкой АЭС) в базовой турбоустановке. С учётом поправки к величине мощности турбоустановки на изменение величины гидравлического сопротивления в тракте промперегрева, указанное сокращение величины потерь давления обеспечивает добавку к мощности 0,5 МВт.
8) Наряду с оптимизацией структуры системы регенерации, в целях повышения экономичности турбоустановки для АЭС «Тяньвань» в ПВД, по сравнению с принятыми в ПВД базовой турбоустановки, уменьшены величины недогрева питательной воды с 3С до 2С, что обеспечило увеличение мощности турбоустановки на 0,9 МВт.
9) С учётом влияния на экономичность и мощность турбоустановки факторов, приведенных в пунктах 7 и 8, эффективность принятых решений по оптимизации тепловой схемы турбоустановки для АЭС «Тяньвань» может быть оценена величиной
Конструктивные особенности паровых турбин типа к-1000-60/3000-3 и к-1000-60/3000-2
В крышке вакуумной камеры имеется специальный люк для установки и снятия образцов. На корпусе электродвигателя смонтирована специальная площадка, на которой укреплен тахогенератор. Вал тахогенератора соединен с валом двигателя через специальную втулку, допускающую надежную работу при незначительной несоосности. На валу тахогенератора укреплен диск с отверстиями для измерения скорости вращения с помощью фотоэлектрического датчика. Предусмотрена, возможность использования сверхскоростного фоторегистра типа СФР для фотографирования моментов соударения капель жидкости с исследуемыми образцами.
Для приближения условий проведений экспериментальных исследований к натурным условиям эксплуатации влажнопаровых ступеней имеется возможность изменения давления среды в вакуумной камере в пределах от 0,1 до 0,001 МПа. Разряжение создается вакуумным насосом ВН-7. В связи с этим в стенде выполнено соответствующее уплотнение разъемов, соединительных патрубков и вала электродвигателя.
В целях обеспечения безопасности при проведении исследований вакуумная камера имеет защитное броневое кольцо.
Электрическая схема эрозионного стенда представляет собой систему автоматического регулирования с жесткой обратной связью по скорости. В качестве двигателя постоянного тока использован статер-генератор типа СТГ-СТ-6000 со смешанным возбуждением мощностью 6 кВт. Двигатель включен в сеть трехфазного переменного тока напряжением 380 В через блок четырех понижающих трансформаторов, типа ТЗ-3-4/05 380-31, и управляемые тиристорные выпрямители, типа ТЛ 250, собранные по трехфазной мостовой схеме. Регулирование числа оборотов осуществляется изменением напряжения с помощью управляемого тиристорного преобразователя, что позволяет плавно изменять и автоматически поддерживать на заданном уровне скорость вращения. Для управления тиристорами использована полупроводниковая система фазового управления с применением, так называемого, принципа вертикального управления.
Измерение частоты вращения штанги осуществлялось с помощью цифровых частотомеров Ч3-33. В качестве датчиков оборотов применены фотодиоды ФД-6, реагирующие на световые импульсы, создаваемые диском с отверстиями. Сигнал от датчиков усиливается и подается на частотомеры и в панель блока управления двигателя.
В качестве рабочей жидкости использовался конденсат эксплуатируемой учебно-экспериментальной ТЭЦ МЭИ.
Система организации подачи рабочей жидкости в виде монодисперсного потока капель на исследуемый образец включает в себя накопительную емкость, фильтры грубой и тонкой очистки, генератор капель, воздушный баллон и насос.
Генератор капель обеспечивает управляемый распад струи, вытекающей из капилляра. Принцип его работы заключается в распаде струи жидкости на капли практически одинакового размера при наложении регулярных возмущений заданной частоты за счет импульсов давления от колеблющейся мембраны в некотором объеме жидкости.
Катушка подмагничивания включена в сеть постоянного тока с напряжением 110 – 220 В. На подвижную катушку подается сигнал звуковой частоты от генератора ГЗ-33. При работе электромагнитного вибратора на подвижную катушку действует переменная во времени электрическая сила с частотой и амплитудой, соответствующими частоте и амплитуде подводимого электрического сигнала. Под действием этой силы катушка вместе с каркасом и сильфоном совершает колебательные движения, излучая волны давления в воду.
В качестве капилляра применялись стандартные стальные фильеры. Применение таких фильер с различным числом отверстий позволяет производить исследования эрозии материалов при воздействии одной или нескольких цепочек монодисперсных потоков капель жидкости, расположенных в одном ряду или по окружности, а также при воздействии нескольких рядов таких потоков с разной геометрией их расположения.
Результаты испытаний по определению эрозионной стойкости защитных покрытий В соответствии с вышеизложенной методикой с использованием эрозионного стенда была определена эрозионная стойкость представленных Заказчиком образцов из титанового сплава ВТ6 без и с различными защитными покрытиями. Сравнительные испытания образцов проводились при скорости взаимодействия капель турбинного конденсата размером 820 мкм с поверхностью образцов равной 250 м/с.
Исследование и конструкторские разработки сотовых надбандажных уплотнений
Подвод масла непосредственно в гидродинамический клин за счет выполнения канала по направлению вращения вала в сочетание с профилированной эксцентричной расточкой (маслораздаточным карманом) был ранее внедрен в большинстве подшипников мощных паровых турбин производства ОАО «Силовые машины» [63,114].
На РБС «Шенк» были проведены сравнительные испытания вкладышей диаметром 620 мм, а именно – штатного вкладыша с подводом масла, выполненного под углом к плоскости разъема по направлению вращения вала и опытного вкладыша с новым исполнением подвода масла (рисунок 3.22 г) в нижнюю половину (по касательной относительно поверхности вала и по направлению его вращения).
При одинаковых условиях работы и удельных нагрузках 1,6 МПа, температура баббита опытного вкладыша с новым подводом масла на номинальной частоте вращения вала не превышала 70С, а в штатном вкладыше температура баббита составляла 76 – 78C. Эффективность нового подвода смазки подтверждена и результатами испытаний опытного вкладыша при удельных нагрузках 2 – 3,5 МПа, а также данными эксплуатации модернизированных подшипников диаметром 450мм в паровой турбине К-200-12,8 на ТЭС «Матра» (Венгрия), работающих при удельных нагрузках 2,1 – 2,2 МПа [108].
Траектория всплытия и расположение вала в новой конструкции подшипника (рисунок 3.22 е) при удельных нагрузках 1,8 – 2,0 МПа и частотах вращения вала 25 – 50 с-1 отличается от траектории всплытия и расположения вала в подшипниках других конструкций (всплытие вала – близкое к вертикальному). Это обусловлено внедрением комплекса отработанных конструктивных элементов и скорректированной геометрии расточки рабочей поверхности подшипника.
На номинальной частоте вращения вала 50 с-1 при удельных нагрузках 2,8 – 3,0 МПа достаточное всплытие вала в вертикальном направлении в таком подшипнике обеспечило температуру баббита, не превыщающую 90С. При этом потери мощности на трение в подшипнике в диапазоне значений относительной ширины рабочей поверхности 0,55 – 0,88 составили 250 – 400 кВт, а расход масла 350 – 500 л/мин, что является достаточно хорошими показателями для тяжелонагруженных крупногабаритных подшипников мощных паровых турбин.
Согласно результатам исследований опытных вкладышей была разработана и внедрена усовершенствованная конструкция крупногабаритного подшипника повышенной надежности и экономичности [125,126].
Разработанный подшипник (рисунок 3.36) состоит из верхней 1 и нижней 2 обойм, из верхнего 3 и нижнего 4 полувкладышей, имеющих взаимно сопряженные опорные сферические поверхности, выполненные с зазором, к которым через гидростатические карманы и отверстия 5 в нижней обойме 2 организован подвод масла высокого давления 6.
Основной подвод смазки в подшипник осуществлен через отверстие и полукольцевой канал 7 в верхнем полувкладыше, а также через каналы в нижнем полувкладыше под углом к горизонтальной плоскости по касательной к валу и по направлению его вращения непосредственно в маслораздаточный карман на рабочей поверхности вкладыша (по аналогии с конструкцией вкладыша на рисунке 3.22 д).
Дополнительный отвод отработанной смазки выполнены в нижнем и верхнем полувкладышах за счет эксцентричных расточек по подобию с конструкцией опытного вкладыша (рисунок 3.22 е).
Гидростатический подъем вала в подшипнике (рисунок 3.22 в) обеспечивался шестью камерами, расположенных симметрично с двух сторон на краях рабочей поверхности (по 3 камеры с каждой стороны). Подвод масла высокого давления 8 к камерам нижнего полувкладыша через каналы 7 выполнен раздельно с обоих торцов вкладыша.
Подвижность и соответственно самоустановка вкладыша относительно вала в осевом направлении при возможных перекосах опор и тепловых расцентровках валопровода турбоагрегата обеспечивалась взаимно сопряженными сферическими поверхностями вкладыша и обоймы с оптимальным зазором между ними, а также подачей масла высокого давления.
При испытаниях паровой турбины К-1000-60/3000-3 для АЭС «Бушер» на сборочном-испытательном стенде (СИС) при перекосах опор 0,08 мм/м относительно вала на частоте вращения 400 – 600 об/мин подача масла высокого давления к опорной сферической поверхности позволила восстановить параллельность рабочей поверхности одного из вкладышей относительно вала в осевом направлении. При этом разность температур с двух сторон вкладыша составляла 2 – 3С, а разность зазоров между вкладышем и валом – 0,01 мм. На максимально достигнутой частоте вращения валопровода турбины 2850 об/мин температура баббита вкладышей при расчетных удельных нагрузках 2 – 2,2 МПа не превышала 80С, а всплытие вала в вертикальном направлении в среднем составило 0,30 – 0,32 мм. При работе турбины в режиме ВПУ всплытие вала в подшипниках было равным 0,1 – 0,15 мм. Вибрация опор турбоагрегата на частоте вращения 2850 об/мин не превышала 1,5 мм/сек, а вибрация вала 80 мкм.
В тоже время ранее при испытаниях этого вкладыша на РБС «Шенк» при перекосах опор 0,06– 0,07 мм/м относительно вала на частотах 1000 – 1300 об/мин подача масла высокого давления позволяла не только мгновенно восстанавливать параллельность поверхности опорного вкладыша новой конструкции, но и снизить в 1,5 – 2 раза уровень вибрации при прохождении критических частот валопровода, что являлось подтверждением высоких демпфирующих свойств и перспективности использования такой конструкции подшипника для изготавливаемых ОАО «Силовые машины» мощных паровых турбинах.
