CC BY
36
УДК 621.165
В.Н. Голощапов, О.В. Котульская, Т.Н. Парамонова
Институт проблем машиностроения им. А.Н. Подгорного НАН Украины,
г. Харьков
АЛГОРИТМ РАСЧЕТА ГРАНИЧНЫХ УСЛОВИЙ ТЕПЛООБМЕНА НА ПОВЕРХНОСТЯХ РОТОРА ЦВД ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ БОЛЬШОЙ МОЩНОСТИ
Предложен алгоритм расчета граничных условий на каждом элементе ротора высокого давления, который основывается на графиках работы турбины, определении условий течения рабочей среды в придисковых областях, разгрузочных отверстиях, лабиринтовых уплотнениях. Приведены критериальные уравнения для определения коэффициентов теплообмена на основе теплового расчета параметров пара в проточной части. Рассчитанные по приведенным зависимостям граничные условия на всех поверхностях элементов ротора ЦВД, позволяют получить нестационарное тепловое поле ротора, изменяющееся при переходе с одного режима на другой, определить термодеформированное состояние элементов ротора и установить относительные изменения осевых и радиальных зазоров в проточной части турбины.
Турбина, граничные условия, графики работы, расчетные параметры, тепловое состояние ротора.
Введение
Основным оборудованием ТЭС в Украине, которое в настоящее время используется как маневренное для регулирования частоты тока в сети, являются энергоблоки паровых турбин мощностью 200 и 300 МВт, которые проектировались для несения базовой нагрузки в системе. Для этих энергоблоков были разработаны инструкционные графики пусков, остановов, переменных режимов. Однако в условиях реальной эксплуатации устаревшее, изношенное оборудование работает в нерасчетных режимах, чаще всего с ежесуточными
ночными разгружениями, что приводит к резкому изменению теплового и термодеформированного, состояния элементов ротора турбины.
Постановка задачи
Технологические операции, которые предусмотрены инструкцией и необходимы для безопасной работы турбины, обуславливают длительность пуска турбины и характер изменения нагрузки при пусках из различных тепловых состояний. Исходя из графика работы энергоблока, целесообразно выделить следующие этапы (рис. 1):
Рис. 1. График работы турбины © В.Н. Голощапов, О.В. Котульская, Т.Н. Парамонова, 2008
— набор вакуума после подачи пара на уплотнения, 0 < т < ттрот.;
— толчок ротора и выход на номинальные
оборотЫ, тт.рот. <т< тн.мощ.;
— набор мощности с выходом на стационарный тепловой режим работы, тн мощ <т< %стац;
— работа при стационарном тепловом режиме
Тхт < Т < Т '
^стац. — * — "пер.'
—работа на переменной мощности тпер <т< тКстац;
— работа при стационарном тепловом режиме до сброса нагрузки %стац < т < тсб.;
— сброс нагрузки с переходом на вращение ротора валоповоротном устройством тсб <т< твпу
Элементами ротора высокого давления, оказывающими наиболее существенное влияние на изменение его теплового и термодеформирован-ного состояния являются: рабочие лопатки ступеней, цилиндрические диски ротора, диафраг-менные уплотнения между дисками, концевые уплотнения, поверхности ротора под опорными и упорным подшипниками и связанные с ними поверхности масляных уплотнений подшипников, а также поверхности ротора между подшипниками.
Для определения граничных условий (ГУ) на поверхностях ротора высокого давления (РВД) необходимы: анализ физических свойств рабочей среды; анализ диапазона изменения параметров рабочей среды, которые влияют на формирование граничных условий; систематизация граничных условий по функциональным назначениям элементов и узлов ротора.
В качестве исходных данных при определении ГУ используются результаты расчета теплового состояния проточной части турбины. Расчет параметров пара и скорости течения во всех ступенях проточной части производится с помощью программного комплекса, созданного в ИПМаш HAH Украины на основе математической модели турбоустановки [1]. Полученные значения температур по всему тракту течения пара в ЦВТ позволяют рассчитать коэффициенты теплообмена на поверхности основных элементов ротора для пусковых и переменных режимов работы турбины.
Подход к построению алгоритма
Каждый из этапов работы турбины характеризуется распределением давлений, температуры и скоростей в корневой зоне лопаток, от которых зависит распределение параметров пара в придисковых областях, диафрагменных уплотнениях и разгрузочных отверстиях. Геометрические соотношения размеров придисковых областей и разгрузочных отверстий существенно влияют на направление течения пара в них. В связи с нелинейным характером изменения коэффициентов расхода в разгрузочных отверстиях, течение в придисковых областях, в зависимости от
режима работы ЦВД, может быть направлено как от периферии к центру, так и от центра к периферии. Это, в свою очередь, вызывает движение пара с более высокой температурой от предыдущих ступеней к последующим, что может быть причиной незапланированного относительного расширения ротора и статора и приводит к срабатыванию усиков осевых уплотнений.
В соответствии с этим, для получения достоверной картины течения пара в придисковых областях, в ИПМаш HAH Украины была разработана методика по определению параметров потока, скоростей и направления течения между диском и диафрагмой [2], в котором для каждого режима работы распределение перечисленных факторов в проточной части остается неизменным, а придисковые полости всех ступеней имеют кинематическую и тепловую связь через ди-афрагменные уплотнения и разгрузочные отверстия. Связь придисковых полостей с проточной частью осуществляется через осевые уплотнения. Распределение давлений по всему тракту представлено системой алгебраических уравнений, где перепад давления АР являлся функцией гидравлического сопротивления элемента и кинематической структуры течения с учетом осевой и радиальной составляющей скорости.
Расчет коэффициентов теплообмена на поверхностях элементов ротора производится по критериальным уравнениям, которые получены разными авторами экспериментальным и расчет-но-экспериментальным путем. При этом для каждой турбины следует учитывать индивидуальность схемы подачи пара на уплотнения, отборов на регенерацию и другие особенности.
Теплообмен в опорных подшипниках скольжения происходит в условиях интенсивного выделения теплоты трения и зависит от распределения масляной пленки, силовых и температурных деформаций. В осевом направлении распределение толщины масляной пленки принимается постоянным. Если в турбине используются подшипники цилиндрического типа с подводом масла в верхнюю ненагруженную часть, то обобщенная критериальная зависимость для числа Нуссельта при номинальной частоте вращения ротора n = 3000 об/мин [3] имеет вид
Nu = 0,11 • 1016 Re-0'84 Pr-1'63 K-0,18^17
x(/Pr0 Г34 *г°>87 ( / 8J
X
0,45
где Re — критерий Рейнольдса, Re =
Г)
Pr — критерий Прандтля, Pr = —;
2ю • R
2
V
ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2008
- 65 -
Кр и Ку — кинематические параметры;
ов и ог — среднее значение радиальных зазоров в
вертикальной и горизонтальной плоскости.
Коэффициент теплообмена на поверхностях подшипников скольжения при номинальной частоте вращения вала
Ш -X
а =
й
(1)
Ш = 0,478 - Ие0,7 - Рг°,43 (Н / 8)
-0,56
где
„ м - 2 8
Ие =-и
V
изменяется в диапазоне
6-103 < Ие < 1,2-105.
Значение средних коэффициентов теплообмена в концевых и диафрагменных лабиринтных уплотнениях рассчитывается по зависимости
а ср
NuCp - X 28
(2)
Основными факторами, влияющими на условия теплообмена в осевом зазоре при протекании среды в радиальном направлении, являются угловая скорость диска, радиальный градиент температур в диске, диафрагме и рабочей среде, расход среды, закрутка потока, физические характеристики среды и ее температура, геометрические
соотношения между размерами диска (текущий радиус г, радиус входа рабочей среды гвх) и осевого зазора 8, направление движения среды в зазоре.
Теплообмен на боковых поверхностях диска при радиальном течении среды может быть определен по критериальным уравнениям [5] при течении от центра к периферии
0,3
Граничные условия в концевых уплотнениях определяются с учетом изменения направления движения пара в каждой секции уплотнения. При этом на начальной стадии расчета концевых уплотнений необходимо учитывать условия конденсации пара и утечки тепла в металл ротора и статора. В уплотнениях с термокомпенсационными канавками необходимо принимать во внимание нестационарное изменение граничных условий на поверхностях канавок и их влияние на уровень напряжений.
Условия теплообмена в лабиринтных уплотнениях оказывают сильное влияние на его тепловое состояние, т.к. участки концевых и диаф-рагменных уплотнений занимают до 50% общей длины роторов высокого и среднего давлений паровых турбин и до 30% — газовых турбин.
Для лабиринтных уплотнений ступенчатого типа, наиболее распространенных в паровых турбинах, интенсивность теплообмена зависит от числа Ие, которое рассчитывается на основе осевой скорости среды в лабиринте расхода пара через него, а также от геометрических характеристик уплотнений. Среднее значение теплоотдачи на поверхности ротора в зоне уплотнений определяется по критериальному уравнению [4]
№ = 0,01 - Ие0)75 Рг)'4
при течении от периферии к центру
-г
г ' вх г вх
\2
г -1
г вх ^
№ = 4,2 -10-6 - Ие13 Рг)'4
1 -
Г \2 Г
г
вх
0,6
где Ие =
м - Г
В этих зависимостях
№ -X
а=
(3)
Для определения количества тепла, которое подводится к диску через его торцевую поверхность, вычисляется условный коэффициент теплообмена, который учитывает приток тепла через профильную часть лопатки и тепловой поток через межканальные торцевые поверхности ротора.
Для решеток реактивного и активного типа в диапазоне изменения геометрического фактора 8г от 1,3 до 6,0 среднее значение критерия Нус-сельта по ободу профиля [6]
Шср1 = 0,206 Ие2'66 БГ"0'58 (1 + 0,8 - Б^2)
где Ие =
^2 - Ь
8и — число подобия, учитывающее влияние периодичности нестационарного потока и центробежных сил, которые возникают во вращаю-
щейсярешетке, Би = и /(2 б).
Средний коэффициент теплообмена по ободу
2
вх
вх
V
V
рабочей лопатки с учетом нестационарности потока рабочей среды
а ср1
^иср1 • X Ь '
где Ь — хорда решетки.
Теплоотдача от окружающей среды к торцевой поверхности межлопаточного канала определяется из универсального уравнения [6]
тчт п с 0,8 с-0,54 т> 0,43
№Ср2 = 0,065 • Яеср • Лг ' • Рг
54 • Рг0,43 (1 + 1,1 • Л°,59)
Среднее значение коэффициента теплообмена на торцевой поверхности межлопаточного канала
а ср2 =
^и ср 2 • Х
Ь
а = —
^усл т-г
V
а ср1 • р1 • Р1 • Х
1 + а ср2 • р2
(4)
Приведенный коэффициент теплообмена на торцевых поверхностях дисков
где аср1, Р1, р1 — средний коэффициент теплообмена на профильной поверхности лопатки, ее периметр и площадь пера лопатки на радиусе гкорн;
аср2, р2 — средний коэффициент теплообмена и площадь торцевой поверхности в межлопаточном канале.
В связи со значительной нелинейностью используемых уравнений и зависимостью коэффициентов гидравлического сопротивления и теплообмена на поверхности элементов от физических характеристик пара, с которыми в свою очередь, связаны темпы прогрева дисков ротора, решение задачи определения теплового состояния ротора производится итерационным путем. При этом на каждой итерации необходимо учитывать изменение температуры металла каждого элемента ротора и изменение геометрии придис-ковых областей в зоне разгрузочных отверстий, осевых и диафрагменных уплотнений при температурном удлинении ротора. Алгоритм выполнения газодинамического расчета течения пара в придисковых областях и определения ГУ приведен на рис. 2.
Рассчитанные по зависимостям (1)-(4) граничные условия на всех элементах ротора ЦВД позволяют получить нестационарные тепловые поля по всему объему ротора, определить термо-деформированное состояние элементов ротора и установить относительные изменения во времени осевых и радиальных зазоров ЦВД.
Рис. 2. Алгоритм расчета граничных условий теплообмена на поверхностях ротора ЦВД паровой турбины
Выводы
Учитывая зависимость условий течения пара в придисковых областях каждой ступени ЦВД от изменения геометрических размеров этих областей, вызванных изменением температуры элементов ротора и статора при пусковых и переходных режимах работы турбины, предложен алгоритм газодинамического расчета параметров пара в многоступенчатой турбине, который может быть основой для формирования методики управления тепловым состоянием цилиндров паровых турбин.
Литература
1. Лыхвар Н.В. Моделирование теплоэнергетических установок с использованием интерактивной схемной графики/ Н.В.Лыхвар, Ю.Н. Говорущенко, В.А. Яковлев //Пробл. машиностроения. - 1992. - Вып. 38 - С. 76-85.
2. Голощапов В.Н. Распределение потоков пара в придисковых областях с учетом перетоков через разгрузочные отверстия /В.Н. Голощапов, О.В. Котульская, Т.Н. Парамонова, Д.А. Котульс-
1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2008
- 67 -
кий // Вестник двигателестроения — 2007. — №3. - С. 37-40.
3. Рухлинский В.В. Теплофизические процессы в подшипниках скольжения жидкостного трения паровых и газовых турбин: Дис... д-ра техн. наук: 05.04.12, 05.02.02. - Харьков, 1986. - 468 с.
4. Гура Л.А. Исследование теплообмена в турбинных лабиринтовых уплотнениях: Дис. канд. техн. наук: 05.04.12. - Харьков, 1973.
5. Швец И.Т., Дыбан Е.П. Воздушное охлаждение газовых турбин.- Киев: Наукова думка, 1974. - 568 с. (стр. 270,272).
6. Локай В.И. Газовые турбины двигателей летательных аппаратов: Теория, конструкция и расчет / В.И. Локай, М.К. Муксутова, В.А. Струн-кин. — М.: Машиностроение, 1979. — 447 с.
Поступила в редакцию 01.06.08
Рецензент: д-р. техн. наук, проф. Шубенко А.Л. Институт проблем машиностроения им. А.Н. Подгорного НАЛ Украины, г. Харьков
Запропоновано алгоритм розрахунку граничних умов на кожному елемент1 ротора ви-сокого тиску, який базуетъся на графках роботи турбти, визначент умов течИ'робочого середовища в придискових зонах, розвантажувалъних отворах, лабгринтових ущлъненнях. Наведено кртергалъш ргвняння для визначення коефщентгв теплообмту на основ1 теплового розрахунку параметргв пари в проточнш частит. Розраховаш за наведеними залежно-стями граничт умови на вах поверхнях ротору ЦВТ дозволяютъ отримати нестащонар-не теплове поле ротора, що змтюетъся при переходi з одного режиму на тший, визначити термодеформований стан елементiв ротора та встановити вiдноснi змти осъових i рад-iалъних зазорiв в проточнш частит турбти.
The algorithm of calculation the boundary conditions on every element of rotor high pressure is offered. It is based on the charts of turbine work, determination of conditions the working environment flow in at-disk areas, unloading openings, labyrinth compressions. Criterion equations for determination of heat exchange coefficients on the basis of thermal calculation a steam parameters in running part are resulted. Boundary conditions expected on the resulted dependences on all surfaces of elements the rotor CHP allow to get the non-stationary thermal field of rotor, changing in transition from one mode on other, define the thermo-deformed state of rotor elements and set the relative changes of axial and radial gaps in running part of turbine.
