Мощная ПГУ и парогазовые технологии в паровых турбинах на примере блока К-800-240 ЛМЗ

Мария Постникова

Мощная ПГУ и парогазовые технологии в паровых турбинах на примере блока К-800-240 ЛМЗ

В предложенной диссертационной работе рассмотрены пути повышения единичных мощностей Парогазовых установок. В ходе исследования установлено, что имеется необходимость в освоение новых, не имеющих аналогов технологий на базе паротурбинных установок. С этой целью разработана энергетическая установка, работающая по циклу с третьим перегревом пара. Главным приоритетом здесь, безусловно, является переход к высокотемпературным паротурбинным циклам, которые интенсивно реализуются при строительстве новых энергетических блоков в мире. Поэтому в данном исследовании представлен один из вариантов паротурбинного цикла, который является первым шагом осуществления высокотемпературных паротурбинных блоков с начальной температурой пара 1500С.

Энергетика

Диссертации

Вуз: Национальный исследовательский университет "МЭИ" (ФГБОУ ВПО «НИУ «МЭИ»)

ID: 5f2e9dd9cd3d3e0001b5057a

UUID: a10174e0-bba2-0138-14b2-0242ac180006

Язык: Русский

Опубликовано: почти 4 года назад

Просмотры: 9

14.38

Мария Постникова

Национальный исследовательский университет "МЭИ" (ФГБОУ ВПО «НИУ «МЭИ»)

Комментировать 0

Рецензировать 1

Скачать - 5,5 МБ

Поделиться работой

НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ «МЭИ» УДК: Институт: Энергомашиностроения и механики (ЭнМи) Кафедра: Паровых и Газовых Турбин им. А.В.Щегляева Направление: 130403, «Энергетическое машиностроение» МАГИСТЕРСКАЯ ДИССЕРТАЦИЯ Программа: Газотурбинные, паротурбинные установки и двигатели Тема: Мощная ПГУ и парогазовые технологии в паровых турбинах на примере блока К-800-240 ЛМЗ Студент С-04м-18 группа Научный Руководитель: профессор, д.т.н. должность Постникова М.С. подпись звание фамилия, и., о., подпись Зарянкин А.Е. фамилия, и., о., Консультант__________________________________________________________ должность звание подпись фамилия, и., о., должность звание подпись фамилия, и., о., Консультант__________________________________________________________ Магистерская диссертация допущена к защите Зав.кафедрой: профессор, должность д.т.н. ____________ Грибин В.Г. звание подпись фамилия, и., о., Дата_________ МОСКВА 2020 г.

НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ «МЭИ» Институт ЭнМИ Кафедра Паровых и Газовых Турбин Направление Энергетическое машиностроение, 130403 ЗАДАНИЕ НА МАГИСТЕРСКУЮ ДИССЕРТАЦИЮ по программе подготовки магистров Газотурбинные и паротурбинные установки и двигатели Тема Мощная ПГУ и парогазовые технологии в паровых турбинах на примере блока К-800-240 ЛМЗ Время выполнения работы с сентября 2018 г. по июнь 2020 г. Студент Постникова М.С. С-04м-08 Фамилия, и., о. группа Научный руководитель профессор, д.т.н. должность, звание подпись Зарянкин А.Е. фамилия, и., о. Консультант_____________________________________________________ должность, звание, фамилия, и., о. Консультант_____________________________________________________ должность, звание, фамилия, и., о. Зав. Кафедрой д.т.н. Грибин В.Г. ______________________________ звание, фамилия, и., о., подпись, дата утверждения задания Место выполнения научной работы Национальный исследовательский университет "МЭИ" Москва «_____»_____________2020 г. 2

1.Обоснование выбора темы диссертационной работы Рассматривая мировую тенденцию увеличения единичных мощностей энергетических установок, актуальной является разработка новых технологий увеличения мощностей уже работающих паротурбинных и парогазовых установок путём перехода к гибридным ПГУ и присоединения к работающим паротурбинным блокам новых высокотемпературных установок, использующих для своего функционирования добавочно перегретый пар, покидающий цилиндр среднего давления мощных паровых турбин, является актуальной. Естественно, при высоких единичных мощностях таких установок удельная стоимость электроэнергии и удельная металлоемкость минимальны. В предложенной диссертационной работе должны быть разработаны ПГУ на базе ГТУ V94.3A с дополнительным энергетическим котлом и полным паротурбинным приводом компрессора и энергетическая установка, работающая по альтернативному циклу с тройным перегревом пара. Научный руководитель проф., д.т.н. / Зарянкин А.Е. дата ______________ Студент Постникова М.С. дата ______________ 2.Консультации по разделу ______________________________________________________________ ______________________________________________________________ ______________________________________________________________ ______________________________________________________________ Подпись консультанта________________________ дата _____________ 3.Консультации по разделу ______________________________________________________________ ______________________________________________________________ ______________________________________________________________ ______________________________________________________________ Подпись консультанта________________________ дата _____________ 3

4. План работы над магистерской диссертацией № п\п Содержание разделов Теоретическая часть 1. Анализ всех возможных способов повышения единичной мощности ПГУ на базе одной газовой турбины 2. Расчёт тепловой схемы ПГУ-515 с дополнительным энергетическим котлом и полным паротурбинным приводом компрессора 3. Разработка тепловую схему новой паро-паровой установки с высокотемпературной утилизационной турбиной и системой высокотемпературного перегрева пара, покидающего цилиндр среднего давления основной турбины работающего паротурбинного блока 4. Провести подробный расчёт разработанной тепловой схемы нового энергетического комплекса с оценкой его мощности и КПД, а также определить КПД выработки мощности на базе присоединенного паротурбинного блока II. Экспериментальная часть 1. Для присоединенной турбины разработать конструкцию выносной системы парораспределения с использованием стопорно-регулирующего клапана, обладающего низким гидравлическим сопротивлением 2. Разработать новый сопловой аппарат для последней ступени ЦНД, исключающей образование крупнодисперсной влаги в проточной части ступени, являющейся причиной эрозионного износа лопаточного аппарата последней ступени ЦНД утилизационной турбины III. Графическая часть 1. Тепловая схема ПГУ-515 с дополнительным энергетическим котлом и полным паротурбинным приводом 2. Продольный разрез газовой турбины V94.3А с угловым входным патрубком компрессора с противопомпажным гасителем неравномерности Срок выполнения Трудоёмкость в% 02.2019 6 03-04. 2019 6 I. 4 05-10. 2019 7 01-04. 2020 8 10-12. 2019 6 01. 2020 5 02-04. 2019 4 03.2019 5

3. Продольный разрез паровой турбины для ПГУ515 4. Тепловая схема энергетической установки, работающей по альтернативному циклу 5. Продольный разрез паровой турбины присоединенного блока 6. 3D модель разработанного стопорно-регулирующего клапана паровой турбины присоединенного блока 7. 3D модель соплового аппарата последней ступени турбины присоединенного блока с равномерным распределением пара по высоте лопатки IV. Публикации 1. М.С. Постникова, Д.Б. Куроптев, Т. Падашмоганло, А.Е. Зарянкин, Гасители неравномерности полей скоростей во входных и выходных патрубках турбомашин // Тезисы докладов XXV Международной научно-технической конференции студентов и аспирантов «Радиоэлектроника, электротехника и энергетика». 14-15 марта 2019. С. 935. 2. М.С. Постникова, А.Е. Зарянкин, Разработка и исследование углового входного патрубка осевого компрессора ГТУ// Cборник тезисов докладов Научно-технической конференции студентов "Энергетика. Технологии будущего"/ 28-29 мая 2019. С.15 3. М.С. Постникова, А.Е. Зарянкин, Пути повышения единичных мощностей паротурбинных блоков и парогазовых установок// Cборник тезисов докладов II Научно-технической конференции студентов "Энергетика. Технологии будущего"/ 19-21 ноября 2019. С.11 4. А.Е. Зарянкин, Т. Падашмоганло, М.С. Постникова, Исследование способов выравнивания параметров потока во входных патрубках осевых компрессоров// Известия высших учебных заведений. ПРОБЛЕМЫ ЭНЕРГЕТИКИ. 2019;21(6):72-83. 5. М.С. Постникова, Д.Б. Куроптев, Исследование эффективности высокотемпературных циклов А.Е. Зарянкина // VI Всероссийский конкурс «Новая идея» на лучшую научно-техническую разработку предприятий и организаций ТЭК. 20 декабря 2019. 5 04.2019 5 05.2019 5 12.2019 7 01-02. 2020 6 02.2020 4 03.2019 3 05.2019 3 11.2019 3 11-12. 2019 3 12.2019 3

6. М.С. Постникова, В.И. Крутицкий, А.Е. Зарянкин, Утилизационная паровая турбина на базе турбины К-200–130 для энергетической установки с добавочным перегревом пара после ЦСД основного блока // Тезисы докладов XXVI Международной научно-технической конференции студентов и аспирантов «Радиоэлектроника, электротехника и энергетика». 12-13 марта 2020. С. 961. 7. М.С. Постникова, А.Е. Зарянкин, Утилизационная паровая турбина для энергетической установки с третьим высокотемпературным перегревом пара// Cборник тезисов докладов III Научно-технической конференции студентов "Энергетика. Технологии будущего"/ 20-22 мая 2020. С.31-36 V. Оформление диссертации Написание текста и подготовка презентации 6 03.2020 3 05.2020 3 03-05. 2020 5

5. Рекомендуемая литература 1. Трухний, А.Д. Парогазовые установки электростанций// А.Д. Трухний// Учебное пособие для вузов – М.: Издательство МЭИ, 2017. 2. Костюк, А.Г. Паровые и газовые турбины для электростанций / А.Г. Костюк, В.В. Фролов, А.Е. Булкин, А.Д. Трухний // Учебное пособие для вузов - М.: Издательство МЭИ, 2016. 3. Зарянкин, А.Е. Парогазовые установки с дополнительным энергетическим котлом и паротурбинным приводом компрессора/ А.Е. Зарянкин, В.А. Зарянкин, А.С. Магер, М.А. Носкова// Газотурбинные технологии. – 2015. - №3. – С. 40-45. 4. Зарянкин, А.Е. Парогазовые установки с паротурбинным приводом компрессора/ А.Е. Зарянкин, С.В. Арианов, В.А. Зарянкин, С.К. Сторожук// Газотурбинные технологии. – 2007. - №7. – С. 18-24. 5. Зарянкин, А.Е. Термодинамические основы перехода к ПГУ с паротурбинным приводом компрессора / А.Е. Зарянкин, А.Н. Рогалев, С.В. Арианов, С.К. Сторожук // Тяжелое машиностроение. – 2010. - №12. – С. 2-6. 6. Разработка научных основ проектирования электростанций с высокотемпературными паровыми турбинами: Сборник статей. – М.: Издательство МГТУ им. Баумана, 2009. – 300 с. 7. Зарянкин, А.Е., Регулирующие и стопорно-регулирующие клапаны паровых турбин/ А.Е. Зарянкин, Б.П. Симонов // Москва: изд-во МЭИ, 2005. - 359 с. 6. Краткие сведения о студенте: Домашний адрес г. Брянск, ул. Орловская д. 30, кв. 224 Телефон служебный +79003644884 домашний Примечание: задание брошюруется вместе с диссертацией и с отзывами руководителя и рецензентов. 7

Аннотация В магистерской диссертации рассчитана тепловая схема парогазовой установки с полным паротурбинным приводом компрессора и энергоблок, работающий по паропаровому циклу с третьим высокотемпературным перегревом пара. Структура диссертационной работы состоит из введения, основной части, состоящей из 6 глав, заключения и списка использованной литературы. Во введении обоснована актуальность темы, поставлена цель написания диссертации, определены объект и предмет исследования. В главе 1 приведён анализ газотурбинных технологий и предложены пути повышения единичных мощностей ПГУ. В главе 2 произведён расчет тепловой схемы ПГУ, работающей по параллельной схеме. В добавок предлагается установка в угловой входной патрубок компрессора ГТУ противопомпажного гасителя неравномерности. В главе 3 приведен расчёт тепловой схемы паротурбинной установки основного блока, которая является частью энергетической установки, выполненной по тепловой схеме А.Е. Зарянкина, и описана её конструкция. В главе 4 представлен тепловой и аэродинамический расчёт присоединенного паротурбинного блока на суперсверхкритические параметры пара. Спроектирована проточная часть паровой турбины. Глава 5 включает в себя технико-экономической обоснование эффективности энергоустановки. В главе 6 представлена конструкция паровой турбины присоединенного блока, предложены оригинальные технические решения - новая система парораспределения, равномерное распределение пара на входе в последнюю ступень, приведены их 3D модели. В заключении сделаны общие выводы по магистерской диссертации. 8

Annotation The thermal circuit of the combined-cycle plant with a full steam-turbine compressor drive and an power unit operating on a steam-steam cycle with a third high-temperature steam superheat was calculated in the master's thesis. The structure of the master's thesis consists of an introduction, the main part, divided into six chapters, conclusions and a list of used literature. The introduction substantiates the relevance of the topic, sets the writing goal of the master's thesis, identifies the object and the subject of the study. Chapter 1 gives the analysis of the gas-turbine technology and offers the ways to increase single capacity of the combined-cycle plant. Chapter 2 shows the thermal circuit calculation of the combined-cycle plant, operating on parallel circuit. In addition, it is proposed to build in the antisurge absorber dampener of nonuniformity in the corner inlet pipe of the GTU compressor. Chapter 3 provides the thermal circuit calculation of the base steam turbine plant, which is the part of power unit, made on Zaryankin cycle and describes its construction. The thermal and aerodynamic calculation of additional unit, operating on ultra-supercritical steam parameters, is shown in chapter 4. The steam turbine flow part is designed. Chapter 5 consists feasibility study of the efficiency of the power plant. Chapter 6 shows the turbine construction of the additional plant, offers a new technical solutions - a new steam distribution system, uniform distribution of steam at the entrance to the last stage, their 3D models ares shown. There are general conclucions in the master's thesis. 9

СОДЕРЖАНИЕ Введение………………………………………………………………… 12 Обозначения………………………………………………………….... 13 Глава1. Анализ газотурбинных технологий в современной теплоэнергетике……………………………………………………………….. 14 1.1. Увеличение единичной мощности утилизационных ПГУ путём увеличения мощности ГТУ……………………………………………... 15 1.2. Увеличение единичной мощности ПГУ за счёт перехода к гибридным ПГУ с дополнительным энергетическим кот- лом……………………………………………………………………….. 19 Глава 2. Расчёт тепловой схемы ПГУ-515 с одним генератором и дополнительным энергетическим котлом…………………………… 22 2.1. Анализ возможных схем с паротурбинным приводом компрессора………………………………………………………………………. 22 2.2. Расчёт тепловой схемы…………………………………………… 24 2.3. Разработка противопомпажного гасителя неравномерности поля скоростей при входе в компрессор ПГУ…………………………. 30 Глава 3. Паропаровой цикл с третьим высокотемпературным перегревом пара. Основной блок новой энергоустановки с паровой турбиной К-800-240 ЛМЗ…………………………………………………... 38 3.1. Разработка альтернативного принципиально нового паротурбинного энергоблока с третьим высокотемпературным перегревом пара………………………………………………………………………. 38 3.2. Блок К-800-240 ЛМЗ в качестве основного блока для новой энергетической установки с третьим высокотемпературным перегревом пара………………………………………………………………….. 41 3.2.1. Расчёт тепловой схемы паровой турбины К-800-240 с третьим высокотемпературным перегревом пара………………………… 41 3.2.1.1. Расчёт подогревателей…………………………………… 45 10

3.2.1.2. Технико-экономические показатели…………………….. 48 3.2.2. Описание конструкции паровой турбины основного блока К-800-240………………………………………………………………… 49 Глава 4. Присоединенный паротурбинный блок, рассчитанный на суперсверхкритические параметры пара, для энергетической установки с третьим высокотемпературным перегревом пара…................. 55 4.1. Расчёт тепловой схемы присоединенного блока……………….. 55 4.1.1. Расчёт подогревателей……………………………………….. 59 4.1.2. Технико-экономические показатели………………………… 62 4.2. Тепловой и аэродинамический расчёт проточной части паровой турбины присоединенного блока…………………………………. 64 4.2.1. Цилиндр высокого давления…………………………………. 64 4.2.2. Цилиндр среднего давления………………………………….. 70 4.2.3. Цилиндр низкого давления………………………………….. 77 4.2.3.1. Расчёт последней ступени ЦНД по пяти сечениям…… 84 Глава 5. Технико-экономическое обоснование эффективности разработанного энергетического блока…………………………………… 95 Глава 6. Основное оборудование, необходимое для создания энергетической установки с третьим перегревом пара, и его конструктивные особенности………………………………………………………... 100 6.1. Паровая турбина К-250-300, её конструкция и примененные технические решения………………………………………………….. 100 6.1.1. Система парораспределения паровой турбины присоединенного блока…………………………………………………………… 104 6.1.2. Равномерное распределение пара по высоте соплового аппарата последней ступени турбины……………………………………. 110 6.2. Водородный пароперегреватель…………………………………. 114 Основные выводы и результаты………………………………………... 115 Список использованной литературы…………………………………... 117 11

ВВЕДЕНИЕ В России свыше 60% оборудования электростанций работают за пределом расчётного времени эксплуатации с КПД на уровне 36-38% и в скором времени неизбежно возникнет дефицит электроэнергии, покрыть который на основе старых технологий даже теоретически окажется невозможно. В этих условиях разработка новых технологических решений приобретает уже стратегическую актуальность. В работе предлагается рассмотреть как повышение мощности парогазовых установок, так и повышение мощности паротурбинных установок на базе парогазовых технологий. Однако, главным приоритетом здесь безусловно является переход к высокотемпературным паротурбинным циклам, которые интенсивно реализуются при строительстве новых энергетических блоков в мире. Фирмы Siemens, Skoda и GE уже ввели в эксплуатацию паротурбинные блоки с начальными параметрами пара, равными по давлению p0=30 МПа и по температуре t0=650°C. На этом фоне наши достижения оказываются значительно скромнее даже при оптимистической оценке. В настоящее время в России расчётная температура свежего пара не превышает 580°C, хотя в 60-х годах прошлого века впервые в мире была выпущена высокотемпературная турбина Р-100-300 с начальной температурой t0=650°C, которая находилась в эксплуатации 15 лет. В этих условиях только на основе новых технологических решений, не имеющих аналогов в мировом турбиностроении, можно вновь оказаться в лидерах современной теплотехники. Поэтому в данном исследовании представлен один из вариантов паротурбинного цикла, с помощью которого в будущем будет возможным покрыть неизбежный дефицит электроэнергии, а также разработанная конструкция паровой турбины присоединенного блока. 12

ОБОЗНАЧЕНИЯ ПГУ ГТУ ГТ КПД ПТУ ПТ ПСУ ТЭС ЦВД ЦСД ЦНД КУ ПВД ПНД Д ЭК ТО ВП ЭГ ОК КС ППВД ППНД ИВД ИНД ЭВД ЭНД ГПК ПЭН КЭН ЭНРК ДН К СК СРК Парогазовая установка Газотурбинная установка Газовая турбина Коэффициент полезного действия Паротурбинная установка Паровая турбина Паросиловая установка Тепловая электростанция Цилиндр высокого давления Цилиндр среднего давления Цилиндр низкого давления Котёл-утилизатор Подогреватель высокого давления Подогреватель низкого давления Деаэратор Энергетический котёл Теплообменник Водородный пароперегреватель Электрогенератор Осевой компрессор Камера сгорания Пароперегреватель высокого давления Пароперегреватель низкого давления Испаритель высокого давления Испаритель низкого давления Экономайзер высокого давления Экономайзер низкого давления Газовый подогреватель конденсата Питательный электронасос Конденсатный электронасос Электронасос рециркуляции конденсата Дренажный насос Конденсатор Стопорный клапан Стопорно-регулирующий клапан 13

Глава 1. Анализ газотурбинных технологий в современной теплоэнергетике. В настоящее время парогазовая установка среди всех существующих: - наиболее экологична; - обладает высокой экономичностью; - является достаточно маневренной, что объясняется наличием газотурбинной установки в её составе; - имеет небольшую цену установленной мощности; - возводится в небольшие сроки. Как очевидно из вышеперечисленного, необходимо увеличивать единичную мощность ПГУ, чтобы снизить удельную металлоёмкость (показатель материалоемкости, характеризующий расход металла, необходимый для получения единицы полезной мощности – кг/кВт) такой установки. Снижение металлоёмкости позволит уменьшить стоимость при возведении нового или модернизации уже работающего энергоблока. Существует ряд способов, с помощью которых можно увеличить единичную мощность ПГУ, и в данной работе предлагается рассмотреть такие из них, как: 1. Увеличение мощности ПГУ за счёт увеличения мощности ГТУ, при этом увеличение мощности ГТУ будем рассматривать как за счёт повышения параметров газа перед непосредственно газовой турбиной, так и за счёт перехода к двухпоточным компрессорам и газовым турбинам; 2. Увеличение мощности ПГУ путём перехода к гибридным ПГУ с дополнительным энергетическим котлом. Далее рассмотрим указанные способы. 14

1.1. Увеличение единичной мощности утилизационных ПГУ путём увеличения мощности ГТУ Рассмотрим увеличение единичной мощности утилизационных ПГУ (рис. 1) путём увеличения мощности ГТУ. Рис. 1. Принципиальная схема двухконтурной утилизационной ПГУ При рассмотрении проблемы повышения мощности газотурбинных установок установлено, что это может быть достигнуто за счет аэродинамического совершенствования проточной части ГТУ, модернизации их тепловых схем и изменением параметров цикла, а именно, повышением температуры газов перед газовой турбиной, поскольку именно она оказывает наибольшее влияние. Из перечисленного заострим внимание именно на повышении параметров перед газовой турбиной, поскольку увеличение аэродинамических характеристик в настоящее время практически исчерпало свой ресурс (КПД проточной части ГТУ на данный момент находится на уровне 91-92%, что близко к теоретическим величинам), а усложнение тепловой схемы всегда ведет к снижению надежности установки и увеличению её стоимости [1]. В рамках данного проекта было рассчитано три утилизационных парогазовых установки с двухконтурным котлом-утилизатором (КУ) на базе 15

ГТУ фирмы Siemens, имеющих мощности 255 МВт (V94.3A), 450 МВт (SGT5-8000H) и 593 МВт (SGT5-9000HL), параметры которых представлены в табл. 1. Последняя из указанных ГТУ еще находится на стадии разработки [2-5]. Таблица 1 Модель Мощность ГТУ, МВт КПД ГТУ, % Температура выхлопных газов ГТУ, ○С V94.3A 255 38,5 577 SGT5-8000H 450 41,0 630 SGT5-9000HL 593 42,8 670 Мощность ПТУ, МВт 120,0 209,9 266,7 Мощность ПГУ, МВт 375,0 659,9 859,7 КПД ПГУ, % 56,6 60,1 62,1 Чтобы оценить уровень не только зарубежных достижений, но и уровень освоенной мощности ПГУ в России, построим график зависимости мощности ПГУ от мощности ГТУ (рис. 2). На графике стоит отметить максимально возможную мощность ПГУ, которая будет достигнута после создания блока на базе ГТУ SGT5-9000HL (NПГУmax) с температурой газов перед ГТУ t3=1670○C, и мощность ПГУ, освоенную в России (NПГУRU), считая, что Россией налажено производство ГТУ мощностью 160 МВт (ГТЭ-160 по лицензии фирмы Siemens на ГТУ V94.2). Можно заметить, что Россия еще не скоро выйдет на мировой уровень мощностей. 16

NПГУ NПГУ=f(NГТУ) 900 800 700 Nпгуmax (t3=1670°С) 600 500 400 300 NпгуRU 200 100 NГТУ 0 0 100 200 300 400 500 600 Рис. 2. Зависимость мощности ПГУ от мощности ГТУ Также, исходя из табл. 1, можно оценить, что мощность утилизационной ПГУ в каждом случае увеличивалась приблизительно на 47% относительно мощности ГТУ. N ПГУ = N ГТУ + N ПТУ = N ГТУ + 0,47  N ГТУ = 1,47  N ГТУ . Дальнейшее увеличение мощности ГТУ и соответствующее увеличение мощности ПГУ за счёт увеличения параметров газа перед газовой турбиной ограничивается с точки зрения надёжности, а именно, долговечности первой ступени газовой турбины, и в ближайшем будущем стремительного роста мощности ГТУ не будет. Таким образом, повышение мощности ПГУ с использованием традиционных технологий ограничено сложностью дальнейшего повышения параметров газов перед газовой турбиной. Стоит также отметить переход к двухпоточным ГТУ (рис. 3). 17

18 Рис. 3. Двухпоточная газовая турбина

Таким способом можно увеличить мощность ГТУ и ПГУ в два раза, при этом столкнувшись с такими сложностями, как усложнение и удорожание конструкции ГТУ. Дальнейшее увеличение единичной мощности ПГУ рассмотрим с точки зрения модернизации тепловой схемы ПГУ, а именно, перехода к гибридной ПГУ с дополнительным энергетическим котлом. Увеличение единичной мощности ПГУ за счёт перехода к ги- 1.2. бридным ПГУ с дополнительным энергетическим котлом Модернизация действующих паротурбинных ТЭС путем их надстройки газотурбинной установкой - простой и экономичный способ увеличения эффективности использования топлив при производстве электроэнергии. Переход к ПГУ с параллельной схемой (рис. 4) позволяет поднять мощность в 1,8-2 раза относительно мощности утилизационной ПГУ [2]. Это можно объяснить тем, что ПТУ, обладая регенерацией при такой схеме, имеет бо́льшую экономичность, чем ГТУ, и именно поэтому её мощность может достигать до 2/3 мощности ПГУ. Как известно, в ПГУ наибольшей мощностью должна обладать установка, имеющая наибольшую эффективность. 19

Рис. 4. Принципиальная схема ПГУ с параллельной схемой Помимо указанного увеличения мощности, применение гибридной ПГУ с дополнительным энергетическим котлом также позволяет: - увеличить КПД энергоблока; - работать энергетическому котлу на любом виде топлива (жидкое, газообразное, твердое), что очень важно, например, в условиях отсутствия привычного вида топлива в определенный момент времени; - повысить надежность (относительно утилизационной ГТУ), поскольку ПТУ и ГТУ обладают автономностью, и при выходе из строя одной из установок, блок может продолжать генерировать электроэнергию, что ведет лишь к частичному простою станции; - иметь большую маневренность на частичных режимах работы; - увеличить экологические показатели блока за счёт снижения удельных выбросов; - снизить капитальные затраты на строительство станции, поскольку чаще всего такие схемы применяются в качестве надстройки существующей ПТУ; 20

- добиться значительной экономии топлива на станции относительно ПТУ той же мощности, так как часть энергии будет вырабатываться за счёт использования технологии утилизации тепла ГТУ. [2] В сравнении со способом увеличения мощности ПГУ за счёт увеличения мощности ГТУ, данный способ не ограничен повышением температуры газов перед газовой турбиной. Более того, паровая турбина имеет значительный ресурс в освоении более высоких температур пара перед паровой турбиной, ведь материалы для такого уровня температур уже освоены. Повышение параметров паровой турбины может не только увеличить экономичность ПТУ и, соответственно, ПГУ, но и значительно снизить удельную металлоемкость. Во второй главе диссертации рассмотрен расчёт тепловой схемы ПГУ с параллельной схемой с полным паротурбинным приводом компрессора. 21

Глава 2. Расчёт тепловой схемы ПГУ-515 с одним генератором и дополнительным энергетическим котлом. 2.1. Анализ возможных схем с паротурбинным приводом компрессора Прежде чем перейти к результатам расчёта ПГУ-515 с одним генератором и дополнительным энергетическим котлом, рассмотрим возможные варианты паротурбинного привода компрессора ГТУ в ПГУ с параллельной схемой. Увеличить единичную мощность ПГУ на базе одной ГТУ можно с помощью частичного или полного снижения затрат мощности газовой турбины на привод компрессора. При этом нужно учитывать, что мощности утилизационной турбины будет недостаточно для полного привода компрессора, поэтому существуют следующие варианты установок: 1) ПГУ с полным паротурбинным приводом компрессора на сниженной степени сжатия воздуха в компрессоре. Преимущества: • увеличение электрической мощности на 10-15% (в зависимости от номинальной температурой газа перед газовой турбиной); • возможность количественного регулирования за счёт изменения частоты вращения паровой турбины; • снижение удельной металлоёмкости, а, следовательно, и стоимости ПГУ; • возможность увеличения оборотов компрессора до 6000 об/мин, что резко снизит габариты турбокомпрессорного блока; • возможность резкого увеличения расхода воздуха через компрессор за счёт уменьшения частоты вращения утилизационной турбины до 1500 об/мин. Недостатки: 22

• снижение КПД ГТУ, и, соответственно, ПГУ. 2) ПГУ с разрезным валом воздушного компрессора. Преимущества: • независимость частоты вращения утилизационной турбины от частоты вращения газовой турбины; • снижение пусковой мощности; • возможность количественного регулирования мощности ПГУ; • сохранение всех экономических показателей ПГУ при сохранении неизменным всего паротурбинного и газотурбинного оборудования; • увеличение маневренности. Недостатки: • более сложная конструкция. 3) ПГУ предельно больших единичных мощностей на базе одной двухпоточной ГТУ при сохранении линейной компоновки оборудования. Преимущества: • резкое снижение удельной металлоёмкости; • снятие проблемы вибрационной надежности ротора за счёт независимого привода ступеней низкого давления от утилизационной турбины и все вышеуказанные преимущества паротурбинного привода. Недостатки: • недостатки, как очевидно, аналогичны недостаткам перехода к двухпоточным ГТУ, которые указывались в п. 1.1. 4) ПГУ с дополнительным энергетическим котлом. Преимущества: • резкое увеличение единичной мощности ПГУ при сохранении всего исходного оборудования; • возможность эффективного использования ПГУ при модернизации ТЭС при минимальных капитальных затратах; 23

• остальные преимущества ПГУ с параллельной схемой указаны ранее в п. 1.2. Недостатки: • наибольшая эффективность ПГУ с параллельной схемой будет достигаться при проектировании новых блоков, поскольку тогда КПД определяется лишь долей топлива, сжигаемого в энергетическом котле. При модернизации же старых блоков придётся работать на сниженной нагрузке котла [6-10]. 2.2. Расчёт тепловой схемы Цель данного расчёта - показать целесообразность использования гибридных технологий, обеспечивающих повышение мощностей ПГУ без увеличения исходных мощностей существующих газовых турбин. ПГУ предназначена для модернизации паротурбинного блока К-300240 ЛМЗ со снижением её мощности до 260 МВт путём замены на этом блоке генератора воздушным компрессором газовой турбины мощностью 255 МВт (V94.3A). В этом случае существующая паровая турбина обеспечивает возможность полностью использовать мощность газовой турбины для привода генератора мощностью 515 МВт, сохранив при этом весь существующий энергоблок. На рис. 5 представлена принципиальная схема установки. 24

Рис. 5. Принципиальная схема гибридной ПГУ с дополнительным энергетическим котлом с полным паротурбинным приводом: КА – котельный агрегат, КУ- котёл-утилизатор, ЦВД -цилиндр высокого давления, ЦСД -цилиндр высокого давления, ЦНД -цилиндр высокого давления, ОК -осевой компрессор, КС – камера сгорания, ГТ -газовая турбина, ЭГ – электрогенератор, К – конденсатор, КЭН – конденсатный электронасос, ПЭН – питательный электронасос насос КА, ПЭН НД и ПЭН ВД – питательный электронасос НД и ВД КУ, Д – деаэратор, П1..П8 – регенеративные подогреватели, ДН – дренажный насос, ГПК – газовый подогреватель конденсата, ЭНРК – электронасос рециркуляции конденсата, ЭВД – экономайзер ВД, ППНД и ППВД – пароперегреватель НД и ВД, ИНД и ИВД – испаритель НД и ВД. Исходными данными для расчёта являлись основные показатели ГТУ (табл. 2): Таблица 2 Параметр Электрическая мощность ГТУ NэГТУ, МВт Мощность компрессора Nк, МВт Частота вращения n, c-1 Расход газов за ГТУ Gг, кг/с Температура газов на выходе θd, ºC Электрический КПД ГТУ ηэГТУ, % Температура наружного воздуха tнв, ºС Давление наружного воздуха рнв, кПа 25 Значение 255 260 50 641 577 38,5 15 101,3

Параметр Значение Давление в конденсаторе рк, кПа 4 ВД Давление перед стопорным клапаном ВД р0 , МПа 13 НД Давление перед НД р0 , МПа 0,63 КПД электрогенератора ηэг, % 98 КПД механический ηмех, % 99 В газотурбинной установке V94.3A (SGT5-4000F) на привод компрессора затрачивается Nк=260 МВт (более чем ½ от мощности ГТ). Значит, необходимо иметь паровую турбину мощностью Nпт=260 МВт. Увеличение ее мощности будет происходить за счёт увеличения расхода, подаваемого добавочным энергетическим котлом. Таблица 3 Размерность Обозначение Значение °С t0 552 МПа р0 12,35 °С tпп 550 МПа pпп 2,6 Давление пара перед ЦНД МПа p0цнд 0,157 Расход свежего пара, поступающий из ЭК кг/c G0 ’ 132 Суммарный расход пара перед СК ВД кг/c G0 220 Расход пара, поступающего на промперегрев кг/c Gпп 196 Расход пара, поступающего в конденсатор кг/c Gк 148 Давление в конденсаторе кПа рк 4 - П1 - α1 0,0344 - П2 - α2 0,0356 - П3 - α3 0,0415 - П4 - α4 0,0324 - Д (П5) - α5 0,0396 - П6 - α6 0,0366 - П7 - α7 0,0561 Название параметра Параметры цикла ПСУ: Температура свежего пара Давление свежего пара перед проточной частью высокого давления Температура пара промперегрева Давление пара перед цилиндром среднего давления (ЦСД) после промперегрева Относительные расходы пара, отбираемого в систему регенерации: 26

Размерность - Название параметра - П8 Обозначение Значение α8 0,0505 Параметры КУ: Расход газов за ГТУ кг/c Gг 641 Температура газов за ГТУ °С θd 577 Температура уходящих газов КУ °С θухку 106 Расход пара ВД, поступающий из контура ВД КУ кг/c G0вд 78 Температура пара, генерируемого контуром ВД КУ °С t0вд 552 Давление пара, генерируемого контуром ВД КУ МПа p0вд 13 Тепловая мощность ППВД МВт Qппвд 64,1 Тепловая мощность ИВД МВт Qивд 99,5 Тепловая мощность ЭВД МВт Qэвд 55,6 Расход пара, поступающий из контура НД КУ кг/c G0нд 28 Температура пара, генерируемого контуром НД КУ °С t0нд 247 Давление пара, генерируемого контуром НД КУ МПа p0нд 0,63 Расход на деаэратор кг/c Gд 0,5 Расход рециркуляции ГПК кг/c Gр 35 Тепловая мощность ППНД МВт Qппнд 5,5 Тепловая мощность ИНД МВт Qинд 58,7 Тепловая мощность ГПК МВт Qгпк 55,5 Контур высокого давления: Контур низкого давления: Технико-экономические показатели всей установки Мощность ПТ, затрачиваемая на привод компрессора МВт Nэпт 260 МВт Nэгт 515 % ηэпсу 42,1 % ηэгту 38,5 КПД КУ % ηку 85,3 Абсолютный электрический КПД брутто парогазотурбинного цикла % ηэпгу 48,7 Экономия топлива для ЭК в сравнении с классическим циклом ПТУ для той же ПТ % ΔВ 15,7 Полезная мощность ПГУ (мощность ГТ, затрачиваемая на привод ЭГ) Абсолютный электрический КПД брутто паросилового цикла Абсолютный электрический КПД брутто газотурбинного цикла 27

Размерность МВт Название параметра Прирост мощности Обозначение Значение ΔNэ 260 По результатам расчёта тепловой схемы построен процесс расширения пара в турбине в h-S координатах (рис. 7) и тепловая диаграмма котлаутилизатора (рис. 6). Рис. 6. Тепловая диаграмма котла-утилизатора 28

Рис. 7. Расширение пара в турбине К-260-130 в h,s - диаграмме 29

В результате расчёта тепловой схемы ПГУ с параллельной схемой и полным паротурбинным приводом КПД установки составил 48,7%, экономия топлива – 15,7%, мощность ПГУ – 515 МВТ, а также по приблизительной оценке экономия удельной металлоёмкости составит 20%. 2.3. Разработка противопомпажного гасителя неравномерности поля скоростей при входе в компрессор ПГУ В рамках данной работы предлагается модернизация входного па- трубка ГТУ. Одним из важных факторов, влияющих на экономичность и надежность паровых и газовых турбин, являются системы подвода рабочих сред к соответствующим лопаточным проточным частям, а также системы их отвода от последних ступеней этих машин. В газовых турбинах основные сложности возникают при угловом подводе воздуха компрессору, а в паровых турбинах такая сложность возникает в системе отвода пара от последней ступени турбомашины при подвальном расположении конденсатора. Таким образом, в угловых патрубках паровых и газовых турбин имеет место крайне неравномерное поле скоростей в поперечных сечениях их проточных частей, что ведет к снижению экономичности и вибронадежности роторов указанных турбин. В качестве исходного для исследования патрубка был принят входной патрубок ГТУ фирмы Siemens SGT5-2000E (рис. 8) [11]. 30

Рис. 8. Входной патрубок ГТУ фирмы Siemens SGT5-2000E 31

Проведенное совместно с Т. Падашмоганло (к.т.н. НИУ «МЭИ») математическое моделирование течения воздуха (рис. 9) в указанном патрубке показало, что по всему входному тракту имеет место очень сложное вихревое течение и в его выходном сечении присутствует крайне неравномерное поле скоростей, которое отрицательно влияет на устойчивость работы компрессора при сниженных расходах воздуха. а) б) Рис. 9. Поля скоростей исходного входного патрубка ГТУ SGT5-2000E Siemens: а – в проточной части патрубка; б – в сечении на выходе из патрубка при входе воздуха в компрессор Можно заметить, что суммарный перепад давления ΔР0=996 Па, а степень неравномерности потока в выходном сечении =1,36 (36%). Для устранения неравномерности поля скоростей была проведена модернизация самого патрубка. В модернизированном патрубке увеличена проходная площадь патрубка в области поворота потока в осевое направление (рис. 10), а в его осевой части был установлен новый весьма эффективный объемный гаситель неравномерности. 32

Рис. 10. Модернизированный патрубок Этот гаситель – 3го поколения. Это означает, что была проделана серьезная работа на пути создания именно такого варианта гасителя. Нижняя часть входного конуса частично закрыта. Гаситель имеет горизонтальный разъем для монтажа (рис. 11). Рис. 11. Объёмный гаситель неравномерности 3го поколения На рисунке 12 представлен объёмный гаситель применительно непосредственно к ГТУ. 33

34 Рис. 12. Объёмный гаситель неравномерности применительно к ГТУ

При проведении математического моделирования была получена трехмерная картина течения в модернизированном входном патрубке (рис. 13) с кольцевым объемным гасителем 3го поколения. Анализируя картину линий тока, следует заметить, что в течении практически отсутствует неравномерность в радиальном и окружном направлении. Рис. 13. Трехмерная картина течения в модернизированном входном патрубке Анализируя поля скоростей (рис. 14) в контрольных сечениях модернизированного входного патрубка с кольцевым объемным гасителем 3-го типа, обратим внимание, что неравномерность в сечении сразу за объемным гасителем минимальна. 35

Рис. 14. Поля скоростей в контрольных сечениях модернизированного входного патрубка с кольцевым объемным гасителем 3-го типа По результатам расчёта получены следующие результаты: суммарный перепад давления ΔР0=1639 Па, а степень неравномерности потока в выходном сечении =1,057 (примерно 6%) 1. Установка разработанного объемного гасителя неравномерности полей скоростей в угловой патрубок осевого компрессора ГТУ позволила снизить степень неравномерности поля скоростей с 36% до 6% несмотря на то, что увеличился перепад давления во входном патрубке; 2. Полученное в результате проведённых исследований практически равномерное поле скоростей при входе в компрессор обеспечивает: 36

• повышение вибрационной надежности первых ступеней компрессора; • расширяет диапазон устойчивой работы компрессора (отодвигает границу помпажа); • позволяет повысить КПД компрессора, а, следовательно, и всей ГТУ. 3. Перепад давления в модернизированном входном патрубке при установке объемного гасителя увеличился (с 996 Па до 1639 Па) (но если сравнивать с Отечественным производителем, то на Ивановских ПГУ суммарный перепад давления во входном патрубке составляет 2000 Па). Но поскольку данный объемный гаситель служит также глушителем шума, это позволяет убрать шумоглушитель, установленный в воздухозаборном устройстве, а, следовательно, снизить потери давления на 300 Па (по данным Siemens). [12-14] То, что исследование проводилось для патрубка ГТУ SGT5-2000E вовсе не означает, что данная разработка применима только к данной ГТУ. На самом деле по законам моделирования не имеет значения, какая мощность у ГТУ при соблюдении условий подобия. Характеристики остаются те же при сохранении числа Re в патрубке на большие мощности, как в исследуемом патрубке. Но, так как число М не учитывалось, поскольку оно меньше 0,3..0,35, а число Re больше автомодельного, то скорости можно даже менять в некотором диапазоне. 37

Глава 3. Паропаровой цикл с третьим высокотемпературным перегревом пара. Основной блок новой энергоустановки с паровой турбиной К-800-240 ЛМЗ 3.1. Разработка альтернативного принципиально нового паротурбинного энергоблока с третьим высокотемпературным перегревом пара Предлагается на основе парогазовых технологий создать принципиально новый энергетический блок путём присоединения к действующей паротурбинной установке нового высокотемпературного блока, использующего для своего функционирования теплоту пара, покидающего цилиндр среднего давления, после его перегрева теплотой сгорания водородного топлива [15]. Суть альтернативного цикла состоит в следующем. Пар после ЦСД основного блока, имеющего мощность и параметры известного блока К800-240 (начальное давление р0=24 МПа, начальная температура и температура промперегрева t0=tпп=540°С, давление в конденсаторе рк=3,5 кПа), нагревается до температуры 680°С в водородном перегревателе. Далее отдаёт тепло в присоединённый блок (начальное давление р0=30 МПа, начальная температура и температура промперегрева t0=tпп=650°С, давление в конденсаторе рк=3,5 кПа), а затем поступает в ЦНД основной турбины с параметрами 0,3 МПа и 260°С. Важно понимать, что для увеличения техникоэкономических показателей цикла необходимо, чтобы параметры рабочего тела присоединённого блока были выше параметров основного. Так, например, в рассматриваемом случае основной блок К-800-240 имеет сверхкритические параметры пара, а присоединённый – суперсверхкритические. Ожидаемый результат такого решения состоит в увеличении на 2025% суммарной мощности предлагаемого энергетического комплекса, со- 38

стоящего из действующего и присоединенного паротурбинных блоков с одновременным увеличением на 1-1,5% его КПД по отношению к действующему паротурбинному блоку. При этом оказывается возможным достичь на присоединенном блоке выработку электроэнергии с КПД на уровне 50%. На рис. 15 представлена тепловая схема предлагаемого альтернативного цикла. В таблице 4 представлена упрощенная спецификация тепловой схемы. Таблица 4 Позиция 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 Наименование Блок I Паровая турбина К-800-240 Электрогенератор ТВВ-800-2 818 МВт Конденсатор Конденсатный электронасос Регенеративный подогреватель низкого давления Регенеративный подогреватель высокого давления Деаэратор Питательный электронасос Паровой котёл ТПП-804 Блок II Паровая турбина К-250-300 Электрогенератор 253 МВт Конденсатор Конденсатный электронасос Регенеративный подогреватель низкого давления Регенеративный подогреватель высокого давления Деаэратор Питательный электронасос Паропаровой теплообменник Водородный пароперегреватель 39 Количество 1 1 1 3 4 3 1 2 1 1 1 1 3 4 3 1 2 1 1

Рис. 15. Тепловая схема паропарового цикла с третьим высокотемпературным перегревом пара 40

3.2. Блок К-800-240 ЛМЗ в качестве основного блока для новой энергетической установки с третьим высокотемпературным перегревом пара 3.2.1. Расчёт тепловой схемы паровой турбины К-800-240 с третьим высокотемпературным перегревом пара В соответствии с принятым вариантом тепловой схемы (рис. 16) суммарное повышение энтальпии питательной воды от hк в конденсаторе до hпв перед парогенератором распределяется по подогревателям, исходя из принципа равномерного подогрева в ПНД и ПВД по ступеням, и выбираются параметры греющего пара в подогревателях и в отборах турбины. Схема паровой турбины К-800-240 имеет следующие особенности: наличие петлевой схемы в цилиндр высокого давления (ЦВД), двухпоточный ЦСД и три двухпоточных ЦНД. Параметры свежего пара перед стопорными клапанами р0=24 МПа, t0=540°C. По этим параметрам найдем энтальпию и энтропию пара h0=3317,400 кДж/кг, S0=6,1723 кДж/кг·К. Давление после клапанов с учетом потерь в них равно: р0' = р0 (1 −  кл ) = 24 (1 − 0,05) = 22,80 МПа. Найдем параметры пара на входе в турбину при неименной энтальпии h0=const=3317,400 кДж/кг, S0' = 6,1905 кДж/кг . 41

42 Рис. 16. Принципиальная схема К-800-240 КА – котельный агрегат, ЦВД -цилиндр высокого давления, ЦСД -цилиндр высокого давления, ЦНД -цилиндр высокого давления, ЭГ – электрогенератор, К – конденсатор, КЭН – конденсатный электронасос, ПЭН – питательный электронасос насос, Д – деаэратор, П1..П8 – регенеративные подогреватели, ДН – дренажный насос.

Определим давление пара за ЦВД, учитывая, что давление после промперегрева рпп = 3,8 МПа , а потери давления в тракте промежуточного перегрева p / pпп = 0,1: р1 = 1,1  3,8 = 4,18 МПа. Найдем значение энтальпии за ЦВД: h1 = h0 − (h0 − h1t ) oiЦВД = 3317,400 − (3317,400 − 2874,600)  0,88 = 2927,736 кДж/кг, где h1t – энтальпия пара при изоэнтропийном расширении;  oiЦВД =0,85…0,9 - КПД ЦВД ориентировочный. Принимаем  oiЦВД = 0,88 . Параметры пара после промперегрева рпп = 3,8 МПа , tпп=540°C, hпп=3538,538 кДж/кг, Sпп=7,2328 кДж/кг·К. Давление пара за ЦСД выбираем P2 = 0,31 МПа и с учётом потерь в тракте третьего высокотемпературного перегрева пара давление на входе в цилиндр низкого давления (ЦНД) оказывается равным P0 ЦНД = 0,30 МПа , для того чтобы обеспечить размеры ЦНД приемлемыми по конструктивным соображениям (4 ступени в одном потоке). Найдем величину энтальпии за ЦСД: h2 = hпп − (hпп − h2t ) oiЦСД = 3538,538 − (3538,538 − 2861,010)  0,90 = 2928,768 кДж / кг, где h2t – энтальпия пара при изоэнтропийном расширении;  oiЦСД =0,9 …0,93 - КПД ЦСД ориентировочный. Принимаем  oiЦСД = 0,90 . Определим параметры пара перед ЦНД р3 = 0,30 МПа , t3=260°C (температура после ТО), h3=2988,021 кДж/кг, S3=7,5181 кДж/кг·К. Найдем энтальпию пара за ЦНД: hк = h3 − (h3 − hкt ) oiЦНД = 2988,021 − (2988,021 − 2248,800)  0,8 = 2396,644 кДж/кг, где hкt – энтальпия пара при изоэнтропийном расширении;  oiЦНД =0,75…0,8 - КПД ЦНД ориентировочный. Принимаем  oiЦНД = 0,80 . На рис. 17. представлен процесс расширения пара в h,s – диаграмме. 43

Рис.17. Расширение пара в турбине К-800-240 с третьим высокотемпературным перегревом пара в h,s – диаграмме 44

3.2.1.1. Расчет подогревателей Принимаем деаэратор повышенного давления pд=0,7 МПа и температурой насыщения tд=165 °С. Исходя из тепловой схемы, найдем температуры конденсата и питательной воды, выходящих из деаэратора, ПНД (4шт.) и ПВД (3шт.) соответственно. Температуру питательной воды примем tпв=270°С. t ПВД = t ПНД = tп.в − tд 270 − 165 = = 35 С. 3 nПВД tд − tк 165 − 26,72 = = 27,6 С. 4 +1 nПНД + 1 Найдем температуры воды, выходящей из подогревателей. Результаты представлены в табл. 5. Таблица 5 П-8 t8= tп.в П-7 t7 П-6 t6 Д tд П-4 t4 П-3 t3 П-2 t2 П-1 t1 270 235 200 165 137,4 109,8 82,2 54,6 Учитывая, что недогрев конденсата греющего пара присутствует в ПНД и ПВД. Найдем температуры конденсата греющего пара с учетом не' ' догрева. Примем t ПВД = 2 С и t ПНД = 4 С . Результаты представлены в табл. 6. Таблица 6 П-8 t8= tп.в 272 П-7 t7 237 П-6 t6 202 Д tд 165 П-4 t4 141,4 П-3 t3 113,8 П-2 t2 86,2 П-1 t1 58,6 Этим температурам соответствует энтальпия и давление конденсата греющего пара (по параметрам насыщения). Значение указаны в табл. 7. Таблица 7 П-8 О-1 П-7 О-2 П-6 О-3 Д О-4 П-4 О-5 П-3 О-6 П-2 О-7 П-1 О-8 h'1 h'2 h'3 h'4 h'5 h'6 h'7 h'8 1195,490 p'1 5,683 1023,344 p'2 3,176 861,609 p'3 1,621 697,274 p'4 0,700 594,888 p'5 0,376 477,042 p'6 0,163 360,845 p'7 0,061 245,635 p'8 0,019 45

При транспортировке греющего пара из камеры отбора турбины до соответствующего подогревателя на преодоление путевых и местных сопротивлений затрачивается от 5 до 8% давления в отборе. Принимая, что затрачивается 6,5%. В отборах турбины должны быть соответственно давления p"j = 1,065  p 'j . Принимая что затрачивается 6,5%. Давления представлены в табл. 8. Таблица 8 О-1 О-2 О-3 О-4 О-5 О-6 О-7 О-8 p''1 p''2 p''3 p''4 p''5 p''6 p''7 p''8 6,052 3,382 1,726 0,746 0,400 0,173 0,065 0,020 По конструктивным соображениям делаем 2 и 6 отбор за ЦВД и ЦСД. При этом давление p2" = 4,180 МПа , p2' = 3,925 МПа , h2' = 1081,919 кДж/кг , h7 = 1023,944 кДж/кг -энтальпия воды на выходе из П-7 (при температуре 237°С). Для подогревателя номер 3 p6" = 0,310 МПа , p6' = 0,291 МПа , h6' = 551,985 кДж/кг , h3 = 477,042 кДж/кг (при температуре 113,8°С). Отложим давления отборов на процессе турбины в h,s – диаграмме. Этим давления соответствуют энтальпии отбора пара из турбины, представленные в табл. 9. Таблица 9 Энтальпия греющего пара из турбины h j , кДж/кг 2991,325 2927,736 3300,126 3088,032 2954,868 2928,768 2722,633 2576,969 Номер отбора 1 2 3 4 5 6 7 8 46

Найдем коэффициенты отбора пара из турбины на регенеративный подогрев в каждом подогревателе по формуле: m = где  m (h вых п .в вх п .в − h ) − (h ' m +1 z − h )  j ' m m +1 hm − h ' m ,  m - коэффициент, указывающий количество питательной воды, проте- кающей через рассматриваемый подогреватель, отнесенное к количеству питательный воды на входе в котел, hm , hm' - энтальпии отбираемого пара и его конденсата,  j - относительные расходы пара на регенеративные подогреватели, расположенные выше по давлению, и через них организован «каскадный» слив конденсата. Расчет представлен в табл. 10. Таблица 10 Номер подогревателя Обозначение Отбор (1 −  ) H iz , Теплоперепад от состояния свежего пара до верхнего от0 бора 8 α8 0,0902 7 α7 0,0818 6 α6 0,0481 5(Д) α5 0,0349 4 α4 0,0371 3 α3 0,0335 2 α2 0,0328 1 α1 0,0322 Приведенный использованный теплоперепад равен: H i =  (1 −  ) H iz = 1558,368 кДж/кг. Найдем расход свежего пара с учетом отборов: G1 = Nэ H i мэ.г = 800000 = 658,646 кг/с. 1235,533  0,996  0,987 47 кДж/кг 326,075 57,856 197,447 165,402 99,203 18,475 165,287 93,449 112,360

3.2.1.2. Технико-экономические показатели Количество теплоты q1, затрачиваемой в котле на получение 1 кг пара с учетом того, что в промежуточном перегревателе протекает 1 − 8 − 7 = 0,828 кг пара, составляет: 8 B +B  q1 = h0 − h'8 + (1 −  )(hпп − h1 ) −  H 2 O 2  (h3 − hк ) = 3317,400 − 1178 + 7  G0   3,490 + 27,922  +0,928  (3538,538 − 2927,736) −   (2988,021 − 2396,644) = 2593,467 кДж/кг.  652,846  Абсолютный внутренний КПД равен: ip = H i 1235,533 = = 0,480. q1 2593,467 Удельный расход теплоты: qi = 1 ip = 1 кДж кДж = 2,081 = 7489 0,480 кДж кВт×ч Абсолютный электрический КПД равен:  э = iр  эг  м = 0,480  0,987  0,996 = 0,471. Результаты расчёта (п. 3.2.1.1 и 3.2.1.2) представлены в сводной таблице 11. Таблица 11 Размерность Обозначение Значение °С t0 540 МПа р0 24 °С tпп 540 Давление пара перед ЦСД после промперегрева МПа pпп 3,80 Давление пара перед ЦНД МПа p0цнд 0,3 КПД ЦВД % ηцвд 88 КПД ЦСД % ηцсд 90 КПД ЦНД % ηцнд 80 Название параметра Параметры цикла ПТУ с К-800-240: Температура свежего пара Давление свежего пара перед СК ВД Температура пара промперегрева 48

Размерность Обозначение Значение Расход свежего пара кг/c G0 652,846 Расход пара, поступающего на промперегрев кг/c Gпп 540,558 Расход пара, поступающего в конденсатор кг/c Gк 429,316 Давление в конденсаторе кПа рк 3,5 Температура питательной воды °С tпв 270 МПа pд 0,7 - П1 - α1 0,0322 - П2 - α2 0,0328 - П3 - α3 0,0335 - П4 - α4 0,0371 - Д (П5) - α5 0,0349 - П6 - α6 0,0481 - П7 - α7 0,0818 - П8 - α8 0,0902 МВт Nэпт1 818,3 кДж/(кВт∙ч) qi 7489 % ηэпсу1 47,1 Название параметра Давление в деаэраторе Относительные расходы пара, отбираемого в систему регенерации: Технико-экономические показатели К-800-240 Мощность ПСУ Удельный расход теплоты Абсолютный электрический КПД брутто ПСУ 3.2.2. Описание конструкции паровой турбины основного блока К-800-240 Паровая турбина К-800-240 ЛМЗ имеет номинальную мощность 818 МВт с начальным абсолютным давлением 24 МПа, предназначена для привода двухполюсного генератора переменного тока ТВВ-800-2, для работы в блоке с прямоточным котлом ТПП-804, использующим органическое топливо. Турбина имеет 8 нерегулируемых отборов пара (рис. 18), предназначенных для подогрева питательной воды в ПВД, основного конденсата – в ПНД, 49

деаэраторе повышенного давления. Кроме регенеративных отборов, допускаются отборы пара без снижения номинальной мощности на подогрев сетевой воды и на собственные нужды станции. Турбина представляет собой одновальный пятицилиндровый агрегат, выполненный по схеме 1ПВД+1ЦСДх2+3ЦНДх2. Свежий пар из котла по двум трубопроводам подводится к двум коробкам стопорных клапанов, установленных впереди ЦВД. Каждая коробка стопорного клапана сблокирована с двумя коробками регулирующих клапанов, от которых пар по четырем трубам подводится к ЦВД. ЦВД имеет внутренний корпус, в патрубки которого вварены сопловые коробки. Паропроводящие штуцера имеют сварные соединения с наружным корпусом цилиндра и подвижные – с горловинами сопловых коробок. После промежуточного перегрева пар по двум паропроводам подводится к двум стопорным клапанам ЦСД, установленным по обе стороны цилиндра, и от них – к четырем регулирующим клапанам, расположенным непосредственно на корпусе ЦСД. ЦСД выполнен двухпоточным, причем первые три ступени каждого потока размещены в общем внутреннем корпусе. Из выхлопных патрубков ЦСД пар по четырем трубам поступает в водородный пароперегреватель, где нагревается, а затем отдает тепло в паропаровом теплообменнике и возвращается в ЦНД. В случае работы только основного блока пар из ЦСД сразу поступает к трем ЦНД через переходные патрубки. Все ЦНД – двухпоточные, по пять ступеней в каждом потоке. По трем выхлопам ЦНД присоединены к каждому конденсатору. Роторы частей высокого и среднего давления – цельнокованые, роторы ЦНД – с насадными дисками. Длина рабочей лопатки последней ступени ЦНД – 1200 мм, средний диаметр этой ступени – 3000 мм. Все роторы имеют жесткие соединительные муфты и по две опоры. Фикспункт валопровода (упорный подшипник) расположен между ЦВД и ЦСД. 50

Турбина снабжена паровыми лабиринтными уплотнениями. Из концевых каминных камер уплотнений всех цилиндров паровоздушная смесь отсасывается водоструйным эжектором через вакуумный охладитель. Максимальный расход пара, на который при указанных начальных параметрах спроектирована турбина, составляет 730 кг/с. При этом турбоагрегат может развивать мощность, измеряемую на зажимах генератора, равную 850 МВт. 51

52 Рис. 18а – Продольный разрез ЦВД и ЦСД турбины К-800-240

53 Рис. 18б – Продольный разрез ЦНД турбины К-800-240

54 Рис. 18в – Продольный разрез ЦНД турбины К-800-240 (продолжение)

Глава 4. Присоединенный паротурбинный блок, рассчитанный на суперсверхкритические параметры пара, для энергетической установки с третьим высокотемпературным перегревом пара 4.1. Расчёт тепловой схемы присоединенного блока В качестве турбины для присоединенного паротурбинного блока была разработана паровая турбина с применением новых технических решени (п. 6.1) и повышением давления свежего пара до 30 МПа. Новая турбина будет иметь маркировку К-250-300. На рис. 19 представлена принципиальная схема принятой паротурбинной установки. Параметры свежего пара перед стопорными клапанами р0=30 МПа, t0=650°C. По этим параметрам найдем энтальпию и энтропию пара h0=3595,440 кДж/кг, S0=6,4077 кДж/кг·К. Давление после клапанов с учетом потерь в них равно (потери составляют 2,2%, поскольку разработана новая система парораспределения (п. 6.1.1)): р0' = р0 (1 −  кл ) = 30  (1 − 0,022 ) = 29,40 МПа. Найдем параметры пара на входе в турбину при неименной энтальпии h0=const=3595,440 кДж/кг, S0' = 6,4113 кДж/кг . Определим давление пара за ЦВД, учитывая, что давление после промперегрева рпп = 6 МПа , а потери давления в тракте промежуточного перегрева p / pпп = 0,1: р1 = 1,1  6 = 6,6 МПа. Найдем значение энтальпии за ЦВД: h1 = h0 − (h0 − h1t ) oiЦВД = 3595,440 − (3595,440 − 3117,180)  0,88 = 3174,571 кДж/кг, где h1t – энтальпия пара при изоэнтропийном расширении; 55

56 Рис. 19. Принципиальная схема К-250-300: ТО – паропаровой теплообменник, ЦВД -цилиндр высокого давления, ЦСД -цилиндр высокого давления, ЦНД -цилиндр высокого давления, ЭГ – электрогенератор, К – конденсатор, КЭН – конденсатный электронасос, ПЭН – питательный электронасос насос, Д – деаэратор, П1..П8 – регенеративные подогреватели, ДН – дренажный насос.

 oiЦВД =0,85…0,9 - КПД ЦВД ориентировочный. Принимаем  oiЦВД = 0,88 . Параметры пара после промперегрева рпп = 3,8 МПа , tпп=540°C, hпп=3774,782 кДж/кг, Sпп=7,2985 кДж/кг·К. Давление пара за ЦСД выбираем P2 = 0,30 МПа для того, чтобы обеспечить размеры ЦНД приемлемыми по конструктивным соображениям (4 ступени в одном потоке). Найдем величину энтальпии за ЦСД: h2 = hпп − (hпп − h2t ) oiЦСД = 3774,782 − (3774,782 − 2859,030)  0,90 = 2950,605 кДж / кг, где h2t – энтальпия пара при изоэнтропийном расширении;  oiЦСД =0,9 …0,93 - КПД ЦСД ориентировочный. Принимаем  oiЦСД = 0,90 . Оценим потери в перепускном патрубке между ЦСД и ЦНД по формуле: рпер = 0,02  р2 = 0,02  0,30 = 0,006 МПа. Давление пара перед ЦНД: P3 = P2 − Pпер = 0,30 − 0,006 = 0,294 МПа. Определим параметры пара перед ЦНД р3 = 0,294 МПа , t3=241,37°C, h3=2950,605 кДж/кг, S3=7,4939 кДж/кг·К. Найдем энтальпию пара за ЦНД: hк = h3 − (h3 − hкt ) oiЦНД = 2950,605 − (2950,605 − 2241,550)  0,85 = 2347,908 кДж/кг, где hкt – энтальпия пара при изоэнтропийном расширении;  oiЦНД =0,85 - КПД ЦНД с учетом установленных распределительных решеток на входе в сопловой аппарат последней ступени ЦНД. На рис. 20 представлен процесс расширения пара в h,s – диаграмме. 57

Рис.20. Расширение пара в модернизированной паровой турбине присоединенного блока в h,s - диаграмме 58

4.1.1. Расчет подогревателей В соответствии с принятым вариантом тепловой схемы суммарное повышение энтальпии питательной воды от hк в конденсаторе до hпв перед паропаровым теплообменником распределяется по подогревателям, исходя из принципа равномерного подогрева в ПНД и ПВД по ступеням, и выбираются параметры греющего пара в подогревателях и в отборах турбины. Принимаем деаэратор повышенного давления pд=0,7 МПа и температурой насыщения tд=165 °С. Исходя из тепловой схемы, найдем температуры конденсата и питательной воды, выходящих из деаэратора, ПНД (4шт.) и ПВД (3шт.) соответственно. Температуру питательной воды примем tпв=245°С. t ПВД = t ПНД = tп.в − tд 245 − 165 = = 26,7 С. 3 nПВД tд − tк 165 − 26,72 = = 27,6 С. 4 +1 nПНД + 1 Найдем температуры воды, выходящей из подогревателей. Результаты представлены в табл. 12. Таблица 12 П-8 t8= tп.в П-7 t7 П-6 t6 Д tд П-4 t4 П-3 t3 П-2 t2 П-1 t1 245 218,33 191,67 165 137,4 109,8 82,2 54,6 Учитывая, что недогрев конденсата греющего пара присутствует в ПНД и ПВД. Найдем температуры конденсата греющего пара с учетом не' ' догрева. Примем t ПВД = 2 С и t ПНД = 4 С . Результаты представлены в табл. 13. Таблица 13 П-8 t8= tп.в П-7 t7 П-6 t6 Д tд П-4 t4 П-3 t3 П-2 t2 П-1 t1 247 220,33 193,67 165 141,4 113,8 86,2 58,6 59

Этим температурам соответствует энтальпия и давление конденсата греющего пара (по параметрам насыщения). Значение указаны в табл. 14. Таблица 14 П-8 О-1 П-7 О-2 П-6 О-3 Д О-4 П-4 О-5 П-3 О-6 П-2 О-7 П-1 О-8 h'1 h'2 h'3 h'4 h'5 h'6 h'7 h'8 1071,206 p'1 3,782 945,354 p'2 2,335 824,112 p'3 1,359 697,274 p'4 0,700 594,888 p'5 0,376 477,042 p'6 0,163 360,845 p'7 0,061 245,635 p'8 0,019 При транспортировке греющего пара из камеры отбора турбины до соответствующего подогревателя на преодоление путевых и местных сопротивлений затрачивается от 5 до 8% давления в отборе. Принимая, что затрачивается 6,5%. В отборах турбины должны быть соответственно давления p"j = 1,065  p 'j . Принимая что затрачивается 6,5%. Давления представлены в табл. 15. Таблица 15 О-1 О-2 О-3 О-4 О-5 О-6 О-7 О-8 p''1 p''2 p''3 p''4 p''5 p''6 p''7 p''8 4,027 2,487 1,447 0,746 0,400 0,173 0,065 0,020 По конструктивным соображениям делаем 1 и 6 отбор за ЦВД и ЦСД. При этом давление p1" = 6,60 МПа , p1' = 6,197 МПа , h1' = 1224,749 кДж/кг , h8 = 1071,206 кДж/кг -энтальпия воды на выходе из П-8 (при температуре 247°С). Для подогревателя номер 3 p6" = 0,300 МПа , p6' = 0,282 МПа , h6' = 551,985 кДж/кг , h3 = 477,042 кДж/кг (при температуре 113,8°С). Отложим давления отборов на процессе турбины в h,s – диаграмме. Этим давления соответствуют энтальпии отбора пара из турбины, представленные в табл. 16. 60

Таблица 16 Энтальпия греющего пара из турбины Номер отбора h j , кДж/кг 1 3174,571 2 3473,766 3 3315,159 4 3145,491 5 3007,746 6 2950,605 7 2697,301 8 2543,128 Найдем коэффициенты отбора пара из турбины на регенеративный подогрев в каждом подогревателе по формуле: m = где  m (h вых п .в вх п .в − h ) − (h ' m +1 z − h )  j ' m m +1 hm − h ' m ,  m - коэффициент, указывающий количество питательной воды, проте- кающей через рассматриваемый подогреватель, отнесенное к количеству питательный воды на входе в котел, hm , hm' - энтальпии отбираемого пара и его конденсата,  j - относительные расходы пара на регенеративные подогреватели, расположенные выше по давлению, и через них организован «каскадный» слив конденсата. Расчет представлен в табл. 17. Таблица 17 Номер подогревателя 8 7 6 5(Д) 4 Обозначение Теплоперепад от состояния свежего пара до верхнего отбора α8 α7 α6 α5 α4 61 Отбор (1 −  ) H iz , 0 420,869 0,0596 0,0579 0,0416 0,0406 0,0390 283,076 139,978 142,681 110,242 43,503 кДж/кг

Номер подогреОт- (1 −  ) H iz , Обозначение вателя бор кДж/кг 3 α3 0,0357 183,813 2 α2 0,0357 106,368 1 α1 0,0351 127,837 Приведенный использованный теплоперепад равен: H i =  (1 −  ) H iz = 1558,368 кДж/кг. Расход пара, генерируемого паропаровым теплообменником пара, для присоединенного блока определим из теплового баланса: G0II = (G  (1 −  = I 0 I 8 (1 −  )( h II 8 ) −  7I ) + BH 2 + BО2  ( h0ТО − h0I ЦНД ) II ГПП −h II ХПП ) + (h II 0 II − hПВ ) = ( 658,646  (1 − 0,0902 − 0,0818) + 3,490 + 27,922)  ( 3882,760 − 2967,725) = 165,142 кг/с, (1 − 0,0596 )( 3774,782 − 3174,571) + ( 3595,440 − 1065,360) где ВН2 = 3,490 кг / с и ВО2 = 27,922 кг / с - расход водорода и кислорода для реализации третьего высокотемпературного перегрева (см. гл.5). 4.1.2. Технико-экономические показатели Количество теплоты q1, затрачиваемой в котле на получение 1 кг пара составляет: q1 = h0 − h'8 + (1 − 8 )( hпп − h1 ) = 3595,440 − 1061,561 + + (1 − 0,0596 )  (3774,782 − 3174,571) = 3098,319 кДж/кг. Абсолютный внутренний КПД равен: ip = H i 1558,368 = = 0,503. q1 3098,319 Удельный расход теплоты: qi = 1 ip = 1 кДж кДж = 1,988 = 7157 0,503 кДж кВт×ч 62

Абсолютный электрический КПД равен:  э = iр  эг  м = 0,530  0,987  0,996 = 0,494. Мощность присоединенного паротурбинного блока: N э =  мэг  G0  H i = 0,996  0,987  165,142  1558,368 = 252,990 МВт. Результаты расчёта (п. 4.1.1 и 4.1.2) представлены в сводной таблице 18. Таблица 18 Размерность Обозначение Значение °С t0 650 МПа р0 30 °С tпп 650 Давление пара перед ЦСД после промперегрева МПа pпп 6,00 Давление пара перед ЦНД МПа p0цнд 0,294 КПД ЦВД % ηцвд 88 КПД ЦСД % ηцсд 90 КПД ЦНД % ηцнд 85 Расход свежего пара кг/c G0 165,142 Расход пара, поступающего на промперегрев кг/c Gпп 155,299 Расход пара, поступающего в конденсатор кг/c Gк 108,141 Давление в конденсаторе кПа рк 3,5 Температура питательной воды °С tпв 245 МПа pд 0,7 - П1 - α1 0,0351 - П2 - α2 0,0357 - П3 - α3 0,0357 - П4 - α4 0,0390 - Д (П5) - α5 0,0406 - П6 - α6 0,0416 - П7 - α7 0,0579 Название параметра Параметры цикла ПТУ присоединенного блока: Температура свежего пара Давление свежего пара перед СК ВД Температура пара промперегрева Давление в деаэраторе Относительные расходы пара, отбираемого в систему регенерации: 63

Название параметра - П8 Размерность Обозначение Значение - α8 0,0596 МВт Nэпт1 253,0 кДж/(кВт∙ч) qi 7157 % ηэпсу1 49,4 Технико-экономические показатели К-800-240 Мощность ПСУ Удельный расход теплоты Абсолютный электрический КПД брутто ПСУ 4.2. Тепловой и аэродинамический расчет проточной части паровой турбины присоединенного блока 4.2.1. Цилиндр высокого давления В таблице 19 представлены основные параметры первой и последней ступеней ЦВД. Таблица 19 Параметр Формула Значение Степень реактивности по всему ЦВД, ρ Принимаем 0,5 Коэффициент скорости сопловой решетки φ Коэффициент расхода сопловой решетки первой ступени μ Перекрыша между высотами первой ступени Δ, м Принимаем 0,96 Принимаем 0,97 Принимаем 0,002 Внутренний КПД ЦВД ηoiЦВД Принимаем 0,88 Корневой диаметр первой ступени dк, м Принимаем 0,87 Средний диаметр первой ступени d1, м Принимаем (в первом приближении) 0,885 Эффективный угол выхода из сопловой решетки α1э Энтропия перед первой ступенью S0, кДж/(кг·К) Принимаем 20,0 h,s-диаграмма 6,4113 Температура перед первой ступенью t0, °C h,s-диаграмма 647 Оптимальное значение u/cф, м/с 0,638 Окружная скорость первой ступени u1, м/с 139,056 Фиктивная скорость сф, м/с 217,996 64

Параметр Формула Значение Располагаемый теплоперепад сопловой решетки первой ступени Н01*, кДж/кг 11,881 теоретическая скорость c1t, м/с 154,146 Теоретическая энтальпия за сопловым аппаратом первой ступенью h1t, кДж/кг 3583,559 Удельный объем пара за первой ступенью при изоэнтропийном процессе расширения υ1t, м3/кг h,s-диаграмма Высота первой ступени l11, м 0,013142 0,015 Средний диаметр первой ступени d1, м d1=dк+l11 Погрешность Δ, % 0,885 0,000 Высота рабочей лопатки первой ступени l21, м l21=l11+Δ 0,017 Энтальпия пара при изоэнтропийном расширении пара в ЦВД hzt, кДж/кг h,s-диаграмма 3117,18 Теоретический перепад на ЦВД H0*, кДж/кг Н0*=h0*-hzt 478,260 Теплоперепад перепад на ЧВД ЦВД H0i, кДж/кг Hi=H0*ηoiЦВД 420,869 Объем за ЦВД υ2z, м3/кг h,s-диаграмма 0,042964 Параметры пара за последней ступенью ЦВД: Высота рабочей лопатки последней ступени l2z при линейно изменяющемся удельном объеме и постоянном корневом диаметре ЦВД Средний диаметр последней ступени ЦВД d2z, м 0,05406 d2z=dк+l2z 0,924 Произведем разбивку теплоперепадов, предположив, что диаметр ступеней и высота лопаток изменяются вдоль ЦВД линейно. Далее определяем по формулам для каждой ступени: - обратную веерность i = l2i + d к ; l2 i - степень реактивности i =  к + 1,8 ; 1,8 + i 65

- характеристическое отношение X i =  cos 1э ; 2 1 − i d  - теплоперепад по статическим параметрам Н i = 12,3   i   Xi  2 2 n    K0 , где  50  K0=1 для первой ступени, K0=0,95 для последующих ступеней; Определяем среднее значение теплоперепадов: z H 0 ср = H i =1 z i = 24,743 кДж/ кг, где z=20 – принятое число ступеней. Коэффициент возврата теплоты: qt = 4,8  10−4  (1 − oiЦВД )  H 0* z −1 20 − 1 = 4,8  10−4  (1 − 0,88 )  478,260 = 0,026. z 20 Новое значение количества ступеней ЦВД: zновое Н 0* (1 + qt ) 478,260 (1 + 0,026 ) = = = 20 . 24,743 H 0 ср Невязка после разбивки теплоперепадов: z = Н 0* (1 + qt ) −  H i i =1 z = −0, 205 кДж/ кг. Уточняем значение теплоперепадов на каждую ступень с учётом невязок: Hi новое = H i + . Результаты расчётов представлены в табл. 20 и на рис. 21-27. 66

Таблица 20 № ступени di, м li , м θ ρi Xi Hi, кДж/кг Hiновое, кДж/кг 1 0,885 0,017 51,291 0,534 0,661 23,690 23,485 2 0,887 0,019 46,223 0,537 0,663 23,799 23,594 3 0,889 0,021 42,084 0,541 0,666 23,909 23,704 4 0,891 0,023 38,639 0,545 0,668 24,019 23,814 5 0,893 0,025 35,728 0,548 0,671 24,129 23,924 6 0,895 0,027 33,236 0,551 0,673 24,239 24,035 7 0,898 0,029 31,078 0,555 0,676 24,350 24,145 8 0,900 0,031 29,191 0,558 0,679 24,461 24,256 9 0,902 0,033 27,527 0,561 0,681 24,572 24,367 10 0,904 0,035 26,049 0,565 0,684 24,684 24,479 11 0,906 0,037 24,728 0,568 0,686 24,795 24,590 12 0,908 0,039 23,539 0,571 0,689 24,907 24,702 13 0,910 0,040 22,464 0,574 0,691 25,019 24,815 14 0,912 0,042 21,487 0,577 0,694 25,132 24,927 15 0,914 0,044 20,595 0,580 0,696 25,245 25,040 16 0,916 0,046 19,778 0,583 0,699 25,357 25,153 17 0,918 0,048 19,026 0,586 0,701 25,471 25,266 18 0,920 0,050 18,332 0,589 0,704 25,584 25,379 19 0,922 0,052 17,69 0,592 0,706 25,698 25,493 20 0,924 0,054 17,094 0,595 0,709 25,812 25,607 0,930 0,925 0,920 d, м 0,915 0,910 0,905 0,900 0,895 0,890 0,885 0,880 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 z Рис. 21. Распределение средних диаметров по проточной части ЧВД ЦВД 67

0,057 0,052 0,047 l, м 0,042 0,037 0,032 0,027 0,022 0,017 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 z Рис. 22. Распределение высот лопаток по проточной части ЧВД ЦВД 56 51 46 θ 41 36 31 26 21 16 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 z Рис. 23. Распределение обратной веерности по проточной части ЧВД ЦВД 68

0,600 0,580 ρ 0,560 0,540 0,520 0,500 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 z Рис. 24. Распределение степени реактивности по проточной части ЧВД ЦВД 0,71 0,70 X 0,69 0,68 0,67 0,66 0,65 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 z Рис. 25. Распределение u/cф по проточной части ЧВД ЦВД 69

26,0 25,5 H, кДж/кг 25,0 24,5 24,0 23,5 23,0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 z Рис. 26. Распределение теплоперепадов по проточной части ЧВД ЦВД 26,0 H+Δ, кДж/кг 25,5 25,0 24,5 24,0 23,5 23,0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 z Рис. 27. Распределение теплоперепадов с учётом невязки по проточной части ЧВД ЦВД 4.2.2. Цилиндр среднего давления Для определения высоты последней лопатки ЦСД зададимся следующими величинами dк=1,15 м – корневой диаметр ЦСД (постоянный), ρкz=0,1 – корневая степень реактивности, с2z=82 м/с – выходная скорость из последней ступени, φ=0,97 – коэффициент скорости сопловой решетки. 70

Запишем уравнение неразрывности для сечения за рабочей решеткой и соотношение для среднего диаметра рабочего колеса последней ступени:  саzl 22z +  d к саzl2 z = Gz z , где Gz =134,409 кг/c – расход пара перед последней ступенью ЦСД; υz=0,783 м3/кг (по pк=0,3 МПа, hк=2950,605 кДж/кг) – удельный объем в конце ЦСД. Решая квадратное уравнение, получаем положительный корень, который определяет значение высоты рабочей лопатки последней ступени ЦСД lz=0,286 м. Принимая перекрышу в последней ступени ЦНД Δ=5 мм. Тогда высота сопловой лопатки последней ступени ЦСД l1z=0,281 м. Средний диаметр рабочего колеса последней ступени ЦСД: d2 z = dк + l2 z = 1,15 + 0,286 = 1,436 м. Окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса последней ступени ЦНД: u2 z =  d2 z n =   1,436  50 = 225,566 м/c. Зададимся углом выхода потока из сопловой лопатки α1=16○. Степень реактивности на среднем диаметре последней ступени ЦНД: pср 2 z d  = 1 − (1 −  к )  ср 2   dк  −2 2 cos 2 1  1,436  = 1 − (1 − 0,10 )    1,15  −20,97 2 cos 2 16 = 0,388. Оптимальное характеристическое отношение определяется по формуле:  uср 2   2 cos 1 0,97 2 cos16 X = = = = 0,578.  c   2 1 2 1 0,388 − − ср  ф опт Тогда: cф = uср 2 X = 224,566 = 390,103 м/с. 0,578 71

Располагаемый теплоперепад на ступень: 2 сфz 390,1032 Н0z = = = 76,090 кДж/ кг. 2 2 Для нахождения высот лопаток первой ступени ЦСД зададимся следующими параметрами: dк=1,15 м (т.к. корневой диаметр не изменяется по проточной части ЦНД, ρкz=0,15 – корневая степень реактивности, α1=12,3° – угол входа потока в рабочую решетку первой ступени, φ=0,97 – коэффициент скорости сопловой решетки. В первом приближении примем d1ср=1,195 м. Степень реактивности на среднем диаметре первой ступени: d  pср 2 = 1 − (1 −  к )  ср 2   dк  −2 2 cos 2 1  1,195  = 1 − (1 − 0,15 )    1,15  −20,97 2 cos 2 12,3 = 0,207. Характеристическое отношение скоростей u/cф первой ступени ЦСД: X= u  cos1 0,97cos12,3 = = = 0,517 . cф 2 1 −  2 1 − 0,207 Окружная скорость на среднем диаметре первой ступени ЦСД: u21 =  d21n =  1,195  50 = 187,749 м/c. Фиктивная скорость первой ступени ЦСД: сф1 = u1 187,749 = = 363,313 м/с . 0,517 X Располагаемый теплоперепад на первую ступень ЦСД: cф2 1 363,3132 H 01 = = = 65,998 кДж/кг. 2 2 Теплоперепад на сопловой аппарат первой ступени ЦНД: H 0с1 = (1 −  ) H 01 = (1 − 0,207)  65,998 = 52,333 кДж/кг. Теоретическая абсолютная скорость на выходе из соплового аппарат: 72

с1t = 2 H с 01 = 2  52,333 1000 = 323,522 м/с. Энтальпия пара за сопловым аппаратом при изоэнтропийном расширении: h1t = h0ЦСД − H 0с1 = 3774,782 − 52,333 = 3722,449 кДж/кг, где h3 – энтальпия пара перед ЦСД. м3 Удельный объем за сопловым аппаратом 1t = f (h1t , S3 ) = 0,0727 . кг Зададим коэффициент расхода для соплового аппарата первой ступени ЦНД 1 = 0,97 . Длина сопловой лопатки первой ступени ЦНД: l1 = G11t 152,417  0,0727 = = 0,045 м. 1c1t d1 sin 1 0,97  323,522    1,195  sin16 Средний диаметр первой нерегулируемый ступени для соплового аппарата: d1 = dк + l1 = 1,150 + 0,045 = 1,195 м. Средние диаметры совпали, следовательно, высота лопатки найдена правильно. Перекрыша в ступени Δ=2 мм. Длина рабочей лопатки первой ступени ЦСД: l2 = l1 +  = 0,045 + 0,002 = 0,047 м. Известно, что изменение среднего диаметра в части ЦСД происходит по показательному закону. Таким образом, зададим кривую распределения теплоперепадов по ступеням в ЦСД. Изменение среднего диаметра по проточной части ЦНД представлено на рис. 28, принимая, что у нас 13 ступеней в ЦСД. 73

0,90 0,85 0,80 rп 0,75 0,70 0,65 rср 0,60 0,55 rк 0,50 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 Рис. 28. Изменение радиусов в ЦСД: rп – периферийный диаметр; rср – средний диаметр; rк – корневой диаметр; Исходя из этого распределения, средний диаметр каждой ступени будет иметь следующее значение (табл. 21): Таблица 21 № dср № dср 1 1,195 8 1,297 2 1,203 9 1,320 3 1,213 10 1,346 4 1,225 11 1,374 5 1,240 12 1,404 6 1,256 13 1,436 7 1,275 - Определим распределение характеристического отношения u/cф в ЦНД. Известно, что это распределение происходит по показательному закону. Число ступеней в ЦСД Z=13. На рис. 29 представлено предварительное распределение u/сф (табл. 22) по ступеням в ЦСД. 74

0,600 0,590 0,580 0,570 0,560 0,550 0,540 0,530 0,520 0,510 0,500 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 Рис. 29 Предварительное распределение u/cф по ступеням ЦСД Таблица 22 № Х № Х 1 0,5168 8 0,5442 2 0,5192 9 0,55 3 0,5222 10 0,5563 4 0,5256 11 0,5631 5 0,5295 12 0,5704 6 0,5339 13 0,5782 7 0,5388 - Для каждой ступени определим располагаемый теплоперепад по формуле: ( di n ) ui 2 = H oi = . 2(u / cф )2i 2(u / cф ) 2i 2 Тогда располагаемые теплоперепады в каждой ступени будут равны (табл. 23): Таблица 23 № H0 № H0 1 65,998 8 70,044 2 66,227 9 71,061 3 66,576 10 72,178 4 67,044 11 73,392 75 5 67,627 12 74,697 6 68,323 13 76,090 7 69,130 -

Определим средний теплоперепад на ступень в ЦCД: 4 H 0ср = H i =1 z 0i = 69,876 кДж/кг. Число ступеней в первом приближении: z= ЦСД где H 0 = h0 H 0 915,750 = = 13,105, H 0ср 69,876 − hkt = 3774,782 − 2859,03 = 915,750 кДж/кг - располагаемый теплоперепад на ЦCД. Принимаем Z=13. Зададим внутренний относительный КПД ступени ЦCД 0стi = 0,9 . Определим коэффициент возврата теплоты в ЦCД: qТ = KТ (1 − oiст ) H 0 Z −1 13 − 1 = 3,2  10−4  (1 − 0,9)  915,750 = 0,027, Z 13 где KТ = 3,2  10−4 - коэффициент при перегретом и влажном паре. Число ступеней с учетом возврата теплоты: z= H 0 (1 + qТ ) 915,750(1 + 0,027) = = 13,26. H 0ср 69,876 Округляем до ближайшего целого числа Z=13. Общая величина невязки теплоперепадов: z = Н 0 (1 + qt ) −  H 0i i =1 z = 915,750(1 + 0,027) − 908,387 = 2,472 кДж/кг. 13 Теплоперепад на каждую ступень с учетом невязки (табл. 24): H 0i = H 0i + ; 76

Таблица 24 № H0 № H0 1 68,47 8 72,516 2 68,699 9 73,533 3 69,048 10 74,65 4 69,516 11 75,864 5 70,099 12 77,169 6 70,795 13 78,562 7 71,602 - На рис. 30 представлено распределение теплоперепадов по ступеням в ЦCД с учетом невязки. 80,0 79,0 78,0 77,0 76,0 75,0 74,0 73,0 72,0 71,0 70,0 69,0 68,0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 Рис. 30. Распределение теплоперепадов ЦCД с учетом невязки 4.2.3. Цилиндр низкого давления Для определения высоты последней лопатки ЦНД зададимся следующими величинами dк=1,8 м – корневой диаметр ЦНД (постоянный), ρкz=0,16 – корневая степень реактивности, с2z=235 м/с – выходная скорость из последней ступени, φ=0,97 – коэффициент скорости сопловой решетки. Запишем уравнение неразрывности для сечения за рабочей решеткой и соотношение для среднего диаметра рабочего колеса последней ступени:  саzl 22z +  d к саzl2 z = Gz z , 77

где Gz =54,071 кг/c – расход пара перед последней ступенью ЦНД; υz=36,203 м3/кг (по pк=3,5 кПа, hк=2347,908 кДж/кг) – удельный объем в конце ЦНД. Решая квадратное уравнение получаем положительный корень, который определяет значение высоты рабочей лопатки последней ступени ЦНД lz=0,960 м. Принимая перекрышу в последней ступени ЦНД Δ=15 мм. Тогда высота сопловой лопатки последней ступени ЦСД l1z=0,945 м. Средний диаметр рабочего колеса последней ступени ЦНД: d2 z = dк + l2 z = 1,8 + 0,96 = 2,76 м. Окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса последней ступени ЦНД: u2 z =  d2 z n =   2,76  50 = 433,540 м/c. Зададимся углом выхода потока из сопловой лопатки α1=16○. Степень реактивности на среднем диаметре последней ступени ЦНД: pср 2 z d  = 1 − (1 −  к )  ср 2   dк  −2 2 cos 2 1  2,76  = 1 − (1 − 0,16 )    1,8  −20,97 2 cos 2 16 = 0,600. Оптимальное характеристическое отношение определяется по формуле:  uср 2   2 cos 1 0,97 2 cos16 X = = = = 0,716.  c   2 1 2 1 0,600 − − ср  ф опт Тогда: cф = uср 2 X = 433,540 = 605,924 м/с. 0,716 Располагаемый теплоперепад на ступень: 2 сфz 605,9242 Н0 z = = = 183,572 кДж/ кг. 2 2 78

Для нахождения высот лопаток первой ступени ЦНД зададимся следующими параметрами: dк=1,8 м (т.к. корневой диаметр не изменяется по проточной части ЦНД, ρкz=0,18 – корневая степень реактивности, α1=13,2° – угол входа потока в рабочую решетку первой ступени, φ=0,97 – коэффициент скорости сопловой решетки. В первом приближении примем d1ср=1,911 м. Степень реактивности на среднем диаметре первой ступени: d  pср 2 = 1 − (1 −  к )  ср 2   dк  −2 2 cos 2 1  1,911  = 1 − (1 − 0,18 )    1,800  −20,97 2 cos 2 13,2 = 0,263. Характеристическое отношение скоростей u/cф первой ступени ЦНД: X= u  cos1 0,97cos13,2 = = = 0,534 . cф 2 1 −  2 1 − 0,263 Окружная скорость на среднем диаметре первой ступени ЦНД: u21 =  d21n =  1,911  50 = 300,100 м/c. Фиктивная скорость первой ступени ЦНД: сф1 = u1 300,100 = = 562,112 м/с . X 0,534 Располагаемый теплоперепад на первую ступень ЦНД: cф2 1 562,1122 H 01 = = = 157,985 кДж/кг. 2 2 Теплоперепад на сопловой аппарат первой ступени ЦНД: H 0с1 = (1 −  ) H 01 = (1 − 0,263)  157,985 = 116,467 кДж/кг. Теоретическая абсолютная скорость на выходе из соплового аппарат: с1t = 2 H с 01 = 2 116,467 1000 = 482,633 м/с. 79

Энтальпия пара за сопловым аппаратом при изоэнтропийном расширении: h1t = h3 − H 0с1 = 2950,605 − 116,467 = 2834,138 кДж/кг, где h3 – энтальпия пара перед ЦНД. м3 Удельный объем за сопловым аппаратом 1t = f (h1t , S3 ) = 1,116 . кг Зададим коэффициент расхода для соплового аппарата первой ступени ЦНД 1 = 0,97 . Длина сопловой лопатки первой ступени ЦНД: l1 = G11t 62,585  1,116 = = 0,111 м. 1c1t d1 sin 1 0,97  482,633    1,911  sin16 Средний диаметр первой нерегулируемый ступени для соплового аппарата: d1 = dк + l1 = 1,800 + 0,111 = 1,911 м. Средние диаметры совпали, следовательно, высота лопатки найдена правильно. Перекрыша в ступени Δ=6 мм. Длина рабочей лопатки первой ступени ЦНД: l2 = l1 +  = 0,111 + 0,006 = 0,117 м. Известно, что изменение среднего диаметра в части ЦНД происходит по показательному закону. Таким образом, зададим кривую распределения теплоперепадов по ступеням в ЦНД. Изменение среднего диаметра по проточной части ЦНД представлено на рис. 31, принимая, что у нас 4 ступени в ЦНД. 80

Рис. 31. Изменение радиусов в ЦНД: rп – периферийный диаметр; rср – средний диаметр; rк – корневой диаметр; Исходя из этого распределения, средний диаметр каждой ступени будет иметь следующее значение: d1 = 1,911 м, d2 = 2,017 м, d3 = 2,300 м, d4 = 2,760 м. Определим распределение характеристического отношения u/cф в ЦНД. Известно, что это распределение происходит по показательному закону. Число разбития участков 3, число ступеней в ЦНД Z=4. На рис. 32 представлено предварительное распределение u/сф по ступеням в ЦНД. 81

Рис. 32 Предварительное распределение u/cф по ступеням ЦНД X1 = uср1 cф1 = 0,534; X 2 = uср 2 cф 2 = 0,565; X 3 = uср 3 cф3 = 0,625; X 4 = uср 4 cф 4 = 0,716. Для каждой ступени определим располагаемый теплоперепад по формуле: ( di n ) ui 2 H oi = = . 2(u / cф )2i 2(u / cф ) 2i 2 Тогда располагаемые теплоперепады в каждой ступени будут равны: H o1 = 157,99 кДж/кг; H o 2 = 157,50 кДж/кг; H o3 = 167,07 кДж/кг; H o 4 = 183,57 кДж/кг. Определим средний теплоперепад на ступень в ЦНД: 4 H 0ср = H i =1 z 0i = 157,99 + 157,50 + 167,07 + 183,57 = 166,53 кДж/кг. 4 82

Число ступеней в первом приближении: z= H 0 709,055 = = 4,25, H 0ср 166,530 где H 0 = h3 − hkt = 2950,605 − 2241,550 = 709,055 кДж/кг - располагаемый теплоперепад на ЦНД. Принимаем Z=4. Зададим внутренний относительный КПД ступени ЦНД 0стi = 0,9 . Определим коэффициент возврата теплоты в ЦНД: qТ = KТ (1 − oiст ) H 0 4 −1 Z −1 = 3,2  10−4  (1 − 0,9)  709,055 = 0,017, 4 Z где KТ = 3,2  10−4 - коэффициент при перегретом и влажном паре. Число ступеней с учетом возврата теплоты: z= H 0 (1 + qТ ) 709,055(1 + 0,017) = = 4,3. H 0ср 166,530 Округляем до ближайшего целого числа Z=4. Общая величина невязки теплоперепадов: z = Н 0 (1 + qt ) −  H 0i i =1 z = 709,055(1 + 0,017) − 666,140 = 13,746 кДж/кг. 4 Теплоперепад на каждую ступень с учетом невязки: H 0i = H 0i + ; H 01 = 171,74 кДж/кг; H 02 = 171,25 кДж/кг; H 03 = 180,82 кДж/кг; H 04 = 197,32 кДж/кг. На рис. 33 представлено распределение теплоперепадов по ступеням в ЦНД с учетом невязки. 83

Рис. 33. Распределение теплоперепадов ЦНД с учетом невязки 4.2.3.1. Расчёт последней ступени ЦНД по пяти сечениям Для расчёта зададимся постоянством угла α1=16○. Энтальпия пара перед последней ступенью: h0 = hz + Н 0 = 2347,908 + 197,320 = 2545,228 кДж/ кг. Расход через ступень G=54,071 кг/с. В данном расчёте для определения необходимых величин применялись следующие формулы [17]. Радиус сопловой решетки: r1i = dк l + ( i − 1) 1 . 2 4 Окружная скорость: u1i = 2 r1i n. Степень реактивности: r  pi = 1 − (1 −  к )  i1   rк  84 −2 2 cos 2 1 .

Теплоперепад сопловой решетки: H 0 сi = (1 − i ) H 0 . Энтальпия пара за сопловой решеткой при изоэнтропийном расширении: h1ti = h0 − H 0сi . Давление пара, удельный объем и степень сухости за сопловой решеткой определяются как функции от энтальпии и энтропии, при этом S0=8,0079 кДж/(кг∙К): p1i=f(h1ti, S0); υ1i=f(h1ti, S0); x1i=f(h1ti, S0). Давление перед ступенью p0i=f(h0, S0). Показатель изоэнтропы ki=f(h1ti, р1i). Критическое давление: ki р1кр = р0 крi  2  ki −1 = р0   .  ki + 1  Энтальпия и удельный объем: h1крi=f(p1iкр, S0); υ1крi=f(p1iкр, S0). Располагаемый теплоперепад: Н 0 скрi = h0 − h1крi . Скорость звука на выходе из соплового аппарата: а1i = ki  p1i  1ti . Теоретическая скорость выхода потока из соплового аппарата: с1ti = 2  H 0ci . Теоретическая скорость выхода потока из соплового аппарата при критических параметрах: с1крi = 2  H 0 cкрi . 85

Число Маха: М 1ti = c1ti . a1i Для учёта расширения в косом срезе при сверхзвуковом течении:    1i = arcsin  sin (1эф ) с1крi1ti  . 1крi с1ti  Для сечений, где Мi<1 эффективный и действительный углы выхода потока из сопловой решетки равны: 1i = 1эф . Коэффициент расхода для сопловой решетки: 1i = 1ппi x1ti . Удельный расход пара: Gi = 1i c1ti sin (1i ) . 1ti Суммарный расход: 2 l1  G1r11 4 G5r15  . G = +  ( Gi r1i ) +   4  2 2  i =2 Невязка по расходу: G −G   1%. G Скорость выхода из соплового аппарата: с1i = i с1ti . Относительная скорость входа в рабочую решетку: w1i = ( u1i ) 2 + ( c1i ) − 2u1i c1i cos (1i ). 2 86

Угол входа в рабочую решетку:  c1i cos (1i ) − u1i  . w 1i   1i = arccos  Энтальпия и давление торможения перед рабочей решеткой: w12i h = h1ti + ; 2 * 1i p1i*=f(h1i*, S0). Теоретическая скорость на выходе из ступени в относительном движении: ( w1i ) w2ti = 2 + 2i H 0i . Радиус рабочей решетки: r2i = dк l + ( i − 1) 2 . 2 4 Окружная скорость: u2i = 2 r2i n. Скорость звука на выходе из рабочей решетки: а2i = ki  p2i  2ti . Число Маха: М 2ti = w2ti . a2i Коэффициент расхода рабочей решетки: 2i = 2 ппi   w 2  1 − (1 − x2t ) 1 −  1i     w2ti   87 .

Угол выхода из рабочей решетки:  G 2t r1i l1  . w r l   2i 2ti 2i 2   2i = arcsin  Критическое давление в рабочей решетке: р2 крi =  крi p1*i . Энтальпия и удельный объем пара при критическом давлении: h2крi=f(p2iкр, S0); υ2крi=f(p2iкр, S0). Критическая скорость на выходе из ступени: w2 крi = 2 ( h1*i − h2 крi ). Эффективный угол выхода из рабочей решетки:     2 эфi = arcsin  sin (  2i ) w2ti2 крi  . 2ti w2 крi  Коэффициент скорости для рабочей решетки по высоте:  = 0,957 − 0,011 b2i . l2i Относительная скорость выхода из ступени: w2i =  i w2ti . Абсолютная скорость выхода из ступени: с2i = ( u2i ) 2 + ( w2i ) − 2u2i w2i cos ( 2i ). 2 Абсолютный угол выхода из рабочей решетки:  w2i cos (  2i ) − u2i  . c2i    2i = arccos  88

Потери с выходной скоростью: Н всi с22i = . 2 Удельная работа ступени: Lui = ( u1i c1i cos (1i ) + u2ic2i cos ( 2i ) ). Относительный лопаточный КПД: олi = Lui . H 0i Осредненный по высоте лопаточный КПД: ол = G5r25ол5  2 l2  G1r21ол1 4 +  + G r  ( )  2 i i олi . 4G  2 2 i =2  Суммарный расход: 2 l2  G1r21 4 G5r25  . G = +  G r + ( )  i 2i  4  2 2  i =2 Невязка по расходу: G −G   1%. G В таблице 25 представлен детальный расчёт последней ступени ЦНД в Excel. Таблица 25 Сечение решетки 0 0,25l 0,5l 0,75l Радиус сопловой решетки r1, м 0,900 1,136 1,373 1,609 Окружная скорость u1, м/c 282,74 356,96 431,18 505,40 Степень реактивности ρ 0,160 0,440 0,597 0,694 Наименование величины 89 l 1,845 579,62 0,759

Наименование величины Теплоперепад сопловой шетки H0с, кДж/кг ре- 0 Сечение решетки 0,25l 0,5l 0,75l 165,74 110,51 60,37 47,57 Энтальпия пара за сопловой ре2379,4 2434,7 2465,6 2484,8 шеткой h1t, кДж/кг 2497,6 Давление пара за сопловой решеткой p1, кПа 8,976 10,700 Удельный объем пара за сопло28,950 19,897 16,266 14,387 вой решеткой υ1t, м3/кг 13,257 Степень сухости пара за сопловой решеткой x1t 0,959 0,963 1,296 8,137 1,299 8,129 Энтальпия пара за сопловой решеткой при критических пара- 2460,5 2459,9 2459,6 2459,3 метрах h1кр, кДж/кг 2459,2 Удельный объем пара за сопловой решеткой при критических 16,812 16,882 16,917 16,941 параметрах υ1кр, м3/кг 16,956 4,480 0,927 6,800 0,944 Давление пара перед ступенью p0, кПа Показатель изоэнтропы k Критическое давление р1кр Располагаемый теплоперепад сопловой решетки при критических параметрах Н0скр, кДж/кг Скорость звука на выходе из соплового аппарата a1, м/с Теоретическая скорость на выходе из соплового аппарата с1t, м/с Теоретическая скорость на выходе из соплового аппарата при критических параметрах с1кр, м/с Число Маха за сопловым аппаратом М1t 79,57 l 8,510 0,953 14,890 1,270 8,207 1,284 8,169 1,291 8,150 84,667 85,307 85,627 85,847 85,977 405,85 416,80 422,73 409,10 429,25 575,75 470,13 398,93 347,48 308,45 411,50 413,05 413,82 414,35 414,67 1,419 0,719 90 1,128 0,944 0,849

Наименование величины 0 Сечение решетки 0,25l 0,5l 0,75l Эффективный угол выхода из 16 16 16 сопловой решетки α1эф, град Эффективный угол выхода из сопловой решетки с учетом 19,830 16,000 16,000 расширения в косом срезе α1, град Коэффициент расхода сопловой решетки перегретого пара 0,995 0,995 0,995 μ1пп Коэффициент расхода сопловой решетки с учетом влажно- 1,033 1,024 1,019 сти μ1 Удельный расход пара ΔG, кг/с 6,803 6,467 6,680 Суммарный расход пара через 53,356 сопловой аппарат G∑, кг/с Невязка по расходу, % -0,201 Коэффициент скорости для 0,930 0,970 0,970 соплового аппарата ϕ l 16 16 16,000 16,000 0,995 0,995 1,016 1,014 6,558 6,305 0,970 0,920 Cкорость на выходе из сопло535,45 456,03 386,96 337,05 вого аппарата с1, м/с Относительная скорость на входе в рабочую решеткуа w1, 286,03 149,75 121,99 203,81 м/с Угол входа в рабочую решетку 39,42 57,07 119,03 152,88 β1, град 283,78 316,65 165,69 Энтальпия торможения перед 2420,3 2445,9 2473,0 2505,6 рабочей решеткой h1*, кДж/кг 2547,7 Давление торможения перед рабочей решеткой р1*, кПа 11,970 17,470 Теоретическая скорость на выходе из ступени в относитель- 380,73 442,75 500,37 561,63 ном движении w2t, м/с 632,26 Радиус рабочей решетки r2, м Окружная скорость u2, м/c 0,900 1,140 1,380 1,620 282,74 358,14 433,54 508,93 1,860 584,33 Скорость звука на выходе из 401,15 403,35 404,45 405,23 рабочей решетки a2, м/с 405,70 5,590 91 6,950 8,890

Наименование величины Число Маха за рабочей решетки М2t Коэффициент расхода рабочей решетки перегретого пара μ2пп 0 Сечение решетки 0,25l 0,5l 0,75l l 0,949 1,098 1,237 1,386 1,558 0,985 0,985 0,985 0,985 0,985 1,003 1,023 1,026 1,022 1,017 Эффективный угол выхода из 39,401 30,466 27,474 23,840 рабочей решетки β2, град 20,279 Коэффициент расхода рабочей решетки с учетом влажности μ2 Критическое давление р2кр 3,081 3,813 4,866 6,541 Энтальпия пара за рабочей решеткой при критических пара- 2331,8 2358,7 2390,3 2429,6 метрах h2кр, кДж/кг Удельный объем пара за рабочей решеткой при критических 40,423 33,509 26,895 20,610 параметрах υ2кр, м3/кг Относительная скорость на выходе из рабочей решетки при 420,82 417,45 406,85 389,88 критических параметрах w2кр, м/с Угол выхода из рабочей ре39,401 30,466 24,930 19,358 шетки β2эфф, град Коэффициент скорости для рабочей решетки ψ 0,940 0,960 0,980 9,537 2481,4 14,694 364,24 14,134 0,960 0,940 Относительная скорость вы357,89 425,04 490,36 539,16 хода из ступени w2, м/с 594,32 Абсолютная скорость выхода 227,25 215,66 226,23 218,49 из ступени с2, м/с 207,73 Абсолютный угол выхода из 81,561 77,816 79,615 84,140 рабочей решетки α2, град 87,426 Потери с выходной скоростью 25,822 23,256 25,590 23,870 ΔHвс, кДж/кг Удельная работа ступени Lu, 151,84 172,78 178,07 175,10 кДж/кг Относительный лопаточный 0,770 0,876 0,902 0,887 КПД ηол Осредненный по высоте лопа0,887 точный КПД ηол 92 21,577 163,56 0,829

Наименование величины 0 Сечение решетки 0,25l 0,5l 0,75l Суммарный расход пара через рабочую решетку G∑, кг/с Невязка по расходу, % l 53,274 -0,050 Дополнительные потери в ступени Потери от трения:  тр d к2 1,8002 X = 1  10 = kтр  0,7163 = 0,00053,  d1l1 sin(1эф )   2,745  0,945  sin16 3 −3 где kтр = 1  10−3 - коэффициент трения. Радиальный зазор в уплотнении:  r = 0,001  l2 = 0,001  0,960 = 0,960 мм. Для лопаток без бандажа:  экв = 0,75   r = 0,75  0,96 = 0,72 мм. Площадь сопловой решетки: F1 =  d1l1 sin(1эф ) =   2,745  0,945  sin16 = 2,246 м2 . Потери от утечек на периферии:  уп =  (dср + l2 ) экв 1F1 ср + 1,8 (2,760 + 0,960)  0,00072 0,960 l2 о. л =   0,887 = 0,00369. 0,600 + 1,8 dср 0,995  2,246 2,760 Потери от утечек через диафрагменное уплотнение:  уд =  у Fу k у 0,7  0,00439 1  о. л =  0,887 = 0,00044, 1F1 z у 0,995  2,246 8 где z у = 8 - число гребней уплотнения;  у = 0,001 м - зазор в уплотнении; d у = 1,4 м - диаметр вала под уплотнение;  у = 0,0005 м - ширина гребней уплотнения; 93

Fу =  d у у =   1,4  0,001 = 0,00439 м2 - площадь зазора уплотнения; у у = 2   у = 0,7 -коэффициент расхода уплотнения; k у = 1 - поправочный коэффициент. Суммарные потери от утечек:  у =  уп +  уд = 0,00369 + 0,00044 = 0,00413. Потери от влажности: вл1 = 0,5( y2 + y0 ) = 0,5(0,0827 + 0,0222) = 0,0525 ; вл 2 = 2  X  (0,9  y0 + 0,35  ( y2 − y0 )) = 2  0,716(0,9  0,0222 + 0,35(0,0827 − 0,0222)) = 0,05889; вл = 0,5(вл1 + вл 2 ) = 0,5(0,0525 + 0,05889) = 0,05567, где x0 = f ( p0 ; h0 ) = 0,9778, x2 = f ( p2 ; h2 ) = 0,9173 - степень сухости пара перед и за ступенью; y0 = 1 − x0 = 0,0222, y2 = 1 − x2 = 0,0827 - влажность пара перед и за ступе- нью. Относительный внутренний КПД ступени: о.i = о. л −  тр −  у − вл = 0,887 − 0,00053 − 0,00413 − 0,05567 = 0,83242. Использованный теплоперепад ступени: Hi = H 0 o.i = 197,32  0,832 = 164,258 кДж/ кг . Внутренняя мощность ступени: Ni = G  Hi = 53,067  164,258=8716,717 кВт. 94

Глава 5. Технико-экономическое обоснование эффективности разработанного энергетического блока После совместного расчета тепловых схем основного и присоединенного блоков, можно оценить основные технико-экономические показатели всего энергоблока, работающего по паропаровому циклу с третьим высокотемпературным перегревом пара (табл. 26). Таблица 26 Размерность Обозначение Значение °С t0 540 МПа р0 24 °С tпп 540 Давление пара перед ЦСД после промперегрева МПа pпп 3,80 Давление пара перед ЦНД МПа p0цнд 0,3 Расход свежего пара кг/c G0 652,846 Расход пара, поступающего на промперегрев кг/c Gпп 540,558 Расход пара, поступающего в конденсатор кг/c Gк 429,316 Давление в конденсаторе кПа рк 3,5 - П1 - α1 0,0321 - П2 - α2 0,0328 - П3 - α3 0,0335 - П4 - α4 0,0371 - Д (П5) - α5 0,0349 - П6 - α6 0,0481 - П7 - α7 0,0818 - П8 - α8 0,0902 °С t0 ' 650 МПа р0' 30 °С tпп' 650 Название параметра Параметры цикла ПСУ 1: Температура свежего пара Давление свежего пара перед СК ВД Температура пара промперегрева Относительные расходы пара, отбираемого в систему регенерации: Параметры цикла ПСУ 2: Температура свежего пара Давление свежего пара перед СК ВД Температура пара промперегрева 95

Давление пара перед ЦСД после промперегрева Размерность МПа Давление пара перед ЦНД МПа p0цнд' 0,294 Расход свежего пара, поступающий из ЭК кг/c G0’ 165,142 Расход пара, поступающего на промперегрев кг/c Gпп' 155,299 Расход пара, поступающего в конденсатор кг/c Gк 108,141 Давление в конденсаторе кПа рк 3,5 - П1 - α1' 0,0351 - П2 - α2' 0,0357 - П3 - α3' 0,0357 - П4 - α4' 0,0390 - Д (П5) - α5' 0,0406 - П6 - α6' 0,0416 - П7 - α7' 0,0579 - П8 - α8' 0,0596 Название параметра Обозначение Значение pпп' 6,00 Относительные расходы пара, отбираемого в систему регенерации: Технико-экономические показатели всей установки Мощность ПСУ 1 МВт Nэпт1 818,3 Мощность ПСУ 2 МВт Nэпт2 253,0 Абсолютный электрический КПД брутто ПСУ 1 % ηэпсу1 47,1 Абсолютный электрический КПД брутто ПСУ 2 % ηэпсу2 49,4 Абсолютный электрический КПД брутто комбинированного цикла % ηэкомб 50,0 Расход водорода на подогреватель кг/с ВH2 3,490 Расход кислорода на подогреватель кг/с ВО2 27,922 Прирост мощности за счёт добавочного расхода водородного топлива МВт ΔNэ 18,3 Суммарная мощность МВт Nэ 1071,3 Расход водородного топлива был рассчитан, исходя из уравнения теплового баланса водородного пароперегревателя. Так как нагрев рабочего 96

тела основного блока (расход пара после ЦСД GzЦСД I=444,182 кг/с) происходит с температуры за ЦСД (tzЦСД I=231,7°С) до 680°С, а теплота сгорания водородного топлива равна QнрН2=119,830 кДж/кг, то расход водородного топлива: ВН 2 = GzЦСД I  ( h '− hzЦСД Qнр Н 2 I ) = 444,182  ( 3881,436 − 2930,140) = 3,490 кг / с. 119,830 Соотношение Н2:О2=1:8 [22], а значит: ВО 2 = ВН 2  8 = 3,490  8 = 27,922 кг / с. Дополнительный расход дополнительно вырабатывает мощность в ЦНД основного блока, равную: N доп = ( ВН 2 + ВО 2 )  ( h3 − hk ) м эг = (3,490 + 27,922)  ( 2988,021 − 2392,585)  0,996  0,987 = 18,261 МВт, где h3=2988,021 кДж/кг и hк=2392,585 кДж/кг – энтальпии пара до и после ЦНД основного блока соответственно. КПД энергетической установки был рассчитан по стандартной формуле, учитывающей всю выработанную мощность и все затраченное тепло: N эПТ 1 + N эПТ 2 818,261 + 252,990 = = 50,0%, э = р QЭК + BН 2  Qн Н 2 1739,697 + 3,490  120 где QЭК = G0I  ( h0I − hпвI ) + GппI  ( h0ЦСД I − hzЦВД I ) = 658,646  ( 3317,399 − 1181,863) + +545,361  ( 3538,587 − 2927,736 ) = 1739,697 МВт, h0I=3317,399 кДж/кг – энтальпия свежего пара основного блока; hпвI=1181,863 кДж/кг – энтальпия питательной воды на входе в энергетический котёл; h0ЦСД I=3538,587 кДж/кг – энтальпия горячего промперегрева основного блока; hzЦВД I=3538,587 кДж/кг – энтальпия холодного промперегрева основного блока. С экономической точки зрения, необходимо рассчитать срок окупаемости такой установки, задавшись некоторыми величинами на основе данных, актуальных на 2019 год. 97

Для создания нового блока, работающего на альтернативном цикле с третьим высокотемпературным перегревом пара, существующий блок К- 800-240 (NэI=818 МВт) надстраивается новой модернизированной турбиной К-250-300 на суперсверхкритические параметры пара (ССКП). Рассчитаем стоимость строительства присоединенного блока: ССКП C стр = сстр  N эII = 93,6 / 1000  253 = 23,680 млрд. руб, где сстрССКП=1440 $/кВт= 93,6 млн. руб/МВт – стоимость строительства единицы установленной мощности для блока ССКП, в которую заложены затраты на производство, монтаж, пуско-наладочные работы. Удельный расход условного топлива на выработку э/э на новый блок: bусл = 123 комб = 123 = 246,080 г у.т./(кВт  ч), 50,0 где ηкомб=50,0% - абсолютный электрический КПД «брутто» комбинированного цикла, рассчитанный ранее. Величина удельного расхода топлива оказалась сравнимой с удельным расходом топлива для ПГУ. Количество топлива, затрачиваемого в год на блок (всё приведено к газу): Вст = bусл 3 10  ( N эI + N эII )   раб K газ = 246,080 6000  ( 818,261 + 252,990 )  = 1030,413 тыс.т, 3 10 1,535 где τраб=6000 ч (принимаем) – количество часов работы блока в год с учетом остановов блока на планово-предупредительный ремонт; Кгаз=1,535 – коэффициент перехода от условного топлива к газу (исходя из низшей теплоты сгорания топлив – условного и природного газа). Стоимость затрат на топлива на станцию в год: СВ = Ц газ  Вст = 3800  1030,413 = 3,915 млрд. руб, 106 где Цгаз=3800 руб/т – цена на газ в Московской обл. на 2020 год. Прибыль за отпущенную э/э в год: Пэ/ э = Ц э/ э  ( N эI + N эII )   раб 9 10  КСН = 1200  (818,261 + 252,990 )  98 6000  0,95 = 7,327 млрд.руб, 109

где Цэ/э=1200 руб/МВт – цена э/э, по которой продает станция; КСН=0,95 – коэффициент, учитывающий, что часть э/э затрачивается на СН блока. Прибыль за установленную мощность в год: ПN = Ц N  ( N эI + N эII ) 9 10 = 1800000  ( 818,261 + 252,990) = 1,928 млрд.руб, 109 где ЦN=1 800 000 руб/(МВт·год) – цена установленной мощности за МВт в год для станции, не участвующей в программе ДПМ (Дополнительное повышение мощности). Окупаемость присоединенного блока: О= Сстр ( П э / э + П N − CВ ) = 23,241 = 4,434 лет  4,5 лет. ( 7,327 + 1,928 − 3,915) Таким образом, присоединенный блок мощностью 248,3 МВт окупится за 4,5 года (При участии в программе ДПМ срок окупаемости энергоблока снизится в несколько раз). Далее станция будет получать прибыль, учитывая только затраты на топливо, в размере: П = ( П э/ э + П N − CВ ) = ( 7,327 + 1,928 − 3,915 ) = 5,340 млрд.руб/год. 99

Глава 6. Основное оборудование, необходимое для создания энергетической установки с третьим перегревом пара, и его конструктивные особенности 6.1. Паровая турбина К-250-300, её конструкция и примененные технические решения Поскольку согласно проведенного расчёта (см. п. 4.1) мощность турбины присоединенного блока составила 250 МВт, то при ее проектировании в качестве прототипа была принята трёхкорпусная компоновка турбины К200-130 с сохранением ее линейных размеров и внешних очертаний корпусов с целью возможности установки новой турбины на существующий фундамент, имея в виду, что при неизбежном переходе к более высоким начальным параметрам пара проектируемая турбина могла бы заменить турбину К-200-130 с использованием существующей конструкции фундамента. Турбина, работающая на частоте 3000 об/мин, одновальная (рис. 34), рассчитана на начальные параметры пара 30 МПа и 650°С и абсолютное давление в конденсаторе 3,5 кПа. Промежуточный перегрев пара производится до 650°С. Номинальный расход свежего пара 165 кг/с. Свежий пар поступает через два спроектированных стопорно-регулирующих клапана (см. п. 6.1.1), расположенных в передней части ЦВД. От этих клапанов пар по двум трубам поступает в проточную часть ЦВД. Парораспределение – полудроссельное без регулирующей ступени. Проточная часть цилиндра высокого давления состоит из двадцати ступеней давления. Диафрагмы установлены во внутреннем корпусе. Ротор ЦВД – барабанный, облопачивание - реактивное. После промперегрева пар через два предохранительных клапана по четырем трубам поступает к регулирующим клапанам ЦСД. 100

Цилиндр среднего давления имеет тринадцать ступеней давления. Диафрагмы первых трех ступеней установлены в выточках корпуса, а диафрагмы последующих десяти ступеней закрепляются в четырех обоймах. Ротор – комбинированный: первые восемь дисков выточены из одной поковки с валом, а последние пять дисков насажены на вал в горячем состоянии. Пар с давлением 0,3 МПа и температурой 241°С из ЦСД по перепускным трубам подводится к центральной части цилиндра низкого давления и разветвляется на два потока. В каждом потоке ЦНД расположено по четыре ступени. Отработавший пар из выпускных патрубков турбины направляется в два конденсатора, приваренных к выпускным патрубкам. Корпус ЦНД состоит из трех разъемных частей: средняя часть литая, а выпускные патрубки сварные. Восемь дисков ротора низкого давления насажены на вал в горячем состоянии, что обеспечивает необходимый натяг при рабочем числе оборотов. Диски закреплены на валу при помощи радиальных шпонок. Концевые уплотнения втулочного типа. Втулки насажены на вал в горячем состоянии. Перед сопловыми аппаратами последних ступеней установлены распределительные решетки (см. п. 6.1.2) согласно патенту [21] и работе [16]. Роторы высокого, среднего и низкого давления лежат на пяти опорных подшипниках: ротор низкого давления – на двух, а роторы высокого и среднего давления – на трех. Роторы высокого и среднего давления соединены жесткой муфтой. Подвод пара в ЦВД и ЦСД производится со стороны среднего комбинированного подшипника. Такое расположение позволяет уменьшить длину агрегата и разгрузить упорный подшипник от осевого усилия. Это особенно важно при наличии повышенной реакции на рабочих лопатках. Роторы ЦСД и ЦНД, а также роторы ЦНД и генератора соединены полугибкими муфтами. 101

Для вращения роторов при прогреве турбины до и после ее остановки предусмотрено валоповоротное устройство, смонтированное на корпусе заднего подшипника ЦНД. Средний диаметр последней ступени равен 2760 мм при высоте рабочей лопатки 960 мм. Отношение d/l=2,875, а окружная скорость на среднем диаметре u=433,5 м/с. Основные детали турбины, работающие в зонах высоких температур, изготовлены из сложнолегированных аустенитных сталей. Для снабжения турбины маслом предусмотрен масляный насос центробежного типа производительностью. Он установлен в корпусе переднего подшипника, и его ротор соединен муфтой с ротором турбины. 102

103 Рис. 34. – Продольный разрез паровой турбины К-250-300

6.1.1. Система парораспределения паровой турбины присоединенного блока При проектировании паровой турбины К-250-300 для присоединенного блока было принято решение о создании новой системы парораспределения. Стандартное сопловое парораспределение из 4-х клапанов, было заменено на 2-х клапанное полудроссельное, состоящее из новых стопорнорегулирующих клапанов [19]. Такая система парораспределения позволяет объединить преимущества соплового и дроссельного парораспределений. Как известно, основным недостатком соплового парораспределения является наличие регулирующей ступени, в которой велики потери от парциальности и потери на концах дуг сопловых сегментов, в связи с этим нарушается и структура основного потока. Поскольку экономичность регулирующей ступени значительно ниже экономичности ступеней давления, то и экономичность всего ЦВД будет снижена. В разработанной полудроссельной системе парораспределения нет необходимости в наличии регулирующей ступени. С точки зрения дроссельного парораспределения недостатком является наличие потерь от дросселирования при частичной нагрузке во всех клапанах одновременно. Новая система состоит из двух стопорно-регулирующих клапанов, которые открываются поочередно, и потерям от дросселирования подвергается только один частично открытый клапан. Cтопорно-регулирующий клапан включает в себя стопорный клапан 4, регулирующий клапан 9, седло 10, корпус 1, защитную сетку 8, центрирующую втулку 11 и противовихревое ребро 12 (рис. 35). Пар через входной патрубок 2 подводится в корпус стопорно-регулирующего клапана 1. В начальный момент времени оба клапана 4 и 9 находятся в закрытом состоянии. 104

Далее включается сервомотор стопорного клапана, обеспечивающий полное открытие клапана. В представленной конструкции открытие стопорного клапана возможно только при условии необходимой плотности регулирующего клапана. В этом случае давление во внутренней полости стопорного клапана равно давлению в выходном патрубке корпуса. После открытия стопорного клапана турбина пускается регулирующим клапаном. При включении сервомотора этого клапана вначале головка штока 7 открывает доступ пара к турбине через седло разгрузочного клапана 5, что обеспечивает выход турбины на холостой ход. При этом давление пара внутри регулирующего клапана снижается и резко снижается усилие, необходимое для открытия основного клапана. Затем головка штока упирается в гайку 6, и происходит открытие основного клапана и последующее ее нагружение. На рисунке 36 представлена 3D модель стопорно-регулирующего клапана, а на рис. 37 – регулирующий и стопорный клапан в отдельности. Все 3D модели были разработаны в программном продукте Autodesk Inventor Professional 2020. Рассматриваемый стопорно-регулирующий клапан имеет значительно меньший коэффициент потерь полного давления, 2,2% в сравнении с исходными 5% (в сумме потерь отдельно стопорного и регулирующего клапанов). Согласно опытным данным [19] обладает предельно высокой вибрационной надежностью (рис. 38). 105

106 Рис. 35. Стопорно-регулирующий клапан: 1 – корпус, 2 – входной патрубок, 3 – выходной патрубок, 4 – стопорный клапан, 5 – седло разгрузочного клапана, 6 – гайка, 7 – шток разгрузочного клапана, 8 – защитная сетка, 9 – регулирующий клапан, 10 – седло, 11 – опорная втулка, 12 – противовихревое ребро

107 Рис. 36. 3D модель спроектированного стопорно-регулирующего клапана

108 Рис. 37. 3D модели: а – регулирующий клапан; б – стопорный клапан а б

а б Рис. 38. Осциллограммы усилий на штоке: а- клапана ЛМЗ ; б - спроектированного стопорно-регулирующего клапана. 109

6.1.2. Равномерное распределение пара по высоте соплового аппарата последней ступени турбины Большие входные перекрыши и большая веерность - основные факторы, снижающие КПД ступеней с длинными лопатками [20]. Они являются главной причиной низкого КПД ЦНД паровой турбины. Для всех ступеней с длинными рабочими лопатками является характерна низкая устойчивость к переменным режимам, когда при сравнительно небольшом снижении расхода пара через них возникает прикорневой отрыв потока. При большом угле раскрытия проточной части ЦНД пар, выходящий из предпоследней ступени, отрывается от внешнего обвода при отсутствии последующей сопловой решетки. При наличии сопловой решетки последней ступени с резким снижением проходной площади размеры отрывной области резко сокращаются. Это вызвано добавочным сопротивлением в выходном сечении, представляющем собой диффузорный участок. При этом возникает интенсивное радиальное течение от корневого обвода переходного канала к периферии, свободной от активного потока. В результате поток пара, оторвавшийся от внешнего обвода ЦНД, прижимается к этому обводу и происходит либо резкое сокращение области отрыва, либо полная его ликвидация. Таким образом, чем больше длина рабочей лопатки последней ступени, тем интенсивнее увеличивается проходное сечение сопловой решетки от корня к периферии (особенно при α1=const). Естественно, что интенсивность радиальных течений в пределах соплового аппарата последующей ступени паровой турбины тем выше, чем меньше угол выхода потока из корневого сечения ступени. Сказанное наглядно подтверждается опытными данными из работы [20], приведенными на рис. 39. При малом угле α1 и, соответственно, сильном поджатии проходной площади соплового аппарата последней ступени 110

возникает очень интенсивный радиальный отток рабочей среды от корня лопатки последней ступени. Потери энергии в этой области достигают очень больших значений (> 50%). В периферийной области, затененной большой перекрышей с предшествующей ступени, коэффициент потерь энергии становится не более 20%. Картина меняется с увеличением угла α1 до 18°. В этом случае в связи с уменьшением оттока рабочей среды в радиальном направлении ζ = 45%. Рис. 39. Зависимость коэффициента потерь энергии от относительной высоты лопатки при большой перекрыше: 1 – α1=10°, 2 – α2=18°, Разработанный для присоединенной паровой турбины нового энергоблока, работающего по альтернативному циклу, ЦНД имеет последнюю ступень с длинной рабочей лопаткой (960 мм). Для сохранения равномерного поля скоростей при входе пара в последнюю ступень её сопловой аппарат выполнен совместно с предвключенной распределительной радиальной решеткой [18]. Распределительная решетка — это кольцевые обечайки, установленные под определенным углом на входе в сопловую решетку. Поддерживают их ребра, которые имеют перфорацию, для исключения поперечного усилия (рис. 40). 111

Рис. 40. Модель сопловой решетки последней ступени с предвключенным распределением пара по длине лопаток С помощью таких решеток (рис. 42) удается ликвидировать потери от перекрыши и полностью загрузить паром периферийные участки сопловых аппаратов. В результате такого решения исчезают радиальные течения в сопловом аппарате (рис. 41), растет устойчивость работы последней ступени на переменных нагрузках, заметно повышается КПД рассматриваемых ступеней.[16] 112

Рис. 41. Картина течения в последней ступени ЦНД с распределительной решеткой 113 Рис. 42. Продольный разрез последней ступени ЦНД с предвключенным распределением пара по длине лопаток с распределением линий тока

6.2. Водородный пароперегреватель Для подогрева пара после ЦСД основной турбины с 231,7°С до 680°С при давлении 0,31 МПа рационально использовать водородную камеру сгорания смешивающего типа, поскольку водородное топливо при горении образует такое же химическое вещество, что и основное рабочее тело, - пар. Примитивная модель такой камеры сгорания представлена на рис. 43. Рис. 43. Водородный пароперегреватель Данная камера сгорания устанавливается непосредственно в паропровод, по которому подается пар после ЦСД основного блока. Водород и кислород в раздельном виде в соотношении 1:8 подаются на смесительный элемент камеры сгорания, а затем происходит их воспламенение в потоке пара. Вторичный пар снаружи пламенной трубы охлаждает ее, обтекая снаружи и проникая внутрь через отверстия. Далее вторичный пар смешивается с потоком пара, состоящим из первичного пара и продуктов сгорания водорода. Потери в такой установке минимальны. Сжигание водорода достаточно экологично, вредные выбросы в атмосферу исключаются. [22] 114

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ 1. Проведенный анализ способов достижения предельных мощностей стандартных ПГУ при переходе к начальным температурам газа перед газовой турбиной до 1700°С показал, что даже в этом случае мощность ПГУ не превышает 850-870 МВт, и реальным способом дальнейшего увеличения единичных мощностей является переход к двухпоточным компрессорам и турбинам. 2. Выполненные расчётные исследования тепловых схем ПГУ с дополнительным энергетическим котлом и переходом к частичному или полному паротурбинному приводу компрессора показали целесообразность такого решения при переходе к парогазовым технологиям на ТЭС с использованием как котельного, так и турбинного оборудования станций. 3. Для повышения надежности работы компрессора в составе ПГУ предложен исследованный на основе математического моделирования и вписанный в конструкцию компрессора новый высокоэффективный гаситель неравномерности поля скоростей воздуха, подводимого к первой ступени компрессора. 4. Рассмотрен промежуточный вариант перехода к использованию парогазовых технологий в паротурбинных циклах путем высокотемппературного водородного перегрева пара, покидающего ЦСД действующих мощных паротурбинных блоков, с последующим использованием этой добавочной теплоты в присоединенном высокотемпературном блоке и отводом греющего пара после паропарового теплообменника в ЦНД основной турбины. Подобное решение позволяет на 2-4% увеличить КПД указанной паротурбинной установки и поднять ее мощность на 30% 5. Выполненные тепловой и аэродинамический расчёты паровой турбины присоединенного блока и последующая конструктивная ее разработка с учётом таких новых решений, как система полудроссельного парораспределения с новыми стопорно-регулирующими клапанами, использование в 115

последних ступенях сопловых аппаратов с предвключенным распределителем пара по высоте лопаток соплового аппарата, позволили создать высокоэкономичную турбину, а переход к высоким начальным параметрам пара увеличил КПД присоединенного блока до 49,4%. 116

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ 1. Зарянкин, А.Е., Григорьев, Е.Ю. О возможных путях повышения мощности, надежности и экономичности газотурбинных установок / А.Е. Зарянкин, Е.Ю. Григорьев, Д.Е. Бузулуцкий, П.С. Хазов// Вестник Ивановского Государственного Энергетического Университета. – Изд.: ИГЭУ (Иваново). – 2014, С 5-11. 2. Трухний, А.Д. Парогазовые установки электростанций// А.Д. Трухний// Учебное пособие для вузов – М.: Издательство МЭИ, 2017. 3. Костюк, А.Г. Паровые и газовые турбины для электростанций / А.Г. Костюк, В.В. Фролов, А.Е. Булкин, А.Д. Трухний // Учебное пособие для вузов - М.: Издательство МЭИ, 2016. 4. SGT5-8000H heavy-duty gas turbine (50 Hz): https://new.siemens.com (дата обращения: июль 2019г.) 5. SGT5-9000HL heavy-duty gas turbine (50 Hz): https://new.siemens.com (дата обращения: июль 2019г.) 6. Зарянкин, А.Е. Парогазовые установки с дополнительным энергетическим котлом и паротурбинным приводом компрессора/ А.Е. Зарянкин, В.А. Зарянкин, А.С. Магер, М.А. Носкова// Газотурбинные технологии. – 2015. - №3. – С. 40-45. 7. Зарянкин, А.Е. Парогазовые установки с паротурбинным приводом компрессора/ А.Е. Зарянкин, С.В. Арианов, В.А. Зарянкин, С.К. Сторожук// Газотурбинные технологии. – 2007. - №7. – С. 18-24. 8. Зарянкин, А.Е. Термодинамические основы перехода к ПГУ с паротурбинным приводом компрессора / А.Е. Зарянкин, А.Н. Рогалев, С.В. Арианов, С.К. Сторожук // Тяжелое машиностроение. – 2010. - №12. – С. 2-6. 9. Zaryankin, A.E. Combined cycle power plant with steam turbine drive compressor and high temperature steam turbine/ A.E. Zaryankin, S.K. Staroguk, A.N. Rogalev, V. Shaulov //conference proceedings of 8th conference on 117

Power System Engineering, Thermodynamics Fluid Flow, Pilsen, June 18, 2009 P.241 – 248 10.Wancai Lui, Hui Zang, Steam turbine driving compressor for gas – steam combined cycle power plant / Wancai Lui, Hui Zang // Proceedings of the ASME 2009 International Mechanical Engineering Congress & Exposition IMECE 2009, November 13-19, Lake Buena Vista, Florida, the USA, 8р 11.SGT5-2000E heavy-duty gas turbine (50 Hz): https://new.siemens.com (дата обращения: декабрь 2018г.) 12.Chaker M., Thomas R. M. III. Design Consideration of Fogging and Wet Compression Systems as Function of Gas Turbine Inlet Duct Configurations // ASME Turbo Expo 2015: Turbine Technical Conference and Exposition. 2015. Vol. 3. pp. V003T20A015. 13. Падашмоганло, Т., Постникова, М.С. Гасители неравномерности полей скоростей во входных и выходных патрубках турбомашин/ Т. Падашмоганло, М.С. Постникова, Д.Б. Куроптев // Тезисы докладов XXV Международной научно-технической конференции студентов и аспирантов «Радиоэлектроника, электротехника и энергетика». 14-15 марта 2019. С. 935. 14. Постникова, М.С. Разработка и исследование углового входного патрубка осевого компрессора ГТУ/ М.С. Постникова// Cборник тезисов докладов Научно-технической конференции студентов "Энергетика. Технологии будущего"/ 28-29 мая 2019. - С.15 15. Разработка научных основ проектирования электростанций с высокотемпературными паровыми турбинами: Сборник статей. – М.: Издательство МГТУ им. Баумана, 2009. – 300 с. 16.Зарянкин, А.Е. Использование ступени Баумана в цилиндрах низкого давления конденсационных турбин/ А.Е. Зарянкин, М.А. Черкасов, В.И. Крутицкий, И.П. Лавырев // Теплоэнергетика. 2019. №9. С 24-32 17. Богомолова, Т.В. Последние ступени паровых турбин: учебное пособие/ Т.В. Богомолова. – М.: Издательский дом МЭИ, 2007. – 80 с. 118

18. Зарянкин, А.Е. Анализ причин низкой экономичности цилиндра низкого давления паровой турбины К-200-130/ А.Е. Зарянкин, С.К. Осипов, В.И. Крутицкий// Вестник МЭИ. -2018, №5 – С. 8-16. 19.Зарянкин, А.Е., Регулирующие и стопорно-регулирующие клапаны паровых турбин/ А.Е. Зарянкин, Б.П. Симонов // Москва: изд-во МЭИ, 2005. - 359 с. 20.Дейч М.Е. Газодинамика решеток турбомашин. М.: Энергоатомиздат, 1995 21.Зарянкин, А.Е. и др. «Двухъярусная ступень с неразъемной вильчатой лопаткой» Патент РФ №0002685162 БИ №11 16.04.2019. 22.Рогалев А.Н. Разработка научно-методологических основ создания перспективных высокотемпературных энергетических комплексов. Автореферат диссертации д.т.н, Москва, МЭИ. 2018. 119

Рецензии:

Авторизуйтесь, чтобы добавить рецензию

Рецензия от Мария Постникова

Рецензия от научного сотрудника ОАО "ВТИ" А.Г. Авруцкого

больше 3 лет назад

Отзывы:

Авторизуйтесь, чтобы оставить отзыв