CC BY
229
УДК 621.671
ТЕНДЕНЦИИ РАЗВИТИЯ ПИТАТЕЛЬНЫХ НАСОСОВ
Ю. Шиль
Рассматриваются питательные насосы для энергоблоков мощностью более 600 МВт тепловых электрических станций. Принципами разработки таких насосов в современных условиях является сочетание максимальной надежности и экономичности гидромашин. В первой части статьи описаны мероприятия, повышающие экономичность питательных насосов, приведен теоретически достижимый для них предел КПД. Вторая часть посвящена вопросам, связанным с увеличением срока службы и интервала между капитальными ремонтами до 5 лет. Все теоретические выводы обоснованы стендовыми и промышленными испытаниями насосов, а мероприятия рассматриваются на примере питательного насоса мощностью 40 МВт.
1. Введение
Мировой энергетический рынок может быть подразделен на три основные группы по установленной мощности энергоблоков: от 300 до 500 МВт, от 500 до 700 МВт и, наконец, от 700 до 1000 МВт. Существует тенденция увеличения единичной мощности энергоблоков [1]. Энергоблоки мощностью до 700 МВт - это блоки докритических параметров. Энергоблоки большей мощности работают на сверхкритических параметрах. В Германии практически все мощные энергоблоки работают на сверхкритических параметрах пара.
Поскольку насосы - компоненты большой, очень сложной системы, схематичное изображение которой приведено на рис. 1, не имеет смысла в отдельном исследовании конденсатных, циркуляционных или питательных насосов. Исследование должно проводиться комплексно с учетом всех сил и взаимодействий, влияющих на насосные установки. Конструкция насоса должна быть выполнена таким образом, чтобы элементы насосов могли воспринимать действующие силы, а динамические свойства должны быть такими, чтобы не возникали резонансы на собственных частотах трубопроводов или фундаментов.
Кроме того, насосы должны нормально работать в переходных режимах, переносить температурные перепады и перепады давления. Учитывая, что питательные насосы обычно находятся в работе от 6000 до 8000 часов в год, критическим критерием для них является затраты жизненного цикла, которые зависят в значительной степени от двух факторов: КПД насоса и его надежности [2]. Используя в качестве примера питательный насос энергоблока мощностью 900 МВт, покажем, как некоторые аспекты конструкции насоса позволяют достигнуть максимальных значений
КПД и, в тоже время, обеспечить максимальную надежность.
2. Питательные насосы
В элементах и конструкциях современных энергоблоков температура питательной воды обычно находится в диапазоне от 170 до 210 °С при максимальном давлении на входе в насос до 30 бар. Эти параметры, вероятно, изменятся в будущем. Например, в перспективной, двухподъемной, тепловой схеме питательные насосы располагаются следующим образом: насосы первой
ступени подают воду через по-
Рис. 1. Блок-схема энергоблока: 1 - бустерный насос;
2 - питательный насос; 3 - рециркуляционный насос котла; 4 - циркуляционный насос; 5 - конденсатный насос
догреватели на вход насосов второй ступени, которые в свою очередь подают питательную воду непосредственно в котел. В этом случае на входе в насос второй ступени максимальная температура может достигать 300 °С и давление до 100 бар. Исследования показали, что рынок подобных насосов существуют, но насосы с такими параметрами пока не были созданы.
На мощных электростанциях в мировой практике принято использование двух 50 %-ных питательных насосов, работающих параллельно. Обычно дополнительно устанавливается еще и 30 %-ный насос для работы во время пуска блока. В Германии же статистика, представленная страховым агентством «Allianz Versicherungs-AG», свидетельствует об увеличении числа мощных энергоблоков с конца 1970 года, имеющих единственный питательный насос в тепловой схеме со 100 % нагрузкой. Даже такой мощный блок как энергоблок электростанции в Нидерау-зем, электрической мощностью почти 1000 МВт имеет только один питательный насос с приводом мощностью 40 МВт.
Однако нельзя забывать, что питательный насос даже с половинной нагрузкой для такого энергоблока требует мощности привода 22 МВт. Другими словами, КПД играет главную роль при выборе насоса. В конце концов, увеличение КПД всего лишь на 1 % позволит произвести и продать дополнительные 3,2 млн кВт-ч электроэнергии в год.
Однако, не менее важным является надежность или готовность насосов к пуску. Как это ни странно, но этому аспекту уделяется существенно меньшее внимание. Незапланированный останов энергоблока мощностью 900 МВт на 6 суток (150 часов), например, для ремонта питательного насоса приводит к эквивалентной потере объема произведенной электрической энергии, равной 1,35х108 кВт-ч, или в денежном выражении при условии, что стоимость 1 кВт-ч равна 0,025 Евро, потери составят 3,375 миллионов Евро, не принимая во внимание последующие затраты в связи с невыполнением договорных условий по поставкам электроэнергии. Другими словами, там, где целью является всемерное сокращение затрат - вопрос надежности должен быть приоритетным.
2.1. Экономичность
Первое, на что обращают внимание при рассмотрении работы насосов - это теоретически возможные пределы КПД насоса. В работе [3] была сделана попытка рассмотреть этот вопрос со всех возможных точек зрения. На рис. 2, который взят из источника [3], показан КПД четырехступенчатого насоса как функция величины расхода потока Q и удельной частоты вращения nq .
Теоретический КПД, установленный для рассматриваемых питательных насосов, располагается в диапазоне от 89 до 90,5 %. При условии перекачивания холодной воды, насос имел бы КПД 85,5 % (!), хотя, необходимо отметить, что теоретическая эффективность (КПД) не учитывает механические потери в подшипниковых опорах и уплотнениях проточной части, величина которых может достигать 0,6 %, а также реальных величин зазоров проточной части. Внутренняя утечка, которая происходит в межступенных щелевых уплотнениях, составляет в целом дополнительную потерю Ап = от 1,5 до 2 %. Теоретический КПД реального насоса, поэтому, снижается и находится в диапазоне от 86,4 до 88,4 %. Таким образом, незначительное различие в КПД между теоретическим и действительным насосом (не более Ап = 0,9-2,4 %), не оставляет места для внедрения каких либо существенных или кардинальных гидравлических усовершенствований.
Проектирование насоса обычно начинается с выбора гидравлики его проточной части. Рис. 2 ясно показывает, что оптимальные КПД могут быть получены только при удельной частоте вра-
JQ .
щения nq в диапазоне между 28 и 35. Здесь nq = n—^-, где n - частота вращения, мин ; Q -
н/
расход, м3/с; H - напор/ступень, м.
Такие значения nq могут быть получены снижением числа ступеней, но их число не может
быть менее пяти, и увеличением частоты вращения. Однако для насосов, использующих турбинный привод, максимальная частота вращения, которая может быть достигнута, не превышает 6000 мин-1 [1]. Взаимосвязь между этими факторами, а так же и их уровнями подробно описана в [4].
600 т3/1п центробежный, однопоточный,
180 ГП3/11 четырёх ступенчатый насос, со 60 т3/[1 сперальным отводом, оснащённый 18 П\3/и разгрузочным диском с ВпЛ)1=0.б и 0 тз Дч щелевыми уплотнениями.
1.8 т3/Г1
101
Удельная частота вращения Рис. 2. Теоретический максимум КПД для многоступенчатого насоса
102
Применением спирального отвода на выходе из последней ступени эффективность (КПД) может быть улучшена на Ап = 0,5-
0,7 %. Насос этого проекта показан на рис. 3. Это - насос полной (100 %) нагрузки с мощностью привода 40 МВт, разработанный для энергоблока мощностью 1000 МВт. В этом случае КПД был увеличен на Ап = = 0,7 %.
Зазоры между статором и ротором приводят к внутренним потерям. Однако, они неизбежны и могут быть лишь минимизированы с помощью новых материалов и новых конструкций самого зазора. Современные конструкции щелевых уплотнений, обычно используемые сегодня: - гладкая щель, пилообразный лабиринтовый профиль или ячеечное уплотнение, последняя конструкция разработана К^В. Проект последнего уплотнения базируется на так называемых ячейках (сотах), которые были специально разработаны для работы в воде. Такие кольцевые уплотнения первоначально использовались для уплотнения газа. На рис. 4 показано сравнение этих трех конфигураций щелевых уплотнений и их характерных потерь - утечки. Ячеечные уплотнения обычно применяются на насосах большой мощности. Увеличение КПД, полученное с использованием уплотнений этого типа, доказывает их ценность. На фотографии (рис. 5) показан общий вид уплотнения ячеечного типа.
Один из факторов, имеющих большое влияние на КПД насоса - отношение диаметров и Д (рис. 6) [3]. Кроме того, в значительной степени КПД зависит и от удельной частоты вращения пд . Если, например, пч = 35, отношение диаметров /Д увеличено от 0,4 до 0,6, то КПД понизится на Ап = 2 %. Потери КПД в зависимости от отношения диаметров Оы/Ог и коэффициента скорости пд приведены на рис. 6 в виде группы кривых. Как видно из рисунка, с увели-
Рис. 3. Питательный насос 100% нагрузки для энергоблока мощностью 1000 МВт
чением отношения диаметров и увеличением пд потери растут.
Тип Нормальное уплотнение Лабиринтное уплотнение Ячеечное уплотнение
Протечка 2,5 % 2 % 1 %
Жесткость 1 0,3 1
Поведение Сосредоточ.
Рис. 4. Сравнение различных конфигураций уплотнений
Рис. 5. Сотовые уплотнения
Зазоры могут быть уменьшены без снижения надежности насоса тщательной подгонкой статора к прогибу ротора. В дополнение к снижению внутренних потерь - утечек, это дает и общее увеличение КПД насосов.
Другое средство существенного улучшения эффективности насоса, работающего с низким расходом или, напротив, работающего в перегрузочном режиме - значительное изменение ведущих кромок рабочих колес и направляющего аппарата. Проектирование таких контуров стало возможным
только после того, как появились и стали доступны сложные компьютерные программы, необходимые для решения подобных задач.
Рис. 6. Потери эффективности (КПД) как функция от отношения диаметров 0н/01 и пя
2.2. Надежность
Немецкий стандарт Дин 40041 определяет надежность (готовность) А как отношение фактического периода работы (реальная работа в часах) к конкретному, заданному периоду времени (например, один год); здесь фактический период работы это время работы в течение того же самого заданного периода времени. Фактический период работы, таким образом, определяется как заданный период работы минус полное время простоя в результате появления дефектов оборудования. Из этого определения следует, что:
$ В
А = -
1ОЛ
где 1В = $аА - и ; - реальная работа в часах; $аА - заданный период времени; 1и - время про-
стоя.
При проектировании новых типов питательных насосов СНТС и СНТБ за основу были приняты следующие величины параметров надежности: А - 98% надежность; 5 лет - межремонтный интервал.
Другими словами, при работе насоса в течении года непрерывно не менее 8000 часов, на остановы, связанные с обслуживанием или ремонтом (например, заменой торцевых уплотнений), должно быть потрачено не более 160 часов. Преимущество планово-предупредительных ремонтов с интервалом 5 лет состоит в том, что в этом случае они совпали бы с планово-
предупредительными ремонтами энергоблока, таким образом, оставляя вполне достаточное время для общего осмотра предприятием изготовителем.
При подготовке программы обследования насосов со сроком один раз в пять лет основывались на статистических материалах различных авторов, в частности: EPRI Electric Power Research Institute 1978 [5], ALLIANZ Versicherungs-AG 1984 [6], Professor Wu Yulin, Department of Hydraulic Engineering, Tsinghua University, Beijing, China, 1999 [7]. Изучение статистических данных, полученных в этих трех работах, показывает, что причины отказа лишь немного отличаются по частоте и последовательности, в которой они появляются. Повреждение уплотнений проточной части вала, проблемы с уравновешиванием осевого усилия, повреждения радиальных подшипников и чрезмерные вибрации ротора - вот те причины, которые названы в приведенных выше работах основными. Кавитация по-прежнему является одной из причин значительного простоя насосов в Соединенных Штатах и Китае. В этих странах рабочие колеса первой ступени из-за кавитационных повреждений считаются элементами с ограниченным сроком службы. В работе, представленной профессором Ву Юлином, на первое место поставлены повреждения, связанные с «задеваниями». Эта причина вообще не упоминается в первых двух публикациях, то есть EPRI и Allianz. Возможные причины задеваний: слишком малые зазоры между статором и ротором, использование уплотнительных колец, изготовленных из неверно подобранных материалов, и ошибки персонала при работе в нестационарных режимах - при пусках и остановах оборудования.
Причины отказов описаны ниже.
2.2.1. Уравновешивание осевой силы
Предполагается, что причины возникновения осевых неуравновешенных сил в многоступенчатых центробежных насосах известны. На больших насосах осевое усилие может достигать 100 тонн. Поскольку сила такой величины не может быть поглощена стандартными упорными масляными подшипниками скольжения, рассматриваемые насосы, как правило, оснащены гидравлическим уравновешивающим устройством. Конструкции устройств различны - это может быть разгрузочный поршень, разгрузочный диск, двойной поршень или противоположно направленные рабочие колеса. Все эти системы имеют общую черту, которая заключается в том, что они нуждаются в дополнительном гидродинамическом упорном подшипнике, чтобы уравновешивать остаточные силы, не сбалансированные гидравлическим разгрузочным устройством, или из соображений безопасности, как в случае разгрузочного диска (гидропяты). Независимо от конструкции разгрузочного устройства остаточная сила должна всегда направляться в сторону всасывания, чтобы протянуть вал. Кроме того, эти системы разгрузки имеют относительно высокие потери из-за утечек в результате больших перепадов давлений и величин зазоров, которые являются необходимыми для безопасной работы насоса. Таким образом, усилия по оптимизации конструкции разгрузочных устройств должны быть сконцентрированы на разработке мероприятий или средств по снижению этой утечки. Так как KSB не производит питательные насосы с противоположно расположенными рабочими колесами, они не будут здесь рассмотрены.
Поршень - простой конструктивный элемент, который охотно используют в своих конструкциях изготовители насосов. Однако, нельзя забывать и игнорировать их недостатки: большие потери протечек, отрицательное влияние на динамику ротора, на режимах, в которых уравновешивание остаточной силы невозможно, ротор перемещается в сторону всасывания и может задеть корпус ступени. В случае, если разгрузочный поршень не справился со своими функциями, могут быть повреждены как уплотнительные кольца, вал, так и направляющий аппарат, причем не просто повреждены, а разрушены. В связи с этим KSB использует поршни только в насосах с напором до 1000 м или по требованию заказчика.
Разгрузочный диск имеет наименьшие утечки. Выбрав параметры пяты в точном соответствии с известными закономерностями работы этого устройства, можно практически полностью и автоматически уравновесить осевую силу, не прибегая при этом к услугам упорного подшипника скольжения. Разгрузочный диск позволяет и минимизировать размеры насоса, поэтому этот тип разгрузочного устройства используется наиболее часто. Но он все же имеет и свои недостатки, это крутая характеристика (рис. 7).
Поскольку ротор должен иметь возможность двигаться в радиальном направлении, осевое перемещение диска регулируется автоматически. Величина этого регулирования находится в
пределах 0,05 мм! Малый зазор в разгрузочном диске являлся причиной многочисленных повреждений питательных насосов в 70-е годы [5]. По этой причине изготовители прекратили устанавливать разгрузочные диски на мощных насосах.
Рис. 8. Аксиально-упорный подшипник разгрузочного устройства
Единственная, реальная альтернатива разгрузочному диску - двойной поршень. Хотя эта конструкция имеет более высокие утечки, чем разгрузочный диск, но она позволяет остановить ротор, перемещающийся в сторону всасывания при отказе. В этом случае насос может быть корректно остановлен и при останове не будет повреждения проточной части. При совместном использовании двойного поршня и упорного подшипника скольжения в конструкцию насоса дополнительно включают карданное кольцо с целью устранения погрешности монтажа (рис. 8). В настоящее время конструкция карданного кольца была улучшена таким образом, что при увеличении осевой силы кольцо сгибается в зоне упругих деформаций до такой степени, что радиальный зазор двойного поршня снова примет функцию гидростатического поведения. С целью изменения характеристики карданное кольцо подверглось описанному выше усовершенствованию (см. рис. 7). Конструкция работает нормально, сведений об отказах нет. Подробно конструкция описана в работе [8]. Основные характеристики трех систем разгрузочных устройств, упомянутых выше, представлены в табл. 1.
Так как сравнение производится не по абсолютным, а относительным величинам, то за 100% приняты эффективность разгрузочного диска (гидропяты), «+» отмечены положительные свойства, «-»
- отрицательные.
2.2.2. Влияние пульсации давления на уровни вибрации
Типичный межремонтный срок таких элементов как уплотнения вала, подшипниковые опоры, торцовые уплотнения зависит в первую очередь от уровня вибрации и пульсации в проточной части. О состоянии работающего насоса обычно судят по уровню вибрации либо корпуса, либо подшипниковых опор, либо по величине траектории центра шипа вала. Чтобы достичь минимальных величин вибрации и увеличить межремонтный период, необходимо обратить внимание на табл. 2.
Взаимодействие рабочего колеса и лопаток направляющего аппарата в центробежных насосах может вести к возбуждению колебаний на частотах выше частоты вращения. Чтобы удержать уровень пульсации давления на максимально низком уровне, необходимо строго придерживаться
Таблица 1
Сравнение показателей поршня, диска и двойного поршня
КПД, % Увеличение осевой силы при росте зазора Подвижность ротора в корпусе ступени при отказе подшипника
Разгрузочный поршень 98 - -
Разгрузочный диск 100 + +
Двойной поршень 97,5 + +
Двойной поршень с карданным кольцом 99 + +
разгрузочный диск
Рис. 7. Зависимость осевой силы от перемещений разгрузочного устройства
правила, разработанного в [9]. Это правило формализовано и приведено в табличной форме. Среди прочих выводов специально для насоса с рабочим колесом, имеющим 7 лопаток, из табл. 2 получаем, что направляющий аппарат должен иметь либо 9, либо 12 лопастей.
На рис. 9 представлена типичная зависимость вибрации, генерируемой гидродинамическими силами питательного насоса. На частичных расходах за счет нерасчетных течений потока и потерь при течении жидкости между рабочим колесом и направляющим аппаратом уровень вибрации достигает максимальных значений равных =14 мм/с. При увеличении расхода в зоне оптимального или максимального КПД уровень вибрации снижается до < 2
мм/с. Так как все питательные насосы большой мощности имеют регулируемую частоту вращения, то они могут обойти зону с высоким уровнем вибрации при работе на частичных нагрузках (2/(2орі < 50 % без
угрозы повреждения проточной части.
Другая, почти одинаково опасная характеристика, показана на рис. 10. Многие гидравлические системы, работающие с высокими рабочими частотами вращения, имеют резкое увеличение уровня виброскорости в диапазоне Q|Qopt = 0,75. В рассматриваемом случае,
достигает недопустимой величины уровня виброскорости 10 мм/с. Даже работая с регулируемой частотой вращения ротора, всегда есть опасность попасть в зону, в которой уровень вибрации недопустимо высок.
Таблица 2
Интенсивность пульсаций давления в зависимости от отношения лопастей направляющего аппарата (диффузора) и лопаток рабочего колеса
Данные представлены по 50 измерениям. Объёмный расход О [тэ/11)
Направление измерений вертикально
Рис. 9. Вибрации насоса типа СНТС 6/5
Объёмный расход о [пАй} Направление измерений вертикально
Рис. 10. Вибрация насоса типа СНТС 5/6
Профили входных кромок лопаток направляющего аппарата были найдены в результате теоретических исследований, объединенных с моделированием потока на компьютере, и подтверждены в последующем стендовыми исследованиями, сначала на воздухе, потом на воде.
Стендовые исследования подтвердили результаты теоретических исследований (рис. 11). Уровень виброскорости ус-
тойчиво уменьшается от 3 мм/с до 1 мм/с во всем рабочем диапазоне насоса, от области минимального расхода до работы в перегрузке.
600 а [тэт]
Направление измерения: вертикальное. Данные представлены по 50 измерениям Рис. 11. Вибрация насоса типа СНТС 5/6
2.2.3. Подшипники и подшипниковые опоры
Питательные насосы как правило используют многоклиновые радиальные подшипниковые опоры (рис. 12), особенно хорошо воспринимающие радиальные нагрузки.
В случае низкой нагрузки и при условии высокой окружной скорости в обычной подшипниковой опоре иногда возникает, так называемый, получастотный вихрь, который приводит к возникновению автоколебаний ротора. Многоклиновой подшипник исключает возникновение автоколебаний этой природы. Из соображений вибрационной безопасности вкладыш такого подшипника выполнен составным из наклоняющихся элементов в виде пластин. Эти элементы снижают гидродинамические силы, приводящие к возникновению автоколебаний в переходных режимах работы.
При некоторых граничных условиях, подшипниковые опоры могут действовать подобно резонатору колебаний вала. На рис. 13 показаны результаты измерений резонанса ротора и подшипниковой опоры питательного насоса. При частоте вращения ротора 6000 мин 1 колебания достигают максимального значения на уровне ~ 21 мм/с. Если
частота вращения совпадает с резонансной часто-
„ , Рис. 12. Многоклиновой подшипник
той ротора насоса, уровень вибрации может стать
недопустимо высоким, что существенным образом
снижает надежность насоса. Расчеты динамики роторов проводятся специальными программами, которые тарируются или калибруются на стендовых установках. На рис. 14 приведены расчетные и экспериментальные характеристики зависимости уровня вибрации ротора от частоты вращения ротора. Подшипниковые опоры для нового ряда насосов рассчитаны таким образом, чтобы устранить проблемы, связанные с возникновением резонанса при пуске насоса (рис. 15). Собственные частоты подшипниковых опор могут быть определены экспериментально с использованием нестационарного метода (динамический молоток). Только если результаты эксперимента подтверждают отсутствие резонанса, конструкция подшипниковых опор может быть использована на практике.
о
и
Ё
о
£
л
о
и
ЭКИ *НМ
Горизонтальное перемещение
иоо
И00
Рис. 13. Вибрация подшипниковой опоры как функция частоты вращения
Рис. 14. Вибрации опор подшипников, сравнение расчётной и опытной виброскорости
Рис. 15. Расчетная сеть конечного элемента подшипниковой опоры
2.2.4. Уплотнения вала
Согласно статистическим данным, приведенным в работах [5-7], концевые уплотнения вала являются тем элементом насоса, который наиболее подвержен возникновению дефектов. В связи с этим уплотнения требуют к себе достаточно внимательного отношения. Для начала сгруппируем все конструкции концевых уплотнений на три большие группы:
1) щелевые уплотнения с лабиринтовым зазором (щелевые уплотнения);
2) щелевые уплотнения с плавающими кольцами (плавающие кольца);
3) торцовые уплотнения с гидродинамическим смазочным слоем (торцовые уплотнения).
Окружные скорости в насосах слишком высоки и поэтому в первую очередь торцовые уплотнения были установлены на главных циркуляционных насосах атомных электростанциях.
1. Щелевые уплотнения. Считается, что этот тип уплотнений является наиболее надежным. Известны наработки насосов с такими уплотнениями до 90 000 часов. К сожалению, потери от утечек очень высоки, кроме того, необходима установка запирающего конденсата, которая достаточно дорогая и требует автоматического контроля и регулирования. По этой причине этот тип уплотнения в настоящее время больше не устанавливается на мощных питательных насосах.
2. Плавающие кольца. После того, как в 70-х годах были решены проблемы, связанные с конструкцией и материалами (уплотнения были склонны к закусыванию), этот тип уплотнений достиг очень внушительных наработок на отказ. Например, один немецкий оператор электростанции сообщил о 100 000 и более часов работы для большого количества питательных насосов. Несмотря на радиальную подвижность колец и малый зазор 0,15 мм, потери от утечек этого типа уплотнений все еще относительно высоки и находятся в пределах от 10 и 15 м3/ч. Сложность и затраты, связанные с необходимостью использования вспомогательных систем, аналогичны щелевым уплотнениям.
3. Торцовые уплотнения (рис. 16). В 60-е годы конструкция торцовых уплотнений была уже известна, но переход на эти уплотнения был невозможен, потому, что последние были еще в стадии разработки. В это время самое широкое применение нашли уплотнения с плавающими кольцами. Однако, начиная с 70х годов, торцовые уплотнения начали завоевывать рынок. Это можно было понять, так как торцовые уплотнения практически не имели протечек, стоимость вспомогательных систем была разумной, и можно было достичь наработки на отказ примерно 25 000 часов, в одном проверенном случае наработка достигала 61 000 часов (см. табл. 3, п. 1).
Но в середине 1980-х продвижению торцовых уплотнений стали препятствовать различного рода повреждения необъяснимой природы. Были случаи, когда уплотнение работало менее 3000 часов. На рис. 17 показан элемент кольца торцового уплотнения из силицированного графита, имеющего повреждения рабочей поверхности. Здесь пропитка сурьмы отделилась от углерода и на керамическом кольце заметно отслоение материала. Причины
Рис. 16. Схематический рисунок торцового уплотнения
Рис. 17. Повреждения торцового уплотнения из силицированного графита
повреждений требуют дополнительных разъяснений, которые помогли бы полностью прояснить ситуацию.
Таблица 3
Влияние качества питательной воды на наработку торцовых уплотнений
№ Мощ- ность энерго- блока Материал вращающегося кольца Материал стацио- нарного кольца Ско- рость, м/с Срок службы, часов Качество воды Число РН Элек- тропрово дность Концен трация кисло- рода ppb Количество насосов на блоке
1 750 SiC Si Carbon- 47 61 AF - - - 2x50 %
750 SiC Si Carbon*-1 47 5 KF (острый- 8,4-8,6 1-0 up-stre am of pump 100 2x50 %
2 550 SiC Si Carbon*- 47 >25 KF (основной- 8,8-8,9 3-3,5 upstre am of pump 100 2x50 %
6 550 SiC Si Carbon*- 51 >35 Dosing plant 9,3 35-40 Max. 5 1x100 %
7 2x710 SiC Si Carbon*- 56 50 AF - - - 2x50 %
2x710 SiC Si Carbon*- 56 >7 KF (основной- 9,3 5 Max. 20 2x50 %
12 600 SiC Si Carbon*- 42 >30 KF (основной- 9,2-9,4 4 50 1x100 %
14 900 SiC Si Carbon- 55 >30 AF 9,2 4-5 10 1x100 %
24 6x500 SiC Si Carbon*- 55 >35 AF - 0,9-2 35- 2000 2x100 %
>2 Изменение KF 7,5-8,8
30 800 SiC Si Carbon*- 60/70 >15 KF 1x100 %
Примечание. ЛЕ - щелочная среда; КЕ - комбинированная среда.
Обратимся к особенностям эксплуатации уплотнений, описанных в работе I. Nosowicz [11], который пишет: «поток, дросселируемый через уплотнения из в полностью деионизиро-
ванной воде, ведет к формированию 8Юх и разрушению материала, которое по внешнему виду было аналогично приведенному выше. Электрокинетические процессы подобного вида происходят в каждом вращающеймся механическом уплотнении; их единственная причина - низкая электрическая проводимость». Это наблюдение очень четко подтверждает табл. 3, в которой собраны результаты экспериментов.
Необъяснимые отказы происходили только с нейтральными или смешанными средами. Электрическая проводимость обоих сред находится в пределах мкСм/см <1. Тот факт, что при окружной скорости до 40 м/с не произошло ни одного отказа, объясняет, почему торцовые уплотнения бустерных насосов с низкой частотой вращения и низким напором не имеют типичных повреждений, упомянутых выше. Детальная информация о химическом составе питательной воды приведена в [12]. В табл. 4 сведены основные параметры. Так, в дополнение к давлению и окружной линейной скорости к ограничениям торцовых уплотнений можно отнести и химический состав питательной воды.
В заключении можно сказать, что если питательная вода обрабатывается щелочными химическими реагентами и если выполнены следующие дополнительные условия: давление в уплотнении < 35 бар, температура в уплотнении <60 °С, окружная скорость <65 м/с, проблемы вряд ли возникнут.
Если нельзя избежать работы в нейтральной или смешанной среде и если окружная линейная скорость превосходит 40 м/с, то величина pH среды, которая находится в контуре торцового уплотнения, должна быть на уровне > 9, а электрическая проводимость равна электрическая проводимость > 10 мкСм/см.
В настоящее время существует множество дозирующих систем от различных производителей торцовых уплотнений. Единственным их недостатком является высокая стоимость и потому доступны они не каждому.
Таблица 4
Параметры питательной воды
Ед. измерения Щелочная среда Нейтральная среда Смешанная среда
Общие требования Прозрачная и бесцветная
Проводимость при 25 °С определена и концентрировалась в нескольких точках мкСм/см Не определена <0,25 0,4-1,0
Проводимость при 25 °С следующих высоко кислотных катионов контролировались в нескольких точках мкСм/см <0,2 <0,2 0,2
рН при 25 °С >9 «О, 6, 8-8,5 (20-70 ppb NH3)
О2 мг/л not. specified >0,05 0,15-0,3 (CO2 - free)
Бе мг/л <0,02
Си мг/л <0,003
8Ю2 мг/л <0,02
Единственная альтернатива здесь - уплотнения с плавающими кольцами (рис. 18).
Рис. 18. Плавающие кольца
Хотя начальные издержки велики по сравнению с торцовыми уплотнениями, но это разовые затраты. Надежность этих уплотнений практически 100 %. И если провести анализ затрат жизненного цикла, он будет в пользу уплотнений с плавающими кольцами [2, 10].
2.2.5. Кавитация
Кавитация не является в настоящее время основной причиной отказов. Однако, она может появится на мощных питательных насосах, для энергоблоков с единичной мощностью 800 или 1100 МВт, если операторы не в состоянии точно определить полную нагрузку или соблюдать предельную нагрузку, в особенности, во время пуска мощного котельного агрегата.
При недостаточном времени проектирования порой получается конструкция, в которой поток в камере всасывания может отделиться от стенки из-за чрезмерно высокого уровня скорости течения. Кавитационное разрушение нельзя избежать даже при малом времени действия кавитации. Величина уноса или потерь материала в результате абразивного износа ¥а определяется соотношением
Уа ~ Жа • Ььвь • тс,
где Ж - скорость потока; Ьвь - длина следа пузыря; т - влияние масштабного фактора, размеров механизма (условия подобия); 4 й а й 8; 2 й Ь й 4; с ~ 3.
Из всего вышесказанного следует, что полное понимание процессов кавитации возможно только при проведении сложных комплексных испытаний. Для питательного насоса мощностью 40 МВт с целью минимизации потерь трения в камере всасывания были проведены одновременно со стендовыми исследованиями на воздухе расчеты входного потока (рис. 19). Распределение давления вокруг входной кромки лопатки показано на рис. 20.
Следующим шагом было проведение кавитационных испытаний или наблюдений за каверной (воздушным пузырем) на входе в насос на рабочем колесе первой ступени. Такого рода наблюдения за поведением и формированием следа пузыря возможны через большое окно с помощью стробоскопа. Это - единственное средство точного определения NPSHi. Хотя расчетный NPSHi (момент начала кавитации) показывает высокую степень корреляции с усредненными значениями, полученными во время испытаний на стендах (рис. 21), расчетный метод определения момента формирование пузыря не заменит непосредственного наблюдения следов пузыря на соответственно оборудованных испытательных стендах в ближайшем будущем.
Как одно из средств оптимизации рабочих колес первой ступени с повышенным кавитационным запасом расчетные методы, конечно, могут использоваться. Но достоверные параметры могут быть определены только при испытаниях на воде или в промышленных условиях, когда питательный насос установлен на энергоблоке электрической станции. Высоко нагруженные рабочие колеса первой ступени питательных насосов атомных реакторов и насосов большой мощности, работающих на тепловых электростанциях мощностью 800 МВт и выше, как известно, достигали наработки 100 000 часов и больше, и таким образом доказали, что рабочие колеса первых ступеней не имеют проблем, связанных с кавитацией на всех режимах эксплуатации.
3. Выводы
3.1. Среди различных разработчиков питательных насосов в настоящее время существует некоторая стандартизация в конструкциях насосов. Мы уже имеем необходимые питательные насосы для различных применений, но это не значит, что нет необходимости в дальнейшем развитии. Будущие научные исследования сосредоточатся вероятнее всего на следующих направлениях:
• увеличение КПД питательных насосов;
• снижение издержек производства и повышение надежности;
• продление интервалов обслуживания таким образом, чтобы ремонты насосов совпадали с планово предупредительными ремонтами энергоблока;
• сокращение времени поставки.
3.2. Наш опыт разработки и изготовления питательных насосов для энергоблоков мощностью 700 МВт и 900 МВт говорит о том, что в будущем подобные энергоблоки будут оснащаться насосами полной или 100 % нагрузки и лишь в исключительных случаях дополнительно с пусковыми насосами малой мощности. Приводные турбины будут иметь частоту вращения от 5000 до 6000 оборотов в минуту. Для насосов это означает:
Нерекомендуемая конструкция Рекомендуемая конструкция
Рис. 19. Результаты расчета скорости во входном патрубке
Рис. 20. Результаты расчета давления вокруг входной кромки лопасти рабочего колеса на входе в насос
а [пЛи!
Рис. 21. Сравнение расчетных и наблюдаемых значений параметра МРБН:
• КПД бустерных насосов с двойным входом будет достигать 88 %;
• гидравлика проточной части мощных питательных насосов должна быть оптимизирова-
на по наивысшему уровню КПД;
• взаимодействие между рабочим колесом и направляющим аппаратом должно быть минимизировано;
• ячеечные уплотнения станут стандартным элементом мощных насосов.
3.3. Исследования будут сконцентрированы на улучшении кавитационных характеристик
ступени, снижения взаимодействия между рабочим колесом и направляющим аппаратом и на распределении давления в боковых пазухах ступени. В результате проведения исследовательских работ мы ожидаем видеть устойчивые характеристики без малейшей нестабильности, а так же точный расчет осевых сил.
3.4. Ввиду высокой единичной мощности (до 8000 кВт на ступень) и требуемой геометрической точности, объединенной с физически гладкими поверхностями, рабочие колеса и направляющие аппараты будут все более и более изготавливаться из поковок, а не литьем. Каналы проточной части будут выполняться центрами механической обработки, а на и заключительном этапе электроэрозионными станками
3.5. Уплотнения с плавающими кольцами могут занять место торцовых уплотнений.
Если все мероприятия, описанные выше, будут успешно выполнены, то питательные насосы с мощностью привода порядка 30 МВт будут иметь уровень КПД, равный 86,5 %.
Литература
1. Riedle K., Taud R. Research and Development in Power Plant Engineering// VGB Power Tech. -1/2001.
2. Brecht B., Bruhns U., Schill J. Life Cycle Cost, Eine Gesamtkostenbetrachtung fur die Lebensdauer von Pumpen in Kraftwerken//PUMP USERS INTERNATIONAL FORUM 2000, Karlsruhe, Germany, 10-12 October 2000.
3. Hergt P., Schill J.H. Maximum Theoretical Efficiencies of Multistage Pumps//ICET 99 International Conference on Engineering Thermophysics. - Beijing- China, August 18-21, 1999.
4. Schill J.H.: Turbine-driven High-powered Boiler Feed Pumps// Third International Conference on Pumps and Fans, Tsinghua University Beijing China, Oct. 13-16, 1998.
5. Makay E., Szamody O. Survey of Feed Pump Outages, FP - 754 Research Project 641, Final Report, April 1978, Prepared for Electric Power Research Institute, EPRIPalo Alto, California, USA.
6. Allianz Handbuch der Schadenverhutung,3. Auflage, Mai 1984, VDI Verlag.
7. Wu Julin. Scientific Research Report on the Subject: Investigation and Analysis of the Accidents of Pumps Used in Thermal-Power Plants, Department of Hydraulic Engineering, Tsinghua University, Beijing China, April 1999.
8. Baogang Wang, Schill J.H. A Self-Adjusting Balancing Device for Multistage Centrifugal Pumps, First International Conference on Engineering Thermophysiks, August 18-21, 1999, Beijing -China (ICET ‘ 99).
9. Domm U., Dernedde R. Uber eine Auswahlregel fur die Lauf- und Leitschaufelzahl von Kreiselpumpen, KSB Technische Berichte 9, April 1965.
10. Schill J.H., Sturm H.D. Shaft seals for boiler feed pumps with high drive ratings, PUMP USERS INTERNATIONAL FORUM2000, Karlsruhe, Germany, 10-12 October 2000.
11. Nosowicz J. Betriebsverhalten von Gleitringdichtungen fur Speisepumpen, Dichtungstechnik Heft 2, Dezember1999.
12. VGB Richtlinie fur Kesselspeisewasser, Kesselwasser und Dampf von Dampferzeugern uber 68 bar zulassigem Betriebsuberdruck, VGB-R-450L; Ausgabe 1988.
