Паропаровая установка с ультрасверхвысокими начальными параметрами пара (P0=35 МПа, t0=1500оС)

Денис Куроптев

Паропаровая установка с ультрасверхвысокими начальными параметрами пара (P0=35 МПа, t0=1500оС)

Повышение начальных параметров в паротурбинных блоках является перспективным способом увеличения эффективности паротурбинных установок. В настоящее время в мире уже осуществлен переход к суперсверхкритическим параметрам пара. В данной работе сделана попытка проанализировать дальнейшее повышение начальной температуры пары перед паровой турбиной в традиционном паросиловом цикле и возможность увеличения экономичности паротурбинных блоков за счет перехода к новому альтернативному паротурбинному циклу. Cпроектированы паровая турбина на суперсверхкритические параметры пара и основная паровая турбина для высокотемпературного паропарового цикла А.Е.Зарянкина.

Энергетика

Диссертации

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

ID: 5f2e9fd4cd3d3e0001b50661

UUID: cf1d6be0-bba3-0138-14b6-0242ac180006

Язык: Русский

Опубликовано: почти 4 года назад

Просмотры: 46

11.12

Денис Куроптев

Комментировать 0

Рецензировать 0

Скачать - 4,7 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: Паропаровая установка с параметрами пара (P0=35 МПа, t0=1500оС) Студент ультрасверхвысокими С-04м-18 группа начальными Куроптев Д.Б. подпись фамилия, и., о., Научный Руководитель: профессор, должность д.т.н. звание Зарянкин А.Е. подпись фамилия, и., о., Консультант__________________________________________________________ должность звание подпись фамилия, и., о., Консультант__________________________________________________________ должность звание подпись фамилия, и., о., Магистерская диссертация допущена к защите Зав.кафедрой: профессор, должность д.т.н. звание Грибин В.Г. 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 Паропаровая установка с ультрасверхвысокими параметрами пара (P0=35 МПа, t0=1500оС) начальными Время выполнения работы с сентября 2018 г. по июнь 2020 г. Студент Куроптев Д.Б. 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 Повышение начальных параметров в паротурбинных блоках является перспективным способом увеличения эффективности паротурбинных установок. В настоящее время в мире уже осуществлен переход к суперсверхкритическим параметрам пара. В данной работе сделана попытка проанализировать дальнейшее повышение начальной температуры пары перед паровой турбиной в традиционном паросиловом цикле и возможность увеличения экономичности паротурбинных блоков за счет перехода к новому альтернативному паротурбинному циклу. Научный руководитель проф., д.т.н. / Зарянкин А.Е. дата ______________ Студент Куроптев Д.Б. дата ______________ 2.Консультации по разделу ______________________________________________________________ ______________________________________________________________ ______________________________________________________________ ______________________________________________________________ Подпись консультанта________________________ дата _____________ 3.Консультации по разделу ______________________________________________________________ ______________________________________________________________ ______________________________________________________________ ______________________________________________________________ Подпись консультанта________________________ дата _____________ 3

4. План работы над магистерской диссертацией № п\п I. Содержание разделов Срок Трудоёмвыполкость нения в% Теоретическая часть 1. Краткий обзор современных высокотемпературных блоков ведущих 02.2019 турбиностроительных фирм с оценкой предельно допустимых начальных параметров пара в таких блоках, работающих по стандартному циклу Ренкина 2. Расчет тепловой схемы нового базового блока мощностью 300 МВт при следующих 03-04. параметрах P0=30 МПа t0=650oC и провести 2019 аэродинамический 3. Расчет тепловой схемы паропаровой установки, выполненный по тепловой схеме 05-10. А.Е.Зарянкина, с начальными параметрами 2019 o пара: P0=35 МПа t0=1500 C 4. Провести тепловой и аэродинамический расчет основной высокотемпературной 01-04. турбины 2020 Экспериментальная часть 1. Для турбины с ССКП и высокотемпературной турбины разработать цилиндр низкого давления с полуторным выхлопом на базе двухъярусной вильчатой рабочей лопатки 2. Разработать выносной блок соплового парораспределения для проектируемых паровых турбин III. Графическая часть 1. Тепловая схема К-300-300 с ССКП 2. Продольный разрез паровой турбины К-300300 3. Продольный разрез ЦНД с полуторным выхлопом на базе двухъярусной вильчатой рабочей лопатки 4. Тепловая схема энергетической установки, работающей по высокотемпературному паропаровому циклу 7 8 7 7 II. 4 10-12. 2019 6 01. 2020 6 02. 2019 3 03.2019 5 04.2019 5 05.2019 6

5. Продольный разрез высокотемпературной паровой турбины 6. 3D модель двухъярусной вильчатой рабочей лопатки для ЦНД с полуторным выхлопом 7. 3D модель выносного блока соплового парораспределения для проектируемых паровых турбин 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. Д.Б. Куроптев, А.Е. Зарянкин, Разработка и исследование ЦНД с полуторным выхлопом на базе двухъярусной ступени с вильчатой лопаткой // Cборник тезисов докладов Научно-технической конференции студентов "Энергетика. Технологии будущего"/ 28-29 мая 2019. С.21 3. Д.Б. Куроптев, А.Е. Зарянкин, Ультрасверхвысокие температурные технологии в паротурбинном строении // Cборник тезисов докладов II Научнотехнической конференции студентов "Энергетика. Технологии будущего"/ 19-21 ноября 2019. С.16 4. М.С. Постникова, Д.Б. Куроптев, Исследование эффективности высокотемпературных циклов А.Е. Зарянкина // Всероссийский конкурс «Новая идея». 20 декабря 2019. 5. В.И. Крутицкий, Д.Б. Куроптев, А.Е. Зарянкин, Цилиндр низкого давления с полуторным выхлопом на базе двухъярусной ступени с вильчатой рабочей лопаткой// Тезисы докладов XXVI Международной научно-технической конференции студентов и аспирантов «Радиоэлектроника, электротехника и энергетика». 12-13 марта 2020. С. 963. 5 12.2019 7 01-02. 2020 5 02.2020 5 03.2019 3 05.2019 3 11.2019 3 12.2019 3 03.2020 3

6. Д.Б. Куроптев, А.Е. Зарянкин, Высокотемпературная паровая турбина нового поколения// Cборник тезисов 05.2020 докладов III Научно-технической конференции студентов "Энергетика. Технологии будущего"/ 20-22 мая 2020. С.59 V. Оформление диссертации Написание текста и подготовка презентации 6 03-05. 2020 3 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. Трухний А.Д., Макаров А.А., Клименко В.В. «Основы современной энергетики. Часть 1.» - М.: Издательство МЭИ, 2002. –376 с. 4. Костюк А.Г., Грибин В.Г., Трухний А.Д. Концепция паровых турбин нового поколения Экономическое для и угольной техническое энергетики России. обоснование Часть 1. концепции // Теплоэнергетика. - 2010. - № 12. - С. 23 - 31. 5. Седлов А.С., Зарянкин, А.Е. Технические решения создания новых двухъярусных ступеней для цилиндров низкого давления с повышенной пропускной способностью / А.С. Седлов, А.Е. Зарянкин, А.Н. Рогалев, Е.Ю. Григорьев, И.В. Гаранин, С.К. Осипов// Вестник ИГЭУ. -2016, №3 – С. 27-34. 6. Седлов А.С., Зарянкин, А.Е. Перспективы применения двухъярусных проточных частей в цилиндрах низкого давления мощных паровых турбин / А.С. Седлов, А.Е. Зарянкин, А.Н. Рогалев, Е.Ю. Григорьев, И.В. Гаранин, С.К. Осипов// Вестник ИГЭУ. -2016, №2 – С. 1-8. 7. Разработка научных основ проектирования электростанций с высокотемпературными паровыми турбинами: Сборник статей. – М.: Издательство МГТУ им. Баумана, 2009. – 300 с. 8. Зарянкин, А.Е., Регулирующие и стопорно-регулирующие клапаны паровых турбин/ А.Е. Зарянкин, Б.П. Симонов // Москва: изд-во МЭИ, 2005. - 359 с. 7

6. Краткие сведения о студенте: Домашний адрес г. Брянск, ул. Ульянова д. 117, кв. 115 Телефон служебный +79208530562 домашний Примечание: задание брошюруется вместе с диссертацией и с отзывами руководителя и рецензентов. 8

АННОТАЦИЯ В магистерской диссертации спроектированы паровая турбина на суперсверхкритические параметры пара и основная паровая турбина для высокотемпературного паропарового цикла А.Е.Зарянкина. Структура магистерской диссертации состоит из введения, основной части, состоящей из 7 глав, заключения, списка использованной литературы и приложений. Во введении обоснована актуальность темы, поставлена цель написания магистерской диссертации, определены объект и предмет исследования, поставлены задачи. В главе 1 приведён краткий обзор современных высокотемпературных блоков ведущих турбиностроительных фирм с оценкой предельно допустимых начальных параметров пара в таких блоках, работающих по стандартному циклу Ренкина, превышение которых в термодинамическом плане ведет не к повышению, а к снижению экономичности паротурбинных блоков. В главе 2 произведён тепловой и аэродинамический расчетs нового базового блока мощностью 300 МВт при начальных параметрах пара P0=30 МПа и t0=650oC. Спроектирована проточная часть паровой турбины на суперсверхкритические параметры пара. В главе 3 приведен расчёт тепловой схемы паропаровой установки, выполненной по тепловой схеме А.Е. Зарянкина, с начальными параметрами пара: P0=35 МПа t0=1500oC. КПД такого цикла находится на уровне современных ПГУ (60-65%). В главе 4 представлен расчёт тепловой схемы утилизационного паротурбинного блока высокотемпературного паропарового цикла. КПД утилизационного блока находится на уровне паротурбинных блоков, работающих с параметрами сверхкритического давления. 9

Глава 5 включает высокотемпературной в себя паровой аэродинамический турбины нового расчет поколения и проектирование ее проточной части. В главе 6 осуществлена разработка спецификации оборудования для новой высокотемпературной установки, показаны технические решения, используемые для повышения эффективности паротурбинных блоков. Представлены 3D модели оборудования высокотемпературной турбины. Глава 7 содержит оценку эффективности использования новой паропаровой установки на ТЭС нового поколения. Окупаемость нового блока сравнима с окупаемостью блоков на СКД. ANNOTATION The ultra-supercritical steam turbine and the main steam turbine for hightemperature steam-steam Zaryankin cycle are designed in the master's thesis. The structure of the master's thesis consists of an introduction, the main part, divided into seven chapters, conclusions, a list of used literature and applications. The introduction substantiates the relevance of the topic, sets the goal of writing a master's thesis, identifies the object and the subject of the study, sets tasks. Chapter 1 gives a brief overview of modern high-temperature power units, developed by leading turbine building companies, and an estimate of the maximum permissible initial steam parameters (exceeding which thermodynamically decrease the efficiency) in such units, operating according to the standard Rankine cycle, Chapter 2 shows the thermal and aerodynamic calculations of a new base power unit with a capacity of 300 MW with initial steam parameters P 0=30 MPa and t0=650oC. The flow part of the steam turbine was designed for ultrasupercritical steam parameters. Chapter 3 provides the heat scheme calculation of a steam-steam power plant, made according to the Zaryankin cycle, with initial parameters of steam: 10

P0=35 MPa and t0=1500oC. The efficiency of this cycle is at the level of modern combined cycle plants (60-65%). The heat scheme calculation of the utilization steam turbine unit for hightemperature steam-steam cycle is shown in chapter 4. The utilization unit efficiency is at the level of the steam turbine power units, operating with supercritical-pressure steam parameters. Chapter 5 consists of the aerodynamic calculation of the new breed hightemperature steam turbine and its flow part design. Chapter 6 is devoted to development of the equipment specification for a new high-temperature unit, and technical solutions used to increase the efficiency of steam turbine units are shown. 3D models of high-temperature turbine equipment are presented. Chapter 7 contains the use efficiency assessment of a new steam-steam power plant at a new breed heat power plant. The payback of a new power unit is comparable to the payback of power plants, operating with supercritical-pressure steam parameters. 11

СОДЕРЖАНИЕ Введение .................................................................................................. 15 Обозначения ............................................................................................ 16 Глава 1. Краткий обзор современных высокотемпературных блоков ведущих турбиностроительных фирм с оценкой предельно допустимых начальных параметров пара в таких блоках, работающих по стандартному циклу Ренкина................................................................................................ 17 Глава 2. Тепловой и аэродинамический расчет нового базового блока, мощностью 300 МВт при начальных параметрах пара P0=30 МПа t0=650oC. ......................................................................................................... 27 2.1. Расчёт тепловой схемы ................................................................ 27 2.1.1. Предварительная оценка процесса расширения турбины в h,s-диаграмме ............................................................................................. 28 2.1.2. Расчет подогревателей ....................................................... 29 2.2. Аэродинамический расчет ...................................................... 35 2.2.1. Расчёт числа ступеней и распределение теплоперепадов по ступеням турбины части высокого давления ......................................... 36 2.2.2. Расчет числа ступеней, диаметров и теплоперепадов по ступеням цилиндра среднего давления................................................... 45 2.2.3. Расчет числа ступеней, диаметров и теплоперепадов по ступеням цилиндра низкого давления .................................................... 58 2.2.4. Расчет последней ступени ЦНД .......................................... 69 2.2.5. Оценка предельной мощности трехцилиндровой турбины при использовании полуторного выхлопа.............................................. 82 Глава 3. Расчёт тепловой схемы паропаровой установки, выполненный по тепловой схеме А.Е.Зарянкина, с начальными параметрами пара: P0=35 МПа t0=1500oC ................................................... 88 12

3.1. Разработка принципиально новой высокотемпературной паропаровой установки................................................................................. 88 3.2. Расчёт тепловой схемы высокотемпературной (основной) паровой турбины ........................................................................................... 92 3.2.1. Расчет подогревателей ......................................................... 94 3.2.2. Технико-экономические показатели ................................... 99 Глава 4. Расчёт тепловой схемы утилизационного паротурбинного блока, ............................................................................................................ 103 4.1. Расчёт тепловой схемы утилизационного блока ................ 103 4.1.1. Расчет подогревателей ....................................................... 105 4.1.2. Технико-экономические показатели ................................. 110 4.1.3. Технико-экономические показатели высокотемпературного паропарового цикла с учетом охлаждения основной турбины ................................................................................... 112 Глава 5. Аэродинамический расчет высокотемпературной паровой турбины ........................................................................................................ 116 5.1. Расчёт числа ступеней и распределение теплоперепадов по ступеням турбины части высокого давления высокотемпературной турбины .................................................................................................... 116 5.2. Расчёт числа ступеней и распределение теплоперепадов по ступеням турбины части среднего давления высокотемпературной турбины .................................................................................................... 128 5.3. Расчёт числа ступеней и распределение теплоперепадов по ступеням турбины части низкого давления давления высокотемпературной турбины ............................................................. 142 Глава 6. Новые технические решения при создании паровых турбин следующего поколения ............................................................................... 153 13

6.1. Сопловое парораспределение с выносной камерой смешения ....................................................................................................................... 153 6.2. Цилиндр низкого давления с полуторным выхлопом на базе двухъярусной вильчатой рабочей лопатки ............................................... 157 6.3. Принципиальная схема системы охлаждения цилиндра высокого и среднего давления высокотемпературной паровой турбины ....................................................................................................................... 161 Глава 7. Оценка эффективности использования нового паропаровой установки на ТЭС нового поколения ........................................................ 162 7.1. Расчет экономической эффективности паропаровго блока с начальной температурой пара t0=1500оС без охлаждения ...................... 162 7.2. Расчет экономической эффективности паропаровго блока с начальной температурой пара t0=1500оС с охлаждением ....................... 165 Основные выводы и результаты .......................................................... 169 Список литературы ............................................................................... 170 14

ВВЕДЕНИЕ В Российской Федерации более 60% оборудования электростанций работают за пределом своего паркового ресурса с КПД ниже 40%, и в скором времени может возникнуть дефицит электроэнергии, покрыть который на основе старых технологий даже теоретически окажется невозможно. В этой связи актуальность разработки и внедрения новых технологических решений в энергетической отрасли не вызывает сомнений. Переход к высокотемпературным паротурбинным циклам является перспективным способом в производстве электроэнергии. В мировом турбостроении уже много лет осваиваются и реализуются такие технологические решения при строительстве новых энергетических блоков. В Европе, Северной Америке и Японии начиная с 60-ых годов активно проектировались энергоблоки с повышенными параметрами пара, и уже сейчас ступень с начальными параметрами P0=28-30 МПа t0=580-650°C за рубежом можно считать высокотемпературных освоенной. паротурбинных Дальнейший блоков этап является развития переход к ультрасверхкритическим параметрам пара p0=30-35 МПа и t0=700-750°C. Для достижения этой цели в Европейском Союзе создана программа AD700. В отечественной энергетике стоит отметить энергоблок Каширской ГРЭС Р-100-300 с начальной температурой пара t0=650°C, эксплуатируемый в 60ые годы прошлого века. После его закрытия существенных разработок, внедрённых в работу в нашей стране, не было. На данный момент в России начальная температура свежего пара не превышает 580°C. Для того, чтобы обеспечить высокую конкуренцию в мировой энергетической отрасли, необходимы новые технологические решения, не имеющие аналогов в мировом турбостроении. В представленном исследовании предлагается новый паротурбинный цикл, с помощью которого можно повысить экономичность до уровня современных парогазовых установок, а также уменьшить количество вредных выбросов в окружающую среду. 15

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 ССКП УСКП 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 Суперсверхкритические параметры Ультра-сверхкритические параметры 16

Глава 1. Краткий обзор современных высокотемпературных блоков ведущих турбиностроительных фирм с оценкой предельно допустимых начальных параметров пара в таких блоках, работающих по стандартному циклу Ренкина В Российской производится на Федерации основная доля электроэнергии электростанциях, где происходит преобразование тепловой энергии топлива в механическую на валу турбины, а затем механической энергии в электрическую в генераторе. Что касается возобновляемых источников энергии, то выработка электроэнергии таким способом нецелесообразна по ряду причин, характерных для нашей огромной страны. оборудования Именно поэтому электрических увеличение эффективности является приоритетным станций направлением в отечественной электроэнергетике. К перспективным способам повышения коэффициента полезного действия можно отнести: создание трехконтурных утилизационных парогазовых установок и поднятие начальных параметров пара в традиционных паротурбинных блоках. Поскольку в России отсутствует налаженное производство газотурбинных установок мощностью 200-300 МВт с высокой начальной температурой, то надеяться на быстрое развитие ПГУ будет неоправданно. Тем более в условиях политических взаимоотношений России с миром в настоящее время отсутствие отечественной ГТУ средней мощности может сильно сдерживать развитие парогазовых технологий в нашей энергетике. Однако, наша страна имеет высокий уровень производства паротурбинных блоков, который позволяет перейти к следующему этапу развития энергоблоков. Повышение параметров пара до уровня суперсверхкритических значений, соответствующим следующим величинам: начальное давление 25-30 МПа и температура перед турбиной и в промежуточном перегреве 560-650оС, даст однозначный прирост КПД паросиловых установок, работающих по циклу 17

Ренкина. Стоит отметить следующие преимущества перехода к повышенным параметрам пара:  снижение расхода топлива за счет роста эффективности установки;  уменьшение вредных выбросов в окружающую атмосферу;  уменьшение выбросов СО2 на единицу вырабатываемой мощности;  нет зависимости от вида используемого топлива в отличие от ПГУ утилизационного типа. Для того чтобы создать современный паротурбинный с высокими начальными параметрами пара, необходимо изучить историю перехода к суперсверхкритическим параметрам зарубежной и советской энергетики. Первопроходцем в области ССКП можно назвать энергоблок Эддистоун-1, введенный в эксплуатацию в 1954 году в Соединенных штатах Америки. Его мощность составляла 325 МВт, а начальные параметры 35,9 МПа и температура 648/565/565оС. Спустя некоторое время, в 1966 году, в СССР был введена в эксплуатацию турбина с противодавлением СКР-100 на Каширской ГРЭС [16]. Начальное давление которой составляло 29,4 МПа, а температура 650оС. В течении 15 лет отечественная энергетика получала огромный опыт в освоении ССКП: проводились разработки системы охлаждения статоров и роторов паровой турбины, исследовались температурные режимы наиболее напряженных узлов энергоблока и т.д. В 1978 году в СССР велась разработка энергоблока мощностью 800 МВт с начальными параметрами 30 МПа и 650оС, при которой использовался опыт эксплуатации СКР-100. Такой переход позволил бы сэкономить расход топлива до 130 тыс.т условного топлива в год, если сравнивать с блоком на СКД К-800-240 [1]. Необходимо отметить, что во второй половине 20 века, помимо увеличения начальных параметров энергоблоков, в турбостроении активно 18

занимались аэродинамическим совершенствованием проточной части паровой турбины. Вследствие чего был создан энергоблок с ССКП нового поколения в Японии – Кавагое-1. Перед турбиной давление 30,5 МПа и температура 566/566/566оС. Введен в промышленную эксплуатацию данный блок в 1989 году. Значительная часть энергоблоков с суперсверхкритическими параметрами была введена с 1990 по 2000 год. В таблице 1 представлены основные параметры энергоблоков с повышенным параметрами. Таблица 1 № эне Год Страна, рго ввода в электрос бл экплуа танция ока тацию п/п 1 2 3 4 5 6 7 8 9,1 США, Эддисто ун-1 США, Фило-6 Россия, Каширс кая ГРЭС Япония, Вакамац у Япония, Кавагое1 Япония, Кавагое2 Дания, Эсбьерг 3 Германи я, Любек Дания, Скербек 1 (2) Температура свежего пара Начал Давлен и пара Топлив ьное Электрическая ие в промежуточ о давле мощность, МВт конден ных ние саторе перегревов, о С КПД энерго блока нетто, % 1954 Уголь 648/565/565 35,9 325 - - 1965 Уголь 621/565/538 32,3 125 - - 1966 Уголь 650/565 29,4 100 - - 1968 Уголь 593/593/593 31 50 - - 1989 Сжиже нный газ 566/566/566 30,5 700 4 41,9 571/569/569 - - - 45-46 1992 Уголь 562/562 25 350 2,3 45,3 1995 Уголь 580/560 27,5 400 - 45,7 1997 Газ 582/580/580 29,5 395 2,3 47 1990 19

№ эне Год Страна, рго ввода в электрос бл экплуа танция ока тацию п/п 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 Дания, Альборг Япония, Матсура 2 Германи я, Гесслер Германи я, Бексбах 2 Япония, Тачибан аван Южная Корея, Данжин ТЭС Германи я, Люнен Китай, Датанг Хушан Германи я, Даттель н4 Китай, Хайфенг Температура свежего пара Начал Давлен и пара Топлив ьное Электрическая ие в промежуточ о давле мощность, МВт конден ных ние саторе перегревов, о С КПД энерго блока нетто, % 1997 Уголь 580/580/600 28,5 400 2,35 49 1998 Уголь 593/593/593 25,6 1000 - 45 1998 Уголь 580/600 27,5 740 3,6 45,4 Уголь 575/595/- 25 750 - 46,3 - - 600/610 25 1050 - 44 2007 - 596/596 25,5 500 - - 2013 - 600/610 28,5 810 - - 2013 - 571/569 25,4 2х660 - - 2014 - 600/620 30,4 1100 - 45% 2014 - 600/610 27 2х1000 - - Из таблицы 1 можно сделать вывод, что лидерами в освоении ССКП являются Япония, Германия, Дания. В современной России проблемой перехода к повышенным параметрам паротурбинных блоков занимались: Шварц А.Л., Авруцкий Г.Д., Вербовецкий Э.Х., Тумановский А.Г. Алтухов М.Ю., Тугов А.Н. (ВТИ), Зарянкин А.Е., Костюк А.Г., Грибин В.Г., Трухний А.Д., Рогалёв 20

Н.Д., Дорохов Е.В., Седлов А.С., Комаров И.И., Киндра В.О. (МЭИ), Ноздренко Г.В., Шепель В.С. (НГТУ) [2-11]. В зарубежной литературе можно отметить следующие работы. Korea Power Engineering Company разрабатывает проект энергоблока мощностью 1000 МВт с начальными параметрами пара 26,1 МПа и 620/621оС, коэффициент полезного действия составит 45% [12]. Паровая турбина Alstom STF 100, предназначенная для энергоблока Datteln 4 (Германия). Турбоагрегат рассчитан на начальное давление 30,4 МПа и 600/620оС и его мощность составляет 1100 МВт, КПД такого энергоблока превысит 45% [13]. В статьях [6,7] рассматривается турбоагрегат К-660-30 с начальными параметрами 30 МПа и 600/620оС, КПД нетто такой установки составит 45%. Как показывают исследования японских турбостроительных фирм, при повышении начальных параметров энергоблока относительный КПД увеличивается на 2-10% в относительных величинах. Данная зависимость продемонстрирована на рис. 1. Рис. 1. Относительное повышение КПД турбинной установки по отношению к КПД турбин с параметрами 24,1 МПа и 538/566оС Поскольку западная энергетика суперсверхкритические параметры уже уверенно освоила пара, зарубежные фирмы ведут 21

разработки в области ультрасверхкритических параметров для энергоблоков нового поколения. Так, например, европейский проект AD700 подразумевает под собой создание пылеугольного паротурбинного блока с двумя промежуточными перегревами и параметрами пара на входе 35-39 МПа 700-720оС [14,15]. Аналогичная программа имеется и в США с начальными параметрами 35 МПа и 760оС. Необходимо отметить, что при переходе к повышенным параметрам пара возникает проблема, которая состоит в том, что при достижении предельной начальной температуры пара в промежуточном перегреве из последней ступени конденсационной турбины выходит сухой насыщенной пар, и дальнейшее повышении начальной температуры пара ведёт не к повышению, а к снижению КПД паротурбинного цикла, поскольку при дальнейшем повышении начальной температуры пара избыточная тепловая энергия перегретого пара, покидающего последнюю ступень цилиндра низкого давления турбины, повышает суммарный расход теплоты без производства полезной работы. С целью определения предельных начальных температур для различных начальных и конечный давлений был произведен расчет процесса расширения. При этом для простоты расчета относительные внутренние коэффициенты полезного действия были постоянными во всех случаях и принимались равными: ηoiЦВД=ηoiЦСД=ηoiЦНД=0,88. Расчет производился со следующими начальными и конечными давлениями соответственно 24,30,35 МПа и 3,5, 4,5 и 6 кПа. Основные параметры перед цилиндрами и после приведены в таблицах 2-4. Таблица 2 P0, МПа 24 24 24 t0, С 760 787 809,8 Pк, Па 6000 4500 3500 h0, кДж/кг 3943 4015 4074 S0, кДж/кг*К 7 7 7 hztцвд, кДж/кг 3329 3379 3421 о 22

hzцвд, кДж/кг 3402 3455 3500 Szцвд, кДж/кг*К 7 7 7 Pпп, МПа 4,8 4,8 4,8 tпп, С 760 787 810 hпп, кДж/кг 4043 4108 4162 Sпп, кДж/кг*К 8 8 8 hкt, кДж/кг 2364 2346 2329 hк, кДж/кг 2566 2557 2549 xк 1 1 1 о Таблица 3 P0, МПа 30 30 30 t0, оС 793 820 843 Pк, Па 6000 4500 3500 h0, кДж/кг 4001 4074 4136 S0, кДж/кг*К 7 7 7 hztцвд, кДж/кг 3370 3421 3465 hzцвд, кДж/кг 3446 3500 3546 Szцвд, кДж/кг*К 7 7 7 Pпп, МПа 6 6 6 tпп, С 793 820 843 hпп, кДж/кг 4116 4182 4237 Sпп, кДж/кг*К 8 8 8 hкt, кДж/кг 2354 2336 2319 hк, кДж/кг 2566 2557 2549 xк 1 1 1 о Таблица 4 P0, МПа 35 35 35 t0, оС 817 843 866 Pк, Па 6000 4500 3500 h0, кДж/кг 4044 4115 4178 S0, кДж/кг*К 7 7 7 hztцвд, кДж/кг 3400 3450 3495 hzцвд, кДж/кг 3477 3530 3577 Szцвд, кДж/кг*К 7 7 7 Pпп, МПа 7 7 7 tпп, оС 817 843 866 23

hпп, кДж/кг 4170 4233 4289 Sпп, кДж/кг*К 8 8 8 hкt, кДж/кг 2348 2329 2312 hк, кДж/кг 2566 2557 2549 xк 1 1 1 Исходя из проведенных расчетов, можно определить предельную начальную температуру и температуру промперегрева при различных начальных и конечных давлениях, при которых из последний ступени выходит пар со степенью сухости равной 1. Данная зависимость продемонстрирована на рис. 2. Диапазон предельных температур для блоков с повышенными параметрами составляет 760-865оС, дальнейшей повышение температур приведет к снижению КПД паросиловой установки, так как избыточная тепловая энергия перегретого пара, покидающего последнюю ступень конденсационной турбины, повышает суммарный расход теплоты без выработки электрической мощности. Рис. 2. Зависимость предельных температур блоков с повышенными параметрами Процесс расширения пара при предельных начальных температурах представлен на рис. 3. 24

Рис. 3. Процесс расширения пара в турбине при различных предельных начальных параметрах и давлении в конденсаторе 3,5 кПа Проведенный обзор энергоблоков с повышенными параметрами позволяет сделать следующие заключения: -повышение начальных параметров приводит к росту эффективности традиционных паротурбинных блоков, но при превышении начальных 25

температур выше предельных, КПД установок будет снижаться, поскольку избыточная тепловая энергия перегретого пара, покидающего последнею ступень конденсационной турбины увеличивает суммарный расход теплоты без производства электрической мощности; -в условиях ужесточения ограничений по вредным выбросам в окружающую среду, повышение начальных параметров энергоблока является весьма перспективным способом снижения выбросов СО2, NOх, SOх и твердых частиц; - зарубежная энергетика давно перешла на ССКП и стремится к следующему этапу начальных параметров пара энергоблока, называемыми ультрасверхкритическими; - в России проведено множество работ на предмет создания энергоблока с повышенными параметрами пара, имеются работы по созданию пылеугольного котла, паровой турбины, материалам, необходимым при работе с высокими температурами -отечественная энергетика имеет опыт эксплуатации энергоблока с суперсверхкритическими параметрами, а значит, готова к разработке энергоблока нового поколения. 26

Глава 2. Тепловой и аэродинамический расчет нового базового блока, мощностью 300 МВт при начальных параметрах пара P0=30 МПа t0=650oC. 2.1. Расчёт тепловой схемы Цель данного расчёта – рассмотреть увеличение эффективности паротурбинных блоков при переходе к повышенным параметрам пара, разработка новой паровой турбины мощностью 300 МВт на ССКП и сравнение ее экономичности по сравнению с блоком на СКД К-300-240. На рис. 4 представлена принципиальная схема установки. Рис. 4. Принципиальная тепловая схема К-300-30: КА – котельный агрегат, ЦВД -цилиндр высокого давления, ЦСД -цилиндр высокого давления, ЦНД -цилиндр высокого давления, ЭГ – электрогенератор, К – конденсатор, КН – конденсатный электронасос, ПН – питательный электронасос насос КА, Д – деаэратор, П1..П7 – регенеративные подогреватели, Исходные данные для расчёта тепловой схемы представлены в табл. 5. Таблица 5 Номинальная электрическая мощность Nэ, МВт Частота вращения n, с-1 Давление пара перед турбиной p0, МПа 300 50 30 27

Температура пара перед турбиной t0,°C 650 Температура перегретого пара после промежуточного перегрева tпп, °C Давление пара после промежуточного перегрева pпп, МПа Давление отработавшего пара pк, кПа 620 3,6 3,5 Температура питательной воды tпв, °C 280 Количество регенеративных подогревателей 8 2.1.1. Предварительная оценка процесса расширения турбины в h,sдиаграмме Параметры свежего пара перед стопорными клапанами P0=30 МПа, t0=650°C. По этим параметрам найдем энтальпию и энтропию пара h0=3599,677 кДж/кг, S0=6,4077 кДж/кг·К. Определим потери в стопорном и регулирующем клапанах: Pкл  0,05  P0  1,5 МПа. Давление после клапанов равно: P0'  P0  Pкл  30  1,5  28,5 МПа. Найдем параметры пара на входе в турбину при неименной энтальпии h0=const=3599,677 кДж/кг, S0'  6,4287 кДж / кг . Определим давление пара за ЦВД, учитывая, что давление после промперегрева Pпп  3,6 МПа , а потери давления в тракте промежуточного перегрева p / pпп  0,1: P1  1,1  3,6  4 МПа. Найдем значение энтальпии за ЦВД: h1  h0  (h0  h1t ) oiЦВД  3599,667  (3599,667  2999,271)  0,88  3071,520 кДж / кг, где h1t – энтальпия пара при изоэнтропийном расширении;  oiЦВД =0,85…0,9 - КПД ЦВД  oiЦВД  0,88. 28 ориентировочный. Принимаем

Параметры пара после промперегрева Pпп  3,6 МПа , tпп=620°C, hпп=3723,869 кДж/кг, Sпп=7,4738 кДж/кг·К. Давление пара за ЦСД выбираем P2  0,27 МПа , для того чтобы обеспечить размеры ЦНД приемлемыми по конструктивным соображениям (5 ступеней в одном потоке). Найдем величину энтальпии за ЦСД: h2  hпп  (hпп  h2t ) oiЦСД  3723,869  (3723,869  2920,706)  0,91  2992,991 кДж / кг, где h2t – энтальпия пара при изоэнтропийном расширении;  oiЦСД  oiЦСД  0,91 =0,9 …0,93 - КПД ЦСД ориентировочный. Принимаем . Оценим потери в перепускном патрубке между ЦСД и ЦНД по формуле: Pпер  0,02  P2  0,02  0,27  0,0054 МПа. Давление пара перед ЦНД: P3  P2  Pпер  0,27  0,0054  0,265 МПа. Определим параметры пара перед ЦНД P3  0,265 МПа , t3=261°C, h3=2992,991 кДж/кг, S3=7,6229 кДж/кг·К. Найдем энтальпию пара за ЦНД: hк  h3  (h3  hкt ) oiЦНД  2992,991  (2992,991  2280,224)  0,84  2394,393 кДж / кг, где hкt – энтальпия пара при изоэнтропийном расширении;  oiЦНД =0,75 …0,85 - КПД ЦНД ориентировочный. Принимаем  oiЦНД  0,84 . 2.1.2. Расчет подогревателей В соответствии с принятым вариантом тепловой схемы суммарное повышение энтальпии питательной воды от hк в конденсаторе до hпв перед 29

парогенератором распределяется по подогревателям, исходя из принципа равномерного подогрева в ПНД и ПВД, и выбираются параметры греющего пара в подогревателях и отборах турбины. Принимаем деаэратор повышенного давления pд=0,62 МПа и температурой насыщения tд=160 °С. Исходя из тепловой схемы (рис. 4), найдем температуры конденсата и питательной воды, выходящих из деаэратора, ПНД (4шт.) и ПВД (3шт.) соответственно. t ПВД  t ПНД  tп.в  tд 280  160   40 С. nПВД 3 tд  tк 160  26,7   26,6 С. nПНД  1 4 1 Найдем температуры воды выходящей из подогревателей. Результаты представлены в табл. 6. Таблица 6 П-8 t8= tп.в=280°С П-7 П-6 Д t7=240°С t6=200С tд=160°С П-4 П-3 t4=133,4°С t3=106,8°С П-2 П-1 t2=80,2°С t1=53,6°С Учитывая, что недогрев конденсата греющего пара присутствует в ПНД и ПВД. Найдем температуры конденсата греющего пара с учетом ' ' недогрева. Примем t ПВД  2 С и t ПНД  4 С . Результаты представлены в табл. 7. Таблица 7 П-8 П-7 П-6 Д П-4 П-3 П-2 П-1 t8'  282 C t7'  242 C t6'  202 C t д  160 С t4'  137,4 C t3'  110,8 C t2'  84, 2 C t1'  57,6 C Этим температурам соответствует энтальпия и давление конденсата греющего пара (по параметрам насыщения). Значение указаны в табл. 8. 30

Таблица 8 N подогревателя Энтальпия Давление Порядок конденсата конденсата отбора. греющего пара, греющего пара, h 'j , кДж/кг МПа П-8 О-1 h1'  1247,164 p1'  6,6123 П-7 О-2 h2'  1047,084 p2'  3,4659 П-6 О-3 h3'  861,417 p3'  1,6208 Д О-4 h4'  675,575 p4'  0,62 П-4 О-5 h5'  578,047 p5'  0,3357 П-3 О-6 h6'  464,751 p6'  0,1473 П-2 О-7 h7'  352,585 p7'  0,0561 П-1 О-8 h8'  241,115 p8'  0,0178 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. 9. Таблица 9 О-1 О-2 О-3 О-4 p1"  7,042 МПа p2"  3,6913 МПа p3"  1,7262 МПа p4"  0,6603 МПа О-5 О-6 О-7 О-8 p5"  0,3575 МПа p6"  0,1568 МПа p7"  0,0597 МПа p8"  0,0189 МПа 31

По конструктивным соображениям делаем 2 и 6 отбор за ЦВД и ЦСД. При этом давление p2"  4 МПа , p2'  3,756 МПа , h2'  1069,448 кДж / кг , h7  1056,68 кДж / кг -энтальпия воды на выходе из П-7 (при температуре 244°С). Для подогревателя номер 3 p6"  0,27 МПа , p2'  0,254 МПа , h6'  537,584 кДж / кг , h3  516,545 кДж / кг (при температуре 125°С). Отложим давления отборов на процессе турбины в h,s – диаграмме. Этим давления соответствуют энтальпии отбора пара из турбины, представленные в табл. 10. Таблица 10 Энтальпия греющего пара из турбины Номер отбора h j , кДж/кг 1 3220 2 3071 3 3480 4 3240 5 3090 6 2992 7 2780 8 2600 Найдем коэффициенты отбора пара из турбины на регенеративный подогрев в каждом подогревателе по формуле: m   m (h вых п .в  h )  (h вх п .в ' m 1 hm  h ' m z  h )  j ' m m 1 , где  m - коэффициент, указывающий количество питательной воды, протекающей через рассматриваемый подогреватель, отнесенное к 32

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. 11. Таблица 11 (1   ) H iz , Номер подогрев Расчетная формула Отбор ателя - кДж/кг Теплоперепад от состояния свежего 0 379 1236  1057 3220  1247 0,0912 135,4 1056  852  0,0912(1247  1069) 3071  1069 0,0933 198,2 пара до верхнего отбора 8  8 7 7  6 6  852  675  0,1845(1069  861) 3480  861 0,0519 183,2 5(Д) 5  675  560  0,2364(861  675) 3240  675 0,0276 110,4 0,0105 71,1  4  0,7360 4 3 2 561  516 3090  578 3  0,7360(516  336)  0,0105(578  537) 2992  537 0,0568 141,7 2  0,7360(336  224)  0,0745(537  352) 2660  352 0,028 115,3 33

1  0,6407 1 224  112 2600  241 0,0304 108,6 Приведенный использованный теплоперепад равен: H i   (1   ) H iz  1442,6 кДж / кг. Найдем расход свежего пара с учетом отборов: G1  Nэ 300000   211,543 кг / с. H i м э.г 1442,6  0,996  0,987 Расход в конденсатор: Gк  (1   )  G0  129,105 кг / с. Количество теплоты q1, затрачиваемой в котле на получение 1 кг пара с учетом того, что в промежуточном перегревателе протекает 1  8   7  0,8292 кг пара, составляет: 7 q1  h0  h8  (1   )(hпп  h1 )  3599  1236  0,8155(3723  3071)  6 2894,7 кДж / кг. Абсолютный внутренний КПД равен: ip  H i 1442,6   0,498. q1 2894,7 Абсолютный электрический КПД равен: э  ip мэ.г  0,498  0,996  0,987  0,4895. Удельный расход теплоты: qi  По 1 1 кДж кДж   2,008  7228 ip 0,498 кДж кВт  ч результатам расчёта тепловой схемы расширения пара в турбине в h-S координатах (рис. 5). 34 построен процесс

Рис. 5. Расширение пара в турбине К-300-30 в h,s - диаграмме В результате расчёта тепловой схемы абсолютный внутренний КПД составил 49,8%, что превышает КПД блока на СКД примерно на 4%. 2.2. Аэродинамический расчет В данном разделе производится аэродинамический расчет разрабатываемого блока на ССКП мощностью. Определяется количество ступеней в ЦВД, ЦСД, ЦНД, а также длины лопаток каждой ступени. 35

Проектируемая турбина будет иметь реактивное облопачивание во всех трех цилиндрах. 2.2.1. Расчёт числа ступеней и распределение теплоперепадов по ступеням турбины части высокого давления В таблице 12 представлены основные параметры первой и последней ступеней ЦВД. Приняты постоянными степень реактивности (ρ=0,5) и характеристическое отношение скоростей (Х=u/cф=0,629). Таблица 12 Продолжение таблицы 12 36

Произведем разбивку теплоперепадов, предположив, что диаметр ступеней и высота лопаток изменяются вдоль ЦВД линейно. Далее определяем по формулам для каждой ступени теплоперепад по статическим параметрам: d  Н i  12,3   i   Xi  2 2 n    K0 ,  50  где K0=1 для первой ступени, K0=0,95 для последующих ступеней; Определяем среднее значение теплоперепадов: z H 0ср  H i 1 z i  28,347 кДж/ кг, где z=22 – принятое число ступеней. Коэффициент возврата теплоты: qt  4,8 104  1  oiЦВД   H 0* z 1 22  1  4,8  104  1  0,88  600,396  0,033. z 22 Новое значение количества ступеней ЦВД: zновое Н 0* 1  qt  600,396 1  0,0415    21,88 . H 0ср 28,347 Следовательно, количество ступеней остается прежним Z=24. 37

Невязка после разбивки теплоперепадов: z  Н 1  qt    H i * 0 i 1 z  0,156 кДж/ кг. Уточняем значение теплоперепадов на каждую ступень с учётом невязки: Hi новое  Hi  . Результаты расчётов представлены в табл. 13 и на рис. 6-8. Таблица 13 № ступени di li Hi, кДж/кг Hiновое, кДж/кг 1 0,917 0,019 26,110 25,954 2 0,921 0,023 26,317 26,162 3 0,924 0,026 26,526 26,370 4 0,928 0,030 26,735 26,579 5 0,932 0,033 26,945 26,789 6 0,935 0,037 27,156 27,000 7 0,939 0,040 27,368 27,212 8 0,942 0,044 27,580 27,425 9 0,946 0,047 27,794 27,638 10 0,950 0,051 28,008 27,852 11 0,953 0,054 28,223 28,067 12 0,957 0,058 28,439 28,283 13 0,961 0,062 28,655 28,500 14 0,964 0,065 28,873 28,717 15 0,968 0,069 29,091 28,936 16 0,972 0,072 29,310 29,155 17 0,975 0,076 29,530 29,375 18 0,979 0,079 29,751 29,595 19 0,982 0,083 29,973 29,817 20 0,986 0,086 30,195 30,039 21 0,990 0,090 30,418 30,263 22 0,993 0,093 30,642 30,487 38

1,000 0,990 0,980 d, м 0,970 0,960 0,950 0,940 0,930 0,920 0,910 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 z Рис. 6. Распределение средних диаметров по проточной части ЦВД 0,107 0,097 0,087 l, м 0,077 0,067 0,057 0,047 0,037 0,027 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. 5. Распределение высот рабочих лопаток по проточной части ЦВД 39

31,000 30,500 H, кДж/кг 30,000 29,500 29,000 28,500 28,000 27,500 27,000 26,500 26,000 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 z Рис. 7. Распределение теплоперепадов по проточной части ЦВД 30,800 H+Δ, кДж/кг 29,800 28,800 27,800 26,800 25,800 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 z Рис. 8. Распределение теплоперепадов с учётом невязки по проточной части ЦВД Далее был детальный расчет первой нерегулируемой ступени ЦВД на среднем диаметре. Исходными данными послужили параметры за стопорным и регулирующим клапанами и данные, полученные из разбивки ЦВД. Расчёт представлен в таблице 14. 40

Таблица 14 41

Продолжение таблицы 14 42

Продолжение таблицы 14 43

Продолжение таблицы 14 44

2.2.2. Расчет числа ступеней, диаметров и теплоперепадов по ступеням цилиндра среднего давления Для определения высоты последней лопатки ЦСД зададимся следующими величинами dк=1,2 м, ρ=0,35 – корневая степень реактивности, с2z=105 м/с – выходная скорость из последней ступени ЦСД, 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   dк саzl2 z  Gzz , где Gz =153,474 кг/c – расход пара перед последней ступенью ЦСД (с учетом отборов). z  0,907 м3 / кг (по pz=0,27 МПа, hz=2992,991 кДж/кг) – удельный объем в конце ЦСД. Решая квадратное уравнение получаем положительный корень, который определяет значение высоты рабочей лопатки последней ступени ЦСД lz=0,284 м. Средний диаметр рабочего колеса последней ступени ЦСД: d2 z  dк  l2 z  1,2  0,284  1,484 м. Окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса последней ступени ЦСД: u2 z   d2 z n   1,484  50  233,106 м / c. Зададимся углом выхода потока из сопловой лопатки α1=17○. Степень реактивности на среднем диаметре последней ступени ЦСД: pср 2 z d   1  1  к   ср 2   dк  2 2 cos 2 1  1,484   1  1  0,35     1,2  45 20,97 2 cos 2 20  0,543.

Оптимальное характеристическое отношение определяется по формуле: 2  uср 2    c  ф опт с  1  2  с   ф  . 2cos 1 1  ср Выразим из этой формулы фиктивную скорость и решим квадратное уравнение: сф2  сф сф2  сф 2  uср 2  cos1 1  ср   с22  0; 2  233,106  cos 20 1  0,543  1052  0; 0,97 сф2  305,320сф  11025  0; Корни уравнения: сф1=337,944 м/с, сф2=-32,624 м/с. Выбираем положительный корень сфz=сф1=337,944 м/с. Характеристическое отношение ступени: X uср 2 z cф z  233,106  0,689. 337,944 Располагаемый теплоперепад на ступень: Н0z  2 сфz 2  337,9442  57,103 кДж/ кг. 2 Для нахождения высот лопаток первой ступени ЦСД зададимся следующими параметрами: dк=1,2 м (т.к. корневой диаметр не изменяется по проточной части ЦСД), ρ=0,5 – степень реактивности на среднем диаметре, α1=20° – угол входа потока в рабочую решетку первой ступени, φ=0,97 – коэффициент скорости сопловой решетки. В первом приближении примем d1ср=1,273 м. 46

Характеристическое отношение скоростей u/cф первой ступени ЦСД: X u  cos 1 0,97cos 20    0,645 , cф 2 1   2 1  0,5 Окружная скорость на среднем диаметре первой ступени ЦСД: u2 z   d2 z n  3,14 1,273  50  199,491 м / c. Фиктивная скорость первой ступени ЦСД: сф1  u1 199,491   309,515 м / с . X 0,645 Располагаемый теплоперепад на первую ступень ЦСД: cф2 1 309,5152 H 01    47,899 кДж / кг. 2 2 Теплоперепад на сопловой аппарат первой ступени ЦСД: H 0с1  (1   ) H 01  (1  0,5)  47,899  23,949 кДж / кг. Теоритическая абсолютная скорость на выходе из соплового аппарата: с1t  2H с 01  2  23,949  218,859 м / с. Энтальпия пара за сопловым аппаратом при изоэнтропийном расширении: h1t  hпп  H 0с1  3723,869  23,949  3699,919 кДж / кг, где hпп – энтальпия пара перед ЦСД (по предварительному расчету). Удельный объем за сопловым аппаратом 1t  f (h1t , Sпп )  0,118 м3 . кг Зададим коэффициент расхода для соплового аппарата первой ступени ЦСД 1  0,97 . 47

Длина сопловой лопатки первой ступени ЦСД: l1  G11t 172,513  0,118   0,070 м, 1c1t d1 sin 1 0,97  218,859    1, 273  sin 20 где G1 =172,513 кг/c – расход пара перед первой ступенью ЦСД. Средний диаметр первой нерегулируемый ступени для соплового аппарата: d1  dк  l1  1,2  0,070  1,27 м. Средние диаметры совпали, следовательно высота лопатки найдена правильно. Перекрыша в ступени Δ=3 мм. Длина рабочей лопатки первой ступени ЦСД: l2  l1    0,07  0,003  0,073 м. Средний диаметр совпал с принятым, значит перерасчет не требуется. Известно, что изменение среднего диаметра в части ЦСД происходит по показательному законув в конце цилилндра. Таким образом, зададим кривую распределения теплоперепадов по ступеням в ЦСД. Изменение среднего диаметра по проточной части ЦНД представлено на рис.9, принимая, что у нас Z=17 ступеней в ЦНД. Рис. 9. Изменение среднего диаметра в ЦСД 48

Исходя из этого распределения, средний диаметр каждой ступени представлен в таблице 15. Таблица 15 № Ступени Средний диаметр ступени, м 1 d1=1,273 2 d2=1,28 3 d3=1,287 4 d4=1,295 5 d5=1,303 6 d6=1,311 7 d7=1,32 8 d8=1,329 9 d9=1,338 10 d10=1,347 11 d11=1,356 12 d12=1,365 13 d13=1,378 14 d14=1,393 15 d15=1,416 16 d16=1,442 17 d17=1,484 Определим распределение характеристического отношения u/cф в ЦСД. Известно, что это распределение происходит по показательному закону в конце ЦСД. Число разбития участков 16, число ступеней в ЦСД Z=17. На рис. 10 представлено предварительное распределение u/сф по ступеням в ЦСД. 49

0,695 0,690 0,685 0,680 u/cф 0,675 0,670 0,665 0,660 0,655 0,650 0,645 0,640 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 Z Рис. 10. Распределение u/сф в ЦСД Исходя из графика найдем значение u/cф каждой ступени. Значения представлены в таблице 16. Таблица 16 № Ступени Характеристическое отношение u/cф 1 0,645 2 0,648 3 0,650 4 0,653 5 0,656 6 0,659 7 0,661 8 0,664 9 0,667 10 0,670 11 0,672 12 0,675 13 0,678 14 0,681 15 0,683 16 0,686 17 0,689 50

Для каждой ступени определим располагаемый теплоперепад по формуле: H oi  Величина ui 2  di n  . 2(u / cф )i 2(u / cф )i располагаемого теплоперепада каждой ступени представлены в таблице 16. Таблица 16 № Ступени Располагаемый телоперепад на ступень H0, кДж/кг 1 48,083 2 48,202 3 48,319 4 48,510 5 48,701 6 48,890 7 49,152 8 49,412 9 49,672 10 49,930 11 50,186 12 50,441 13 50,990 14 51,686 15 52,978 16 54,501 17 57,262 Определим средний теплоперепад на ступень в ЦСД: 16 H 0 ср  H i 1 17 0i  50,407 кДж / кг. Зададим внутренний относительный КПД ступени ЦСД 0стi  0,9 . 51

Определим коэффициент возврата теплоты в ЦСД: qТ  KТ (1  oiст ) H 0 ЦСД Z 1 17  1  4,8  104  (1  0,9)  803,163  0,03628, Z 17 где KТ  4,8 104 - коэффициент при перегретом паре; H 0 ЦСД  3723,869  2920,706  803,163 кДж / кг - располагаемый теплоперепад на ЦСД. Число ступеней с учетом возврата теплоты: z H 0 ЦСД (1  qТ ) H 0ср  803,163(1  0,03628)  16,51. 50,407 Округляем до ближайшего целого числа Z=17. Общая величина невязки теплоперепадов: z  Н 0 ЦСД 1  qt    H i i 1 z  803,163(1  0,03628)  856,913  1,448 кДж / кг. 17 Теплоперепад на каждую ступень с учетом невязки: H 0i  H 0i  ; Значения теплоперепадов с учетом невязки представлены в таблице 17. Таблица 17 № Ступени Располагаемый телоперепад с учетом невязки на ступень H0, кДж/кг 1 46,636 2 46,754 3 46,871 4 47,063 5 47,253 6 47,442 7 47,704 52

8 47,965 9 48,224 10 48,482 11 48,738 12 48,993 13 49,542 14 50,238 15 51,530 16 53,054 17 55,815 На рис. 11 представлено распределение теплоперепадов по ступеням в ЦСД с учетом невязки. 58,000 56,000 H0i 54,000 52,000 50,000 48,000 46,000 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 Z Рис. 11. Распределение располагаемых теплоперепадов в ЦСД Далее был детальный расчет первой нерегулируемой ступени ЦCД на среднем диаметре. Исходными данными послужили параметры после промперегрева и данные, полученные из разбивки ЦСД. Расчёт представлен в таблице 18. 53

Таблица 18 54

Продолжение таблицы 18 55

Продолжение таблицы 18 56

Продолжение таблицы 18 57

2.2.3. Расчет числа ступеней, диаметров и теплоперепадов по ступеням цилиндра низкого давления Для определения высоты последней лопатки ЦНД зададимся следующими величинами dк=1,8 м – корневой диаметр ЦНД (постоянный), ρкz=0,15 – корневая степень реактивности, с2z=255 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   dк саzl2 z  Gkk , где Gk =129,046/2=64,523 кг/c – расход пара перед последней ступенью ЦНД, т.к. двухпоточный ЦНД делим на 2; k  36,95 м3 / кг (по pк=3,5 кПа., hк=2394,393 кДж/кг) – удельный объем в конце ЦНД. Решая квадратное уравнение, получаем положительный корень, который определяет значение высоты рабочей лопатки последней ступени ЦНД lz=1,056 м. Средний диаметр рабочего колеса последней ступени ЦНД: d2 z  dк  l2 z  1,8  1,056  2,856 м. Окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса последней ступени ЦНД: u2 z   d2 z n  3,14  2,856  50  448,392 м / c. Зададимся углом выхода потока из сопловой лопатки α1=15○. Степень реактивности на среднем диаметре последней ступени ЦНД: pср 2 z d   1  1  к   ср 2   dк  2 2 cos 2 1  2,856   1  1  0,15     1,8  58 20,97 2 cos 2 15  0,622.

Оптимальное характеристическое отношение определяется по формуле: 2  uср 2    c  ф опт с  1  2  с   ф  . 2cos 1 1  ср Выразим из этой формулы фиктивную скорость и решим квадратное уравнение: сф2  сф сф2  сф 2  uср 2  cos1 1  ср   с22  0; 2  448,392  cos15 1  0,622  2552  0; 0,97 сф2  549,248сф  65025  0; Корни уравнения: сф1=649,203 м/с, сф2=-100,161 м/с. Выбираем положительный корень сфz=сф1=649,203 м/с. Характеристическое отношение ступени: X uср 2 z cф z  448,392  0,691. 649,203 Располагаемый теплоперепад на ступень: Н0z  2 сфz 2  649,2032  210,732 кДж/ кг. 2 Для нахождения высот лопаток первой ступени ЦНД зададимся следующими парамтерами: dк=1,8 м (т.к. корневой диаметр не изменяется по проточной части ЦНД, ρкz=0,3 – корневая степень реактивности, α1=12° – угол входа потока в рабочую решетку первой ступени, φ=0,97 – коэффициент скорости сопловой решетки. В первом приближении примем d1ср=1,975 м. Степень реактивности на среднем диаметре первой ступени: 59

d  pср 2  1  1   к   ср 2   dк  2 2 cos 2 1  1,975   1  1  0,15     1,8  20,97 2 cos 2 12  0,. Характеристическое отношение скоростей u/cф первой ступени ЦНД: X u  cos 1 0,97cos12    0,616 , cф 2 1   2 1  0,406 Окружная скорость на среднем диаметре первой ступени ЦНД: u2 z   d2 z n  3,14 1,972  50  309,761 м / c. Фиктивная скорость первой ступени ЦНД: сф1  u1 309,761   503,211 м / с . X 0,616 Располагаемый теплоперепад на первую ступень ЦНД: H 01  cф2 1 2  503, 2112  126,610 кДж / кг. 2 Теплоперепад на сопловой аппарат первой ступени ЦНД: H 0с1  (1   ) H 01  (1  0,406) 126,610  75,192 кДж / кг. Теоритическая абсолютная скорость на выходе из соплового аппарата: с1t  2H с 01  2  75,198  387,809 м / с. Энтальпия пара за сопловым аппаратом при изоэнтропийном расширении: h1t  h3  H 0с1  2992,991  75,198  2917,793 кДж / кг, где h3 – энтальпия пара перед ЦНД (по предварительному расчету). Удельный объем за сопловым аппаратом 1t  f (h1t , S3 )  1,18 60 м3 . кг

Зададим коэффициент расхода для соплового аппарата первой ступени ЦНД 1  0,97 . Длина сопловой лопатки первой ступени ЦНД: l1  G11t 70,729  1,18   0,172 м, 1c1t d1 sin 1 0,97  387,809   1,972  sin12 где G1 =141,458/2=70,729 кг/c – расход пара перед первой ступенью ЦНД, т.к. двухпоточный ЦНД делим на 2. Средний диаметр первой нерегулируемый ступени для соплового аппарата: d1  dк  l1  1,8  0,172  1,972 м. Средние диаметры совпали, следовательно, высота лопатки найдена правильно. Перекрыша в ступени Δ=5 мм. Длина рабочей лопатки первой ступени ЦНД: l2  l1    0,172  0,005  0,177 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.12, принимая, что у нас 5 ступеней в ЦНД. 61

Рис. 12. Изменение среднего диаметра в ЦНД Исходя из этого распределения, средний диаметр каждой ступени будет иметь следующее значение: d1  1,977 м. d2  2,045 м. d3  2,175 м. d4  2,43 м. d5  2,856 м. Определим распределение характеристического отношения u/cф в ЦНД. Известно, что это распределение происходит по показательному закону. Число разбития участков 4, число ступеней в ЦНД Z=5. На рис. 13 представлено предварительное распределение u/сф по ступеням в ЦНД. 62

Рис. 13. Распределение X в ЦНД X1  uср1 X2  uср 2 X3  uср 3 X4  uср 4 X5  uср 5 cф1 cф 2 cф3 cф 4 cф5  0,616;  0,635;  0,655;  0,673;  0,691; Для каждой ступени определим располагаемый теплоперепад по формуле: ui 2  2 di 2 n 2 H oi   . 2(u / cф )i 2(u / cф )i 63

Располагаемые теплоперепады в каждой ступени представлены в таблице 19. Таблица 19 № Средний ступени диаметр d, м Характеристическое отношение u/cф Располагаемый теплоперепад Hoi, кДж/кг 1 1,977 0,616 127,075 2 2,045 0,635 127,953 3 2,175 0,655 136,033 4 2,43 0,673 160,839 5 2,856 0,691 210,751 Определим средний теплоперепад на ступень в ЦНД: 5 H 0ср  H i 1 0i 5  152,530 кДж / кг. где H 0 ЦНД  2992,991  2280,224  712,767 кДж / кг - располагаемый теплоперепад на ЦНД. Зададим внутренний относительный КПД ступени ЦНД 0стi  0,87 (так как будут установлены распределительные решетки для предпоследней и последней ступени). Определим коэффициент возврата теплоты в ЦНД: qТ  KТ (1  oiст ) H 0 ЦНД Z 1 5 1  3,2  104  (1  0,87)  712,767  0,02189, Z 5 где KТ  3,2 104 - коэффициент при перегретом и влажном паре; H 0 ЦНД  2992,991  2280,224  712,767 кДж / кг - располагаемый теплоперепад на ЦНД. Число ступеней с учетом возврата теплоты: z H 0 ЦНД (1  qТ ) H 0ср  712,767(1  0,02189)  4,76. 152,530 Округляем до ближайшего целого числа Z=5. 64

Общая величина невязки теплоперепадов: z  Н 0 ЦНД 1  qt    H i i 1 z  712,767(1  0,02189)  762,652  6,856 кДж / кг. 5 Теплоперепад на каждую ступень с учетом невязки: H 0i  H 0i  ; Значения теплоперепадов с учетом невязки приведены в таблице 20. Таблица 20 № ступени Средний диаметр d, м Характеристическое отношение u/cф Располагаемый теплоперепад с учетом невязки Hoi, кДж/кг 1 1,977 0,616 120,220 2 2,045 0,635 121,097 3 2,175 0,655 129,178 4 2,43 0,673 153,984 5 2,856 0,691 203,896 На рис. 14 представлено распределение теплоперепадов по ступеням в ЦНД с учетом невязки. 215 Hoi, кДж/кг 195 175 155 135 115 1 1,5 2 2,5 3 3,5 4 4,5 5 Z Рис. 14.График распределения располагаемых теплоперепадов в ЦНД с учетом невязки 65

Далее был произведен последовательный детальный расчет первых четырех ступеней ЦНД. Основные представлены в таблице 21. 66 показатели каждой ступени

Таблица 21 Показатель Расход пара G, кг/с Параметры пара перед ступенью: давление p0, МПа энтальпия h0, кДж/кг удельный объем υ0, м3/кг Располагаемый теплоперепад от статических параметров H0, кДж/кг Отношение скоростей u/cф Средний диаметр d1; d2, м Первая ступень ЦНД Сопловая Рабочая 70,729 Вторая ступень ЦНД Сопловая Рабочая 70,729 Третья ступень ЦНД Сопловая Рабочая 67,768 Четвертая ступень ЦНД Сопловая Рабочая 67,768 0,265 0,1573 0,0873 0,0425 2992,991 2888,671 2784,935 2675,112 0,923850 1,400860 2,241 3,9798 120,219 121,097 129,178 153,984 0,633 0,655 0,668 0,682 1,975 Степень реактивности на среднем диаметре ρср: Параметры пара за решеткой давление p1; p2 , МПа 1,980 2,052 0,438 2,060 2,161 0,478 2,170 2,408 0,5 2,430 0,52 0,1993 0,1573 0,1171 0,0873 0,0618 0,04253 0,02683 0,01573 1,1490 1,3770 1,7571 2,1939 2,9102 3,8669 5,759 9,262 Число Маха М1t; М2t 0,669 0,617 0,681 0,682 0,736 0,777 0,858 0,929 Эффективный угол выхода α1э; β2э, град 12,00 16,17 12,70 16,50 13,20 17,60 13,00 20,04 Высота решетки l1; l2 , м Коэффициент скорости ϕ;ψ 0,175 0,965 0,180 0,950 0,252 0,962 0,260 0,947 0,361 0,959 0,370 0,945 0,608 0,956 0,630 0,941 удельный объем υ1t; υ2t , м3/кг 67

Показатель Углы направления этих скоростей β1; α2, град Первая ступень ЦНД Сопловая Рабочая 63,56 96,13 Относительный лопаточный КПД ηо.л Потери от утечек ξду;ξбу Вторая ступень ЦНД Сопловая Рабочая 81,38 96,32 0,914 0,0026 Третья ступень ЦНД Сопловая Рабочая 92,80 96,87 0,907 0,0085 0,0016 Четвертая ступень ЦНД Сопловая Рабочая 103,85 0,901 0,0062 0,0010 99,26 0,890 0,0046 0,0006 0,0033 Потери от трения на диск ξд 0,0069 0,0104 0,0078 0,0056 Потери от влажности ξвл 0,0000 0,0000 0,0000 0,0133 Относительный внутренний КПД ηо.i 0,896 0,889 0,887 0,868 104,320 103,835 109,823 126,247 7378,441 7344,147 7442,472 8555,476 2888,671 2784,836 2675,112 2548,865 Использованный теплоперепад Hi, кДж/кг Внутрення мощность Ni, кВт Энтальпия за ступенью h, кДж/кг 68

2.2.4. Расчет последней ступени ЦНД Исходными данными для расчета последней ступени были получены в разделе 1.2.3, а также после детального расчета четырех ступеней ЦНД представленных в таблице 21. 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  2 2 cos 2 1 . Теплоперепад сопловой решетки: H 0сi  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=7,8515 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). 69

Критическое давление:  2  р1кр  р0 крi  р0    ki  1  ki ki 1 . Энтальпия и удельный объем: h1крi=f(p1iкр, S0); υ1крi=f(p1iкр, S0). Располагаемый теплоперепад: Н 0скрi  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 0cкрi . Число Маха: М 1ti  c1ti . a1i Для учёта расширения в косом срезе при сверхзвуковом течении:  с1крi1ti  1i  arcsin  sin 1эф  .   с 1 крi 1 ti   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 70

Удельный расход пара: Gi  1i c1ti sin 1i  . 1ti Суммарный расход: 2 l1  G1r11 4 G5r15  G    G r     i 1 i .  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    c1i  2 2  2u1i c1i cos 1i . Угол входа в рабочую решетку:  c cos 1i   u1i  1i  arccos  1i . w1i   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: w2ti   w1i  2 71  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 . a2 i Коэффициент расхода рабочей решетки: 2i  2 ппi  w  1  1  x2t  1   1i    w2ti  2    . 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 . 72

Эффективный угол выхода из рабочей решетки:  w2ti2 крi   2 эфi  arcsin  sin   2i  .   w 2ti 2 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    w2i  2  2u2i w2i cos  2i . 2 Абсолютный угол выхода из рабочей решетки:  w2i cos   2i   u2i  . c 2 i    2i  arccos  Потери с выходной скоростью: Н всi  с22i . 2 Удельная работа ступени: Lui   u1i c1i cos 1i   u2i c2i cos  2i   . Относительный лопаточный КПД: олi  Lui . H 0i Осредненный по высоте лопаточный КПД: 2 l2  G1r21ол1 4 G r   ол     Gi r2iолi   5 25 ол5  .  4G  2 2 i 2  73

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 22 представлен детальный расчёт последней ступени ЦНД в Excel. Таблица 22 Сечение решетки Наименование величины 0 0,25l 0,5l 0,75l l Радиус сопловой решетки r1, м 0,9 1,154 1,408 1,662 1,916 Окружная скорость u1, м/c 282,743 362,540 442,336 522,133 601,929 Степень реактивности ρ 0,150 0,451 0,613 0,710 0,774 Теплоперепад сопловой решетки H0с, кДж/кг 173,312 112,014 78,992 59,036 45,991 Энтальпия пара за сопловой решеткой h1t, кДж/кг 2375,553 2436,851 2469,873 2489,829 2502,874 Давление пара за сопловой решеткой p1, кПа 4,49 7,13 9,06 10,45 11,46 Удельный объем пара за сопловой решеткой υ1t, м3/кг 28,868 19,056 15,352 13,514 12,446 Степень сухости пара за сопловой решеткой x1t 0,9251 0,9438 0,954 0,9601 0,9641 Давление пара перед ступенью p0, кПа 15,73 Показатель изоэнтропы k 1,269 1,284 1,292 1,297 1,301 74

Сечение решетки Наименование величины 0 0,25l 0,5l 0,75l l Критическое давление р1кр, кПа 8,673413 8,630043 8,607104 8,592834 8,581456 Энтальпия пара за сопловой решеткой при критических параметрах h1кр, кДж/кг 2463,729 2463,089 2462,72 2462,446 2462,286 Удельный объем пара за сопловой решеткой при критических параметрах υ1кр, м3/кг 15,973 16,039 16,078 16,107 16,124 Располагаемый теплоперепад сопловой решетки при критических параметрах Н0скр, кДж/кг 85,136 85,776 86,145 86,419 86,579 Скорость звука на выходе из соплового аппарата a1, м/с 405,567 417,679 423,914 427,977 430,770 Теоретическая скорость на выходе из соплового аппарата с1t, м/с 588,747 473,316 397,471 343,616 303,286 Теоретическая скорость на выходе из соплового аппарата при критических параметрах с1кр, м/с 412,640 414,188 415,078 415,738 416,123 Число Маха за сопловым аппаратом М1t 1,452 1,133 0,938 0,803 0,704 Эффективный угол выхода из сопловой решетки α1эф, град 15 15 15 15 15 75

Сечение решетки Наименование величины 0 0,25l 0,5l 0,75l l Эффективный угол выхода из сопловой решетки с учетом расширения в косом срезе α1, град 19,138 15,610 15 15 15 Коэффициент расхода сопловой решетки перегретого пара μ1пп 0,98 0,98 0,98 0,98 0,98 Коэффициент расхода сопловой решетки с учетом влажности μ1 1,019 1,009 1,003 1,000 0,998 Удельный расход пара ΔG, кг/с 7,324 7,162 7,465 7,223 6,908 Суммарный расход пара через сопловой аппарат G∑, кг/с 64,944 Невязка по расходу, % -0,652 Коэффициент скорости для соплового аппарата ϕ 0,93 0,96 0,97 0,96 0,92 Cкорость на выходе из соплового аппарата с1, м/с 547,535 454,383 385,547 329,872 279,023 Относительная скорость на входе в рабочую решеткуа w1, м/с 295,342 143,483 121,849 220,685 340,167 Угол входа в рабочую решетку β1, град 37,43 58,45 125,02 157,24 167,74 Энтальпия торможения перед рабочей решеткой h1*, кДж/кг 2419,167 2447,145 2477,297 2514,180 2560,731 76

Наименование величины Давление торможения перед рабочей решеткой р1*, кПа Теоретическая скорость на выходе из ступени в относительном движении w2t, м/с Радиус рабочей решетки r2, м Окружная скорость u2, м/c Скорость звука на выходе из рабочей решетки a2, м/с Число Маха за рабочей решетки М2t Коэффициент расхода рабочей решетки перегретого пара μ2пп Коэффициент расхода рабочей решетки с учетом влажности μ2 Угол выхода из рабочей решетки β2, град Критическое давление р2кр, кПа Энтальпия пара за рабочей решеткой при критических параметрах h2кр, кДж/кг 0 Сечение решетки 0,25l 0,5l 0,75l l 6,25 7,69 9,56 12,4 17,04 385,222 452,053 514,447 581,740 656,904 0,9 1,164 1,428 1,692 1,956 282,743 365,681 448,619 531,557 614,496 400,617 402,977 404,231 405,012 405,636 0,962 1,122 1,273 1,436 1,619 0,98 0,98 0,98 0,98 0,98 0,997 1,018 1,020 1,016 1,011 41,54 32,44 29,19 24,66 20,75 3,446 4,219 5,231 6,774 9,296 2341,512 2367,542 2395,505 2429,903 2473,419 77

Сечение решетки Наименование величины 0 0,25l 0,5l 0,75l l Удельный объем пара за рабочей решеткой при критических параметрах υ2кр, м3/кг 36,703 30,528 25,156 19,945 15,005 Относительная скорость на выходе из рабочей решетки при критических параметрах w2кр, м/с 394,094 399,006 404,455 410,553 417,880 Эффективный угол выхода рабочей решетки β2эф, град 41,174 30,896 25,584 19,049 13,375 Коэффициент скорости для рабочей решетки ψ 0,91 0,95 0,96 0,95 0,9 Относительная скорость выхода из ступени w2, м/с 350,552 429,450 493,869 552,653 591,214 Абсолютная скорость выхода из ступени с2, м/с 233,333 230,409 241,477 232,479 218,386 Абсолютный угол выхода из рабочей решетки α2, град 95,00 90,81 94,15 97,25 106,40 Потери с выходной скоростью ΔHвс, кДж/кг 27,22215 26,54423 29,15546 27,02315 23,84622 Удельная работа ступени Lu, кДж/кг 140,5048 157,4638 156,8986 150,781 124,3478 Относительный лопаточный КПД ηол 0,6891 0,772275 0,769503 0,739499 0,609859 Осредненный по высоте лопаточный КПД ηол 0,773 Суммарный расход пара через рабочую решетку G∑, кг/с 65,121 Невязка по расходу, % -0,927 78

Дополнительные потери в ступени Потери от трения:  тр d к2 1,82  kтр X  1  10  0,7033  0,00069,  d1l1 sin(1эф )   2,816 1,016  sin15 3 3 где kтр  1103 - коэффициент трения. Радиальный зазор в уплотнении:  r  0,001 1,2  1,2 мм. Для лопаток без бандажа:  экв  0,75   r  0,9 мм. Площадь сопловой решетки: F1   d1l1 sin(1эф )    2,816 1,016  sin15  2,326 м2 . Потери от утечек на периферии:  уп   (dср  l2 ) экв 1F1 ср  1,8 l2 (2,856  1,056)0,0009 1,056  о. л   0,613  1,8  0,773  0,0048. dср 0,98  2,326 2,856 Потери от утечек через диафрагменное уплотнение(ступенчатое):  уд   у Fу k у 0,7  0,0043  1  о. л   0,773  0,00036, 1F1 z у 0,98  2,326 8 где z у  8 - число гребней уплотнения;  у  0,002 м - зазор в уплотнении; d у  1,392 м - диаметр вала под уплотнение;  у  0,0005 м - ширина гребней уплотнения; Fу   d у у    1,392  0,001  0,0043 м2 - площадь зазора уплотнения; у у  2   у  0,7 -коэффициент расхода уплотнения; 79

k у  1 - поправочный коэффициент. Суммарные потери от утечек:  у   уп   уд  0,0048  0,00036  0,00516 Потери от влажности: вл1  0,5( y2  y0 )  0,5(0,02  0,084)  0,052 ; вл 2  2  X  (0,9  y0  0,35  ( y2  y0 ))  2  0,703  (0,9  0,02  0,35(0,084  0,02))  0,057; вл1  0,5(вл1  вл 2 )  0,5(0,052  0,057)  0,055 где x0  f ( p0 ; h0 )  0,98, x2  f ( p2 ; h2 )  0,916 - степень сухости пара перед и за ступенью; y0  1  x0  0,02, y2  1  x2  0,084 - влажность пара перед и за ступенью. Относительный внутренний КПД ступени: о.i  о. л  тр   у  вл  0,773  0,00069  0,00516  0,055  0,7122. Использованный теплоперепад ступени: Hi  H 0 o.i  203,896  0,7122  145,215 кДж / кг . Внутренняя мощность ступени: Ni  G  H i  64,523  145,215=9369,690 Вт. На рис. 15 представлен продольный разрез турбины К-300-30 с суперсверхкритическими параметрами пара. 80

Рис. 15. Продольный разрез К-300-30 81

2.2.5. Оценка предельной мощности трехцилиндровой турбины при использовании полуторного выхлопа При модернизации разработанной турбины с начальными параметрами 650℃ и давлением 30 МПа представляется целесообразным рассмотреть на сколько может быть увеличена ее мощность при переходе к полуторному выхлопу. Для оценки увеличения следует оценить увеличение расхода пара в конденсатор при полуторном выхлопе. Для этого необходимо произвести предварительный расчет предпоследней ступени ЦНД, используя ступень Баумана. Исходными данными для расчета является длина рабочей лопатки ступени l2=1056 мм (длина последней ступени из расчета выше). Высота нижнего яруса будет равна высоте рабочей лопатки до модернизации ЦНД со ступенью Баумана lня=630 мм. Угол входа в рабочую решетку верхнего яруса остается прежним α1=17 °. Теплоперепад верхнего яруса будет равен сумме теплоперепадов на четвертую ступень и последнюю ступень Hвя=153,984+203,896=357,880 кДж/кг. Параметры перед ступенью сохраняются такими же (p0=0,0425 МПа h0=2675,112 кДж/кг, S0=7,75 кДж/кг·К). Длина верхнего яруса ступени Баумана: lвя=l2-lня=1056-630-20=406 мм=0,406 м. Средний диаметр верхнего яруса ступени Баумана: dсрвя=dк+2lня+lвя=1800+2·630+2·20+406=3506 мм = 3,506 м. Окружная скорость на среднем диаметре верхнего яруса ступени Баумана: uсрвя   dcрвя n    3,506  50  550,442 м / с. Фиктивная скорость верхнего яруса в ступени Баумана: cфвя  2 H вя  2  357,880  846,026 м / с. Характеристическое отношение X ступени Баумана: 82

X uсрвя cфвя  550,442  0,651. 846,026 Энтальпия за верхним ярусом при идеальном процессе расширения: h2вя  h0  H вя  2675,112  357,880  2317,232 кДж / кг. По энтальпии и давлению в за ступенью (давление в конденсаторе pк=3,5 кПа) найдем теоретический удельный объем за верхнем ярусом ступени Баумана v2tвя=f(h2вя,pк)=35,706 м3/кг. Из уравнения неразрывности найдем расход через верхний ярус, считая, что осевая скорость выхода из верхнего яруса ступени Баумана равна с2z=265 м/с. Gвя   dсрвяlвя  c2 z   3,506  0,406  265   33,631 кг / с. v2tвя 35,706 Новый расход в конденсатор: G’к=Gня+Gвя=135,536+2·33,631=202,798 кг/с. Новый расход в голову турбины: Gк' 202,798 G    332,292 кг / с. (1   ) 0,6103 ' 1 Новая мощность паровой турбины: N э'  G1' H i мэ.г  332, 292  1442,6  0,996  0,987  471, 240 МВт. После определения нового расхода на турбину, был произведен детальный расчет четырех первых ступеней ЦНД. В таблице 23 представлены основные параметры каждой ступени, с учетом повышенного расхода пара. 83

Таблица 23 Показатель Расход пара G, кг/с Параметры пара перед ступенью: давление p0, МПа энтальпия h0, кДж/кг удельный объем υ0, м3/кг Располагаемый теплоперепад от статических параметров H0, кДж/кг Отношение скоростей u/cф Средний диаметр d1; d2, м Степень реактивности на среднем диаметре ρср: Параметры пара за решеткой Первая ступень ЦНД Вторая ступень ЦНД Третья ступень ЦНД Четвертая ступень ЦНД (нижний ярус) Сопловая Сопловая Сопловая Сопловая Рабочая Сопловая Рабочая Рабочая Рабочая Четвертая ступень ЦНД (верхний ярус) Рабочая 111,102 111,102 106,449 67,768 33,631 0,265 0,1573 0,0873 0,0425 0,0425 2992,991 2889,063 2785,085 2674,391 2674,391 0,924 1,401 2,241 3,980 3,980 120,219 121,097 129,178 153,984 357,88 0,654 0,686 0,730 0,679 0,651 2,041 2,046 0,480 2,153 2,165 2,363 0,530 2,383 0,58 84 2,368 2,430 0,52 3,238 3,486 0,469

Показатель давление p1; p2 , МПа удельный объем υ1t; υ2t , м3/кг Число Маха М1t; М2t Эффективный угол выхода α1э; β2э, град Высота решетки l1; l2 , м Коэффициент скорости ϕ;ψ Углы направления этих скоростей β1; α2, град Относительный лопаточный КПД ηо.л Потери от утечек ξду;ξбу Потери от трения на диск ξд Потери от влажности ξвл Первая ступень ЦНД Вторая ступень ЦНД Третья ступень ЦНД Четвертая ступень ЦНД (нижний ярус) Сопловая Рабочая Сопловая Рабочая Сопловая Рабочая Сопловая Рабочая Сопловая 0,2030 0,1573 0,1205 0,0873 0,0618 0,04253 0,02683 0,01573 0,01499 0,00347 1,1320 1,3770 1,7167 2,1939 2,9102 3,8669 5,759 9,262 9,673 35,706 0,642 0,644 0,644 0,719 0,669 0,842 0,858 0,932 1,420 1,473 13,60 17,27 14,00 16,68 12,70 14,75 14,00 20,07 12,00 27,71 0,241 0,246 0,353 0,365 0,563 0,583 0,568 0,630 0,302 0,406 0,965 0,950 0,962 0,947 0,959 0,945 0,956 0,941 0,940 0,930 82,12 94,86 106,25 95,21 132,17 97,03 102,86 98,08 64,20 104,26 0,912 0,0016 0,905 0,0060 0,0010 0,898 0,0045 0,0006 0,890 0,0037 0,0006 Четвертая ступень ЦНД (верхний ярус) Рабочая 0,840 0,0033 0,0000 0,0059 0,0050 0,0081 0,0074 0,0055 0,0142 0,0000 0,0000 0,0000 0,0133 0,0380 85

Показатель Относительный внутренний КПД ηо.i Использованный теплоперепад Hi, кДж/кг Внутрення мощность Ni, кВт Энтальпия за ступенью h, кДж/кг Первая ступень ЦНД Вторая ступень ЦНД Третья ступень ЦНД Четвертая ступень ЦНД (нижний ярус) Сопловая Сопловая Сопловая Сопловая Рабочая Сопловая Рабочая Рабочая Рабочая Четвертая ступень ЦНД (верхний ярус) Рабочая 0,900 0,891 0,886 0,868 0,781 103,928 103,586 110,544 126,178 238,610 11546,639 11508,580 11767,321 8550,863 8024,693 2889,063 2785,085 2674,391 2548,934 2436,502 После детального расчета ЦНД с повышенным расходом был спроектирован цилиндр низкого давления с полуторным выхлопом на базе двухъярусной вильчатой рабочей лопатки. Продольный разрез ЦНД с полуторным выхлопом представлен на рис. 16. 86

Рис. 16. Продольный разрез двухпоточного ЦНД с полуторным выхлопом на базе двухъярусной вильчатой рабочей лопатки 87

Глава 3. Расчёт тепловой схемы паропаровой установки, выполненный по тепловой схеме А.Е.Зарянкина, с начальными параметрами пара: P0=35 МПа t0=1500oC 3.1. Разработка принципиально новой высокотемпературной паропаровой установки Как было указано ранее в главе 1, в блоках с ультра- и суперсверхкритическими параметрами пара возникает следующая проблема. При повышении начальной температуры и температуры пара промперегрева свыше 760-870°С из последней ступени конденсационной паротурбинной установки выходит сухой насыщенный пар и дальнейшее повышение указанных температур приведёт к уменьшению коэффициента полезного действия энергоблоков с повышенными параметрами, поскольку избыточная тепловая энергия перегретого пара, покидающего последнюю ступень цилиндра низкого давления повышает суммарный расход теплоты без производства полезной работы. С целью решения указанной проблемы А.Е. Зарянкин разработал новый высокотемпературный паро-паровой цикл. В данном термодинамическом цикле предлагается повысить начальные параметры пара перед паровой турбиной до уровня 1400-1700°С путём перегрева его в водородном перегревателе. Сжигание водорода происходит непосредственно в кислородной среде. Использовать такой способ подвода тепла целесообразно только при перегреве пара, который был получен в традиционных котлах, до температур, недоступных при существующих технологиях. При этом продукты сгорания водорода представляют собой то же химическое соединение, что и основное рабочее тело, поэтому не происходит вредных выбросов в окружающую среду. Принципиальная схема рассматриваемого цикла представлена на рис. 17. 88

Работа такого энергоблока заключается в следующем. Пар после энергетического котла 1 с параметрами 30-40 МПа и 540°C-560°C направляется в водородный поверхностный пароперегреватель 2. В водородном пароперегреватель происходит нагрев пара до температуры 1400-1700°C за счет сжигания водородного топлива Поверхностный водородный перегреватель позволяет производить сжигание водорода при низком давлении 0,3-0,45 МПа, которое чуть выше давления перед цилиндром низкого давления основной турбины 5. Далее после водородного перегревателя пар направляется в цилиндр высокого давления основной турбины 3, где ,расширяясь до давления 5-6 МПа, перепускается в цилиндр среднего давления основной турбины 4. В цилиндре среднего давления пар, расширяясь до 0,32-0,5 МПа и температуры 560-590°C, смешиваясь с продуктами сгорания водородного пароперегревателя, направляется в паропаровой теплообменник 13 утилизационной паровой турбины 14. Пар основной турбины отдает свое тепло рабочему телу утилизационной турбины 14, тем самым нагревая пар до температуры 540-560°C, при этом начальное давление пара перед основной турбиной составляет 12-13 МПа. При отдаче тепла основной турбины в паропаровом теплообменнике 13 происходит охлаждение рабочего тела высокотемпературной турбины до температуры 240-260°C, которая соответствует температуре пара перед цилиндрами низкого давления энергоблоков, работающих со сверхкритическим давлением. После паропарового теплообменника 13 пар основной турбины поступает в цилиндр низкого давления основной турбины 5, где, расширяясь до давления 3,5-5 кПа, попадает в конденсатор основной турбины 7. В конденсаторе 7 пар отдает тепло охлаждающей воде, тем самым происходит преобразование пара в воду. После этого рабочее тело основной турбины с помощью конденсатного электронасоса 8 проходит группу подогревателей низкого давления основной турбины 9. Далее вода поступает в деаэратор основной турбины 10, где происходит очистка и нагрев рабочего тела основной турбины при давлении 0,58-0,6 89

МПа. После деаэратора 9 питательная вода основной турбины, поступает в группу подогревателей высокого давления основной турбины 13, где происходит, нагрев питательной воды до температуры 280-330°C. Перед энергетическим котлом 1 давление воды находится на уровне 33-42 МПа. Параллельно с этим, после того как сгенерировался пар для утилизационной турбины 14 в паропаровом теплообменнике 13, он поступает в цилиндр высокого давления утилизационной турбины. После цилиндра высокого давления утилизационной турбины, пар поступает в паропаровой теплообменник 13 для перегрева пара до температуры 540-560°C, после которого направляется в цилиндр среднего давления утилизационной турбины. Пар расширяясь в цилиндре среднего давления, далее перепускается в цилиндр низкого давления утилизационной турбины. После цилиндра низкого давления утилизационной турбины пар поступает в конденсатор 16. После конденсатора вода проходит систему регенерации утилизационной турбины, после которой температура питательной воды утилизационной турбины составляет 235-255°C. Поскольку на данном этапе развития промышленности материалы для основной высокотемпературной турбины рассматриваемого цикла обладают высокой стоимостью, для реализации цикла предусмотрена открытая система охлаждения ЦВД и ЦСД. В качестве охлаждающего тела используется пар, который дополнительно вырабатывается в энергетическом котле с параметрами 35 МПа и 540-560°C. Ожидаемый результат такого решения состоит в достижении КПД паротурбинных энергоблоков на уровне современных трёхконтурных ПГУ, а именно 57-63%. При этом в отличии от ПГУ, для работы которой необходим природный газ, работа данного энергоблока не зависит от вида топлива, используемого на станции. 90

Рис. 17. Принципиальная тепловая схема высокого температурного паропарового цикла А.Е. Зарянкина: 1 – энергетический котёл; 2 – водородный пароперегреватель; 3 – цилиндр высокого давления основной турбины; 4 – цилиндр среднего давления основной турбины; 5 – цилиндр низкого давления основной турбины; 6 – электрогенератор основной турбины; 7 – конденсатор основной турбины; 8 – конденсатный электронасос основной турбины; 9 – группа подогревателей низкого давления основной турбины; 10 – деаэратор основной турбины; 11 – питательный электронасос основной турбины; 12 – группа подогревателей высокого давления основной турбины; 13 – паропаровой теплообменник утилизационной турбины; 14 – утилизационная паровая турбина; 15 – электрогенератор утилизационной турбины; 16 – конденсатор утилизационной турбины; 17 – конденсатный электронасос утилизационной турбины; 18 – группа подогревателей низкого давления утилизационной турбины; 19 – деаэратор основной турбины; 20 – питательный электронасос утилизационной турбины; 21 – группа подогревателей высокого давления утилизационной турбины 91

3.2. Расчёт тепловой схемы высокотемпературной (основной) паровой турбины Проведем оценку процесса расширения в высокотемпературной турбины. Параметры свежего пара перед стопорными клапанами P0=35 МПа, t0=1500°C. По этим параметрам найдем энтальпию и энтропию пара h0=5920 кДж/кг, S0=8,119 кДж/кг·К. Определим потери в стопорном и регулирующем клапанах: Pкл  0,05  P0  1,75 МПа. Давление после клапанов равно: P0'  P0  Pкл  35  1,75  33,25 МПа. Найдем параметры пара на входе в турбину при неименной энтальпии h0=const=5920 кДж/кг, S0'  8,143 кДж / кг . Давление пара за ЦВД, PzЦВД  5,5 МПа . При изоэнтропийном расширении пара в ЦВД, найдем теоретические параметры пара за ЦВД hztЦВД=4657 кДж/кг. Найдем значение энтальпии за ЦВД при реальном процессе расширения в первом приближении: h1  h0  (h0  hztЦВД )oiЦВД  5920  (5920  4657)  0,88  4808,56 кДж / кг, где hzЦВД – энтальпия пара при изоэнтропийном расширении;  oiЦВД =0,85…0,9 - КПД ЦВД ориентировочный. Принимаем  oiЦВД  0,88. Учитывая потери давления в пароперепускных паропроводах: Pпер  0,02  PzЦВД  0,02  5,5  0,11 МПа. Давление перед ЦСД: P1  PzЦВД  Pпер  5,5  0,11  5,39 МПа. 92

Найдем все параметры пара перед ЦСД: S1=8,267 кДж/кг·К, t1=1072°C. Давление пара за ЦСД выбираем P2  PzЦВД  0, 4 МПа , для того чтобы обеспечить размеры ЦНД приемлемыми по конструктивным соображениям (5 ступеней в одном потоке), а также для обеспечения высокой эффективности второй утилизационной турбины, найдем теоретические параметры пара за ЦCД hztЦCД=3544 кДж/кг. Найдем величину энтальпии за ЦСД: h2  h1  (h1  hztЦСД )oiЦСД  4808,56  (4808,56  3544)  0,91  3657,810 кДж / кг где hztЦCД – энтальпия пара при изоэнтропийном расширении;  oiЦСД  oiЦСД  0,91 =0,9 …0,93 - КПД ЦСД ориентировочный. Принимаем . По энтальпии на выходе из ЦСД и давлению за ЦСД найдем параметры пара за ЦСД t2=580°C и P2  0, 4 МПа , именно с такими параметрами пар поступает в котел-утилизатор, где отдает свое тепло пару и питательной воде второго паротурбинного контура, охлаждаясь до температуры t3=250°C направляется в ЦНД основного паротурбинного контура. Потери давления в тракте ЦСД-Т-ЦНД принимаем равными 20 кПа. Давление пара перед ЦНД: P3  P2  Pпер  0,4  0,02  0,38 МПа. Определим параметры пара перед ЦНД P3  0,38 МПа , t3=250°C, h3=2965кДж/кг, S3=7,39 кДж/кг·К. Найдем энтальпию пара за ЦНД: hк  h3  (h3  hкt ) oiЦНД  2965  (2965  2210)  0,87  2308,15 кДж / кг, где hкt – энтальпия пара при изоэнтропийном расширении; 93

 oiЦНД =0,75 …0,85 - КПД ЦНД ориентировочный. Принимаем  oiЦНД  0,87 (так в ЦНД будут установлены распределительные сопловые решетки). На рис. 18. представлен процесс расширения пара в h,s – диаграмме. Рис.18. Расширение пара в высокотемпературной турбине в h,s – диаграмме 3.2.1. Расчет подогревателей В соответствии с принятым вариантом тепловой схемы 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, и выбираются параметры греющего пара в подогревателя и отборах турбины. 94

При температуре питательной воды tп.в=300°С найдем энтальпию питательной воды hп.в=1345 кДж/кг. При давлении конденсата pк=3,5 кПа найдем энтальпию питательной воды hпв=111,8 кДж/кг. Принимаем деаэратор повышенного давления pд=0,62 МПа и температурой насыщения tд=160°С, hд=676,1 кДж/кг. На рис. 18 представлена тепловая схема с подогревателями высокотемпературной паровой турбины. Исходя из тепловой схемы прототипа (рис. 18), найдем подогревы конденсата и питательной воды, выходящих из деаэратора, ПНД (4шт.) и ПВД (3шт.) соответственно. Для простоты на тепловой схеме указаны не все ПВД и ПНД. hПВД  hПНД  hп.в  hд 1345  676,1   223 кДж / кг. nПВД 3 hд  hк 676,1  111,8   112,86 кДж / кг. nПНД  1 4 1 Найдем энтальпии воды выходящей из подогревателей. Результаты представлены в табл. 24. Таблица 24 П-8 h8= hп.в=1345 кДж/кг П-7 П-6 Д П-4 П-3 П-2 П-1 h7=1122 h6=899 hд=676 h4=563,14 h3=450,28 h2=337,42 h1=224,56 кДж/кг кДж/кг кДж/кг кДж/кг кДж/кг кДж/кг кДж/кг Найдем энтальпии воды выходящей из подогревателей. Результаты представлены в табл. 25. Таблица 25 95

П-8 t8= tп.в=300°С П-7 П-6 Д П-4 П-3 П-2 П-1 t7=257°С t6=211С tд=160°С t4=134°С t3=107°С t2=81°С t1=53°С Учитывая, что недогрев конденсата греющего пара присутствует в ПНД и ПВД. Найдем температуры конденсата греющего пара с учетом ' ' недогрева. Примем t ПВД  2 С и t ПНД  4 С (поверхностного типа). Результаты представлены в табл. 26. Таблица 26 П-8 П-7 П-6 Д П-4 П-3 П-2 П-1 t8'  302 C t7'  259 C t6'  213 C t д  160 С t4'  138 C t3'  111 C t2'  81 C t1'  57 C Этим температурам соответствует энтальпия и давление конденсата греющего пара (по параметрам насыщения). Значение указаны в табл. 27. Таблица 27 N подогревателя Энтальпия Давление Порядок конденсата конденсата отбора. греющего пара, греющего пара, h 'j , кДж/кг МПа П-8 О-1 h1'  1356 p1'  8,832 П-7 О-2 h2'  1130 p2'  4,616 П-6 О-3 h3'  911,4 p3'  2,024 Д О-4 h4'  676 p4'  0,62 П-4 О-5 h5'  581 p5'  0,342 П-3 О-6 h6'  466 p6'  0,148 П-2 О-7 h7'  356 p7'  0,05787 П-1 О-8 h8'  239 p8'  0,0173 96

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. 28. Таблица 28 О-1 О-2 О-3 О-4 p1"  9,406 МПа p2"  4,916 МПа p3"  2,156 МПа p4"  0,6603 МПа О-5 О-6 О-7 О-8 p5"  0,364 МПа p6"  0,158 МПа p7"  0,0616 МПа p8"  0,0184 МПа По конструктивным соображениям делаем 2 и 6 отбор за ЦВД и ЦСД. При этом давление p2"  5,5 МПа , p2'  5,164 МПа , h2'  1165 кДж / кг , h7  1155 кДж / кг -энтальпия воды на выходе из П-7 (при температуре 264°С). Для подогревателя номер 3 p6"  0,4 МПа , p2'  0,376 МПа , h6'  592,5 кДж / кг , h3  576,3 кДж / кг (при температуре 137°С). Из-за того что давление пара в 6 отборе больше чем в 5, давление отбора пара поднимем до 0,5 МПа при этом p5'  0,469 МПа , h5'  630 кДж / кг , h4  611 кДж / кг . Отложим давления отборов на процессе турбины в h,s – диаграмме. Этим давления соответствуют энтальпии отбора пара из турбины, представленные в табл. 29. Таблица 29 97

Энтальпия греющего пара из турбины Номер отбора h j , кДж/кг 1 5105,12 2 4808,56 3 4333,94 4 3834,35 5 3734,25 6 3657,81 7 2652,67 8 2495,2 Найдем коэффициенты отбора пара из турбины на регенеративный подогрев в каждом подогревателе по формуле: m  где  m (h вых п .в  h )  (h вх п .в ' m 1 z  h )  j ' m hm  h ' m m 1 ,  m - коэффициент, указывающий количество питательной воды, протекающей 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. 30. Таблица 30 (1   ) H iz , Номер подогревате Расчетная формула ля Отбор кДж/кг 98

- Теплоперепад от состояния свежего 0 814,88 1345  1155 5105,12  1356 0,0507 281,531 пара до верхнего отбора 8  8 7 7  1155  899  0,0507(1356  1165) 4808,56  1165 0,0676 418,02 6 6  899  676  0,1183(1165  911, 4) 4333,94  911, 4 0,0564 412,324 5(Д) 5  676  611  0,1747(911,4  676) 3834,35  676 0,0076 81,858 0,0091 61,811 3  0,8178(576,3  337,42)  0,0091(630  576,3) 3657,2  576,3 0,0636 232,688 2  0,8178(337,42  224,56)  0,0727(592,5  356) 2670,62  356 0,0324 112,168  4  0,8178 4 3 2 1 1  0,7126 611  576,3 3734,25  630 224,56  111,8 2522,2  239 0,0351 126,579 Приведенный использованный теплоперепад равен: H i   (1   ) H iz  2542,319 кДж / кг. 3.2.2. Технико-экономические показатели Ранее в главе 2 был спроектирован ЦНД с полуторным выхлопом на базе двухъярусной вильчатой лопатки, расход в конденсатор которого составил Gк=202,798 кг/с. В высокотемпературной турбине будем использовать один такой цилиндр низкого давления. Найдем расход свежего пара с учетом отборов: 99

G0  Gк 202,798   299,681 кг / с. 1   1  0,3233 Теплота, подведенная в энергетическом котле: Qэк  (hэк  hпв )G0  (3178  1345)  299,681  549,315 МВт, где hэк-энтальпия пара на выходе из энергетического котла с параметрами 35 МПа и 540оС; hпв-энтальпия питательной воды перед котлом. Теплота, подведенная в водородном перегревателе пара: Qвп  (h0  hэк )G0  (5920  3178)  299,681  821,725 МВт. Расход водородного топлива, сжигаемого в котле-утилизаторе: BТ  (h0  hэк )G0 (5920  3178)  299,681   6,848 кг / с. Qнр 120  103 Для сжигания водородного топлива необходим кислород, который соотносится с водородом, как H2:О2=1:8. Расход кислорода составит: BО 2  8BТ  8  6,848  54,782 кг / с. Расход продуктов сгорания водородной камеры сгорания, котоыре являются паром составит: Gпс  BО 2  BТ  54,782  6,848  61,629 кг / с. При этом продукты сгорания из водородной камеры сгорания выходит с температурой 590 оС и давлением 0,41 МПа и принимая потери давления в 0,01 МПа и температуры 10 оС по паропровдоам до точки смешения с основынм паром после ЦСД основной турбины, смешивается с параметрами 580 оС и 0,4 МПа. Мощность ЦВД основной турбины: ЦВД N ЦВД  G0 H iz  мэ.г  299,681 1096,411  0,996  0,987  323,005 МВт. 100

Мощность ЦСД основной турбины: ЦСД N ЦСД  G0 H iz  мэ.г  299,681  974,474  0,996  0,987  287,082 МВт. Мощность ЦНД основной турбины: ЦНД N ЦНД  G0 H iz  мэ.г  Gпс (h3  hкt ) oiЦНД мэ.г  299,681  471,435  0,996  0,987  61,629  (2965  2210)  0,87  0,996  0,987  178,681 МВт. Суммарная электрическая мощность основной турбины: N эПТ  N ЦВД  N ЦСД  N ЦНД  323,005  287,082  178,681  788,767  790 МВт. 1 Абсолютный внутренний КПД основного цикла равен:  1ip  N э1 5 (h0  h8 )  G0  (1   )(h6  h0  ЦНД )  G0 1 788  1000 5 (5920  1345)  299,681  (1  0,1914 )(3657,81  2965)  299,681  0,6485. 1 Расход пара поступающий в теплообменник утилизационной турбины: 6 Gсм  (1    )  G0  Gпс  (1  0, 2549)  299, 681  61, 629  284,894 кг / с. 1 Поскольку продукты сгорания и пар основной после теплообменника направляются в ЦНД основной турбины, то расход пара в конденсатор будет равен: Gк'  (1   )G0  Gпс  (1  0,3232)  299,681  61,629  264,427 кг / с. Расход пара в конденсатор значительно выше принятого ранее Gк=202,798 кг/с, а, следовательно, необходимо будет изменить выхлоп основной паровой турбины. 101

Результаты расчёта (п. 3.2. и 3.2.1) представлены в сводной таблице 31. Таблица 31 Размер- Обознаность чение Название параметра Значение Параметры цикла ПСУ 1: Температура свежего пара °С t0 1500 Давление свежего пара перед СК ВД МПа р0 35 Давление пара после ЦСД МПа pпп 0,40 Расход свежего пара кг/c G0 299,681 Расход пара, поступающего в конденсатор кг/c Gк 202,798 Давление в конденсаторе кПа рк 3,5 - П1 - α1 0,0507 - П2 - α2 0,0676 - П3 - α3 0,0564 - П4 - α4 0,0076 - Д (П5) - α5 0,0091 - П6 - α6 0,0636 - П7 - α7 0,0327 - П8 - α8 0,0356 Относительные расходы пара, отбираемого в систему регенерации: Технико-экономические показатели всей установки МВт Nэпт1 789 % ηэпсу1 64,8 Расход кислорода на подогреватель кг/с ВH2 6,848 Расход водородного топлива на подогреватель кг/с ВО2 54,782 Мощность ПСУ 1 Абсолютный электрический КПД брутто ПСУ 1 102

Глава 4. Расчёт тепловой схемы утилизационного паротурбинного блока, 4.1. Расчёт тепловой схемы утилизационного блока Принимая, что температурный напор в начале утилизационного теплообменника равен 20℃, а в конце 5℃ [18]. Тогда параметры свежего пара перед стопорными клапанами P0=12,8 МПа, t0=560°C, температура tп.в=245°C. По начальным параметрам найдем энтальпию и энтропию пара h0=3500 кДж/кг, S0=6,649кДж/кг·К. Определим потери в стопорном и регулирующем клапанах: Pкл  0,05  P0  0,64 МПа. Давление после клапанов равно: P0'  P0  Pкл  12,8  0,64  12,16 МПа. Найдем параметры пара на входе в турбину при неименной энтальпии h0=const=3500кДж/кг, S0'  6,672 кДж / кг . Давление пара за ЦВД, PzЦВД  3,5 МПа . При изоэнтропийном расширении пара в ЦВД, найдем теоретические параметры пара за ЦВД hztЦВД=3112 кДж/кг. Найдем значение энтальпии за ЦВД при реальном процессе расширения в первом приближении: h1  h0  (h0  hztЦВД ) oiЦВД  3500  (3500  3112)  0,88  3158,56 кДж / кг, где hzЦВД – энтальпия пара при изоэнтропийном расширении;  oiЦВД =0,85…0,9 - КПД ЦВД ориентировочный. Принимаем  oiЦВД  0,88. Учитывая потери давления в тракте промперегрева, найдем давление после промперегрева: Pпп  0,9  PzЦВД  0,9  3,5  3,15 МПа. 103

Температура пара после промперегрева tпп=t0=560оС.Найдем все параметры пара перед ЦСД: Sпп=7,38 кДж/кг·К, hпп=3591 кДж/кг. Давление пара за ЦСД выбираем P2  PzЦСД  0,3 МПа , для того чтобы обеспечить размеры ЦНД приемлемыми по конструктивным соображениям (5 ступеней в одном потоке), найдем теоретические параметры пара за ЦCД hztЦCД=2898 кДж/кг. Найдем величину энтальпии за ЦСД: h2  hпп  (hпп  hztЦСД ) oiЦСД  3591  (3591  2898)  0,91  2960,37 кДж / кг где hztЦCД – энтальпия пара при изоэнтропийном расширении;  oiЦСД =0,9 …0,93 - КПД ЦСД ориентировочный. Принимаем  oiЦСД  0,91 . Оценим потери давления между ЧСД и ЧНД по формуле: P  0,02  PzЦСД  0,02  0,3  0,006 МПа. Давление пара перед ЦНД: P3  P2  Pпер  0,3  0,006  0,294 МПа. Определим параметры пара перед ЦНД P3  0,294 МПа , t3=246,2°C, h3=2960,37 кДж/кг, S3=7,513 кДж/кг·К. Найдем энтальпию пара за ЦНД: hк  h3  (h3  hкt ) oiЦНД  2960,37  (2960,37  2247)  0,87  2339,74 кДж / кг, где hкt – энтальпия пара при изоэнтропийном расширении;  oiЦНД =0,75 …0,82 - КПД ЦНД ориентировочный. Принимаем  oiЦНД  0,87 . Построим процесс расширения пара в h,s – диаграмме (рис. 19). 104

Рис.19. Расширение пара в модернизированной паровой турбине присоединенного блока в h,s - диаграмме 4.1.1. Расчет подогревателей В соответствии с принятым вариантом тепловой схемы 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, и выбираются параметры греющего пара в подогревателя и отборах турбины. При температуре питательной воды tп.в=245°С найдем энтальпию питательной воды hп.в=1061 кДж/кг. 105

При давлении конденсата pк=3,5 кПа найдем энтальпию питательной воды hпв=111,8 кДж/кг. Принимаем деаэратор повышенного давления pд=0,62 МПа и температурой насыщения tд=160°С, hд=676,1 кДж/кг. Исходя из тепловой схемы прототипа (рис. 17), найдем подогревы конденсата и питательной воды, выходящих из деаэратора, ПНД (4шт.) и ПВД (3шт.) соответственно. Для упрощения на тепловой схемы не обозначены все подогреватели высокого (3 шт.) и низкого давления (4 шт.). hПВД  hПНД  hп.в  hд 1061  676,1   128 кДж / кг. nПВД 3 hд  hк 676,1  111,8   112,86 кДж / кг. nПНД  1 4 1 Таблица 31 П-8 h8= hп.в=1061 кДж/кг П-7 П-6 Д П-4 П-3 П-2 П-1 h7=933 h6=805 hд=676 h4=563,14 h3=450,28 h2=337,42 h1=224,56 кДж/кг кДж/кг кДж/кг кДж/кг кДж/кг кДж/кг кДж/кг Найдем энтальпии воды выходящей из подогревателей. Результаты представлены в табл. 32. Таблица 33 П-8 t8= tп.в=245°С П-7 П-6 Д П-4 П-3 П-2 П-1 t7=217°С t6=188С tд=160°С t4=134°С t3=107°С t2=81°С t1=53°С Учитывая, что недогрев конденсата греющего пара присутствует в ПНД и ПВД. Найдем температуры конденсата греющего пара с учетом ' ' недогрева. Примем t ПВД  4 С (поверхностного типа)..  2 С и t ПНД Результаты представлены в табл. 34. Таблица 34 П-8 П-7 П-6 Д П-4 106 П-3 П-2 П-1

t8'  247 C t7'  219 C t6'  190 C t д  160 С t4'  138 C t3'  111 C t2'  81 C t1'  57 C Этим температурам соответствует энтальпия и давление конденсата греющего пара (по параметрам насыщения). Значение указаны в табл. 35. Таблица 35 N подогревателя Энтальпия Давление Порядок конденсата конденсата отбора. греющего пара, греющего пара, h 'j , кДж/кг МПа П-8 О-1 h1'  1071 p1'  3,778 П-7 О-2 h2'  939 p2'  2,275 П-6 О-3 h3'  807,6 p3'  1,255 Д О-4 h4'  676 p4'  0,62 П-4 О-5 h5'  581 p5'  0,342 П-3 О-6 h6'  466 p6'  0,148 П-2 О-7 h7'  356 p7'  0,05787 П-1 О-8 h8'  239 p8'  0,0173 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 8%. В отборах турбины должны быть соответственно давления p"j  1,08  p'j . Давления представлены в табл. 36. 107

Таблица 36 О-1 О-2 О-3 О-4 p1"  4,08 МПа p2"  2,457 МПа p3"  1,3554 МПа p4"  0,6603 МПа О-5 О-6 О-7 О-8 p5"  0,364 МПа p6"  0,158 МПа p7"  0,0616 МПа p8"  0,0184 МПа По конструктивным соображениям делаем 2 и 6 отбор за ЦВД и ЦСД. При этом давление p2"  3,5 МПа , p2'  3,241 МПа , h2'  1029 кДж / кг , h7  1019 кДж / кг -энтальпия воды на выходе из П-7 (при температуре 237°С). Для подогревателя номер 3 p6"  0,3 МПа , p2'  0,276 МПа , h6'  561,5 кДж / кг , h3  537,9 кДж / кг (при температуре 128°С). Отложим давления отборов на процессе турбины в h,s – диаграмме. Этим давления соответствуют энтальпии отбора пара из турбины, представленные в табл. 37. Таблица 37 Энтальпия греющего пара из турбины Номер отбора h j , кДж/кг 1 3196,4 2 3158,56 3 3325,28 4 3136 5 3000,41 6 2960,37 7 2691,218 8 2530,268 Найдем коэффициенты отбора пара из турбины на регенеративный подогрев в каждом подогревателе по формуле: 108

z m  где вх ' '  m (hпвых .в  hп .в )  ( hm 1  hm )   j m 1 hm  h ' m ,  m - коэффициент, указывающий количество питательной воды, протекающей 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. 38. Таблица 38 (1   ) H iz , Номер подогревате Расчетная формула Отбор ля - кДж/кг Теплоперепад от состояния свежего пара до верхнего отбора 8  8 0 303,6 1061  1019 3196,4  1071 0,0198 7 7  1019  805  0,0198(1071  1029) 3158,56  1029 0,1001 6 6  805  676  0,1199(1029  807,6) 3325,28  807,6 0,0407 5(Д) 5  37,092 233,870 158,889 676  563,14  0,1606(807,4  676) 3136  676 0,0373 108,764 4  4  0,8022 563,14  537,9 3000,41  581 109 0,0084 31,783

3  3 0,8022(537,9  337,42)  0,0091(581  561,5) 2960,37  561,5 0,0670 195,623 2  2 0,8022(337,42  224,56)  0,0754(561,5  356) 2691,218  356 0,0321 111,808 1  0,6947 1 224,56  111,8 2530,268  239 0,0342 125,843 Приведенный использованный теплоперепад равен: H i   (1   ) H iz  1307, 274 кДж / кг. 4.1.2. Технико-экономические показатели Из уравнения теплового баланса найдем расход пара в голово утилизационного блока: G0'  Gсм (hzЦСДосн  h0ЦНД ) 2 (h0ЦВДут.  hп.вут )  (1    ут )( h0ЦСДут  hzЦВДут ) 1  284,89  (3657,81  2965)  70, 002 кг / с. (3500  1061)  0,8801 (3591  3158, 56) Мощность утилизационного блока составит: N эПТ2  G0' H i мэ.г  70,002 1307,274  0,996  0,987  90 МВт. Абсолютный электрический КПД утилизационного блока:  ip  2 N эПТ 2 2 G0' (h0ЦВДут.  hпут.в )  (1   ут )(h0ЦСДут  hzЦВДут ) 1  90  1000  100  45,58% 70,002  (3500  1061)  0,8801  (3591  3158,56) Найдем абсолютный электрический КПД высокотемпературного цикла: 110

 комб  э ПТ N эПТ (788  90) 1000 1  N э2  100  64,1%. осн осн G0  (h0  hп.в ) 299, 681 (5920  1345) Результаты расчёта (п. 3.2 и 4.1) представлены в сводной таблице 39. Таблица 39 Размерность Обозначение Значение °С t0 1500 Давление свежего пара перед СК ВД МПа р0 35 Давление пара после ЦСД МПа pпп 0,40 Расход свежего пара кг/c G0 299,681 Расход пара, поступающего в конденсатор кг/c Gк 202,798 Давление в конденсаторе кПа рк 3,5 - П1 - α1 0,0507 - П2 - α2 0,0676 - П3 - α3 0,0564 - П4 - α4 0,0076 - Д (П5) - α5 0,0091 - П6 - α6 0,0636 - П7 - α7 0,0327 - П8 - α8 0,0356 °С t0 ' 580 МПа р0' 24 °С tпп' 580 Давление пара перед ЦСД после промперегрева МПа pпп' 3,24 Давление пара перед ЦНД МПа p0цнд' 0,3 Расход свежего пара, поступающий из ЭК кг/c G0 ’ 70,002 Расход пара, поступающего на промперегрев кг/c Gпп' 61,611 Расход пара, поступающего в конденсатор кг/c Gк 46,235 Давление в конденсаторе кПа рк 3,5 Название параметра Параметры цикла ПСУ 1: Температура свежего пара Относительные расходы пара, отбираемого в систему регенерации: Параметры цикла ПСУ 2: Температура свежего пара Давление свежего пара перед СК ВД Температура пара промперегрева Относительные расходы пара, отбираемого в систему регенерации: 111

- П1 - α1' 0,0198 - П2 - α2' 0,1001 - П3 - α3' 0,0407 - П4 - α4' 0,0373 - Д (П5) - α5' 0,0084 - П6 - α6' 0,0670 - П7 - α7' 0,0321 - П8 - α8' 0,0342 Технико-экономические показатели всей установки Мощность ПСУ 1 МВт Nэпт1 789 Мощность ПСУ 2 МВт Nэпт2 90 Абсолютный электрический КПД брутто ПСУ 1 % ηэпсу1 64,8 Абсолютный электрический КПД брутто ПСУ 2 % ηэпсу2 45,6 Абсолютный электрический комбинированного цикла % ηэкомб 64,1 Расход кислорода на подогреватель кг/с ВH2 6,848 Расход водородного топлива на подогреватель кг/с ВО2 54,782 кг/кВт*ч d 1,5 МВт Nэ 879 Удельный расход электроэнергии пара КПД на брутто производство Суммарная мощность Стоит отметить, что у данного энергоблока удельный расход электроэнергии составил 1,5 кг/кВт∙ч, что почти в 2 раза меньше по сравнению с паровой турбиной на СКД К-800-240 (2,9 кг/кВт∙ч). 4.1.3. Технико-экономические показатели высокотемпературного паропарового цикла с учетом охлаждения основной турбины Приведенный расчет технико-экономических показателей был рассчитан с учетом того, что в турбостроении появится новые материалы способные выдержать высокие температуры длительное время. Поскольку основная паровая турбина высокотемпературного паропарового цикла имеет очень высокую температура пара 1500°С, то возникает трудность создания такой установки в настоящее время без использования системы охлаждения цилиндров высокого и среднего давления. Прототипом 112

системы охлаждения будут являться уже разработанные технологии в газотурбинном строении, где давно достигнуты температуры 1400-1600°С. Самой распространённой системой охлаждения в газовых турбинах с высокими начальными параметрами считается система открытого охлаждения, так для охлаждения деталей ротора и статора газовой турбины используется воздух, который отбирается из компрессора газотурбинной установки. В данном проекте предлагается использовать охлаждение паром, который будет дополнительно генерироваться в энергетическом котле, с параметрами 35 МПа и 540°С. Ниже приведен расчет показателей энергоблока, которые будут достигнуты при охлаждении ЦВД и ЦСД, считая, что количество дополнительного пара генерируемого в котле будет составлять 25% (15% для ЦВД и 10% для ЦСД). Увеличенный расход тепла в энергетическом котле на выработку дополнительных 25% пара: Qэкохл  0,25G0 (hэк  hпв )  0,2  299,681  (3178  1345)  137,329 МВт. Далее найдем мощности каждого цилиндра основной турбины, используя сработанные теплоперепады из таблицы 30, механический КПД и КПД электрогенератора. Стоит отметить, что пар для охлаждения будет постепенно увеличивать расход пара, протекающий в проточной части. поэтому для нахождения новых мощностей цилиндров принимаем, что расход пара в ЦВД и ЦСД увеличится в среднем на 0,075 и 0.05 (половина от 15% и 10%) соответственно. Мощность ЦВД основной турбины с учетом охлаждения: ЦВД охл N ЦВД  1,075G0 H iz  мэ.г  1,075  299,681 1096,411  0,996  0,987  347,230 МВт. Мощность ЦСД основной турбины с учетом охлаждения: ЦСД охл N ЦСД  1,2G0 H iz  мэ.г  1,2  299,681  974,474  0,996  0,987  344,498 МВт. 113

Мощность ЦНД основной турбины с учетом охлаждения: ЦНД охл N ЦНД  1,2G0 H iz  мэ.г  Gпс (h3  hкt ) oiЦНД мэ.г  1,25 299,681  471,435  0,996  0,987  61,629  (2965  2210)  0,87  0,996  0,987  213,402 МВт. Суммарная электрическая мощность основной турбины с учетом охлаждения: охл охл охл N эохл  N ЦВД  N ЦСД  N ЦНД  347,230  344,498  213,402  905,131  905 МВт. 1 Расход пара в теплообменник утилизационной турбины с учетом охлаждения: 6 Gсм  1, 25  (1    )  G0  Gпс  BО 2  BТ  1, 25  (1  0, 2549)  299, 681  61, 629  340, 710 кг / с. охл 1 Расход пара на утилизационную паровую турбину с учетом охлаждения: ' охл 0 G  Gсмохл (hzЦСДосн  h0ЦНД ) 2 (h0ЦВДут.  hп.вут )  (1    ут )(h0ЦСДут  hzЦВДут ) 1  340, 710  (3657,81  2965)  83, 716 кг / с. (3500  1061)  0,8801  (3591  3158, 56) Тогда электрическая мощность утилизационного блока с учетом охлаждения составит: ' охл N эохл H i мэ.г  83,716  1307,274  0,996  0,987  107,6  107 МВт. 2  G0 Абсолютный электрический КПД высокотемпературного цикла с учетом охлаждения:  комб охл  э охл N эохл (905  107) 1000 1  N э2  100  67,13%. осн осн охл G0  (h0  hп.в )  Qэк 299, 681 (5920  1345)  137,329 1000 Основные техник-экономические показатели высокотемпературной паровой турбины с учетом охлаждения представлены в таблице 40. 114

Таблица 40 Мощность ПСУ 1 Мощность ПСУ 2 МВт МВт Абсолютный электрический КПД брутто ПСУ 1 % Абсолютный электрический КПД брутто ПСУ 2 % Абсолютный электрический КПД брутто % комбинированного цикла Расход водородного топлива на подогреватель кс/с Расход водородного топлива на подогреватель кг/с Удельный расход пара на производство кг/кВт*ч электроэнергии Суммарная мощность энергоблока МВт 115 Nэохл1 Nэохл2 ηэпсу охл 1 ηэпсу охл 2 комб ηэ охл 905 107 70,87 45,6 67,14 ВH2 ВО2 6,848 54,782 d 2,4 Nэ 1012

Глава 5. Аэродинамический расчет высокотемпературной паровой турбины В данной главе производится аэродинамический расчет основной (высокотемпературной) паровой турбины, разрабатываемого энергоблока. Определяется количество ступеней в ЦВД, ЦСД, ЦНД, а также длины лопаток каждой ступени, без учета охлаждения ЦВД и ЦСД. Цилиндр высокого давления и цилиндр среднего давления будут выполнены с активным облопачиванием, поскольку данные цилиндры имеют огромные располагаемые теплоперепады, а количество ступеней одного ротора не должно превышать 22 [19]. 5.1. Расчёт числа ступеней и распределение теплоперепадов по ступеням турбины части высокого давления высокотемпературной турбины В табл. 41 представлены основные параметры первой и последней ступеней ЦВД. Таблица 41 116

Продолжение таблицы 41 117

Произведем разбивку теплоперепадов, предположив, что диаметр ступеней и высота лопаток изменяются вдоль ЦВД линейно. Далее определяем по формулам для каждой ступени теплоперепад по статическим параметрам: d  Н i  12,3   i   Xi  2 2 n    K0 ,  50  где K0=1 для первой ступени, K0=0,95 для последующих ступеней; Определяем среднее значение теплоперепадов: z H 0 ср  H i 1 z i  60,945 кДж/ кг, где z=22 – принятое число ступеней. Коэффициент возврата теплоты: qt  4,8 104  1  oiЦВД   H 0* z 1 22  1  4,8 104  1  0,88 1263  0,06944. z 22 Новое значение количества ступеней ЦВД: zновое Н 0* 1  qt  12631  0,0694     22,163 . H 0ср 60,945 Следовательно, количество ступеней остается прежним Z=24. Невязка после разбивки теплоперепадов: z  Н 0* 1  qt    H i i 1 z  0,447 кДж/ кг. Уточняем значение теплоперепадов на каждую ступень с учётом невязки: Hi новое  Hi  . Результаты расчётов представлены в табл. 42 и на рис. 18-24. 118

Таблица 42 № ступени di li θi ρi Xi Hi, кДж/кг Hiновое, кДж/кг 1 1,050 0,0378 27,777 0,091 0,477 59,594 60,041 2 1,055 0,0429 24,571 0,098 0,479 59,689 60,136 3 1,060 0,0481 22,050 0,105 0,481 59,790 60,237 4 1,065 0,0532 20,016 0,113 0,483 59,897 60,344 5 1,071 0,0584 18,340 0,119 0,485 60,009 60,456 6 1,076 0,0635 16,936 0,126 0,487 60,126 60,573 7 1,081 0,0687 15,743 0,133 0,488 60,248 60,695 8 1,086 0,0738 14,715 0,139 0,490 60,375 60,822 9 1,091 0,0789 13,822 0,145 0,492 60,507 60,954 10 1,096 0,0841 13,038 0,151 0,494 60,644 61,091 11 1,101 0,0892 12,344 0,157 0,495 60,785 61,232 12 1,107 0,0944 11,726 0,163 0,497 60,930 61,377 13 1,112 0,0995 11,171 0,169 0,499 61,080 61,527 14 1,117 0,1047 10,671 0,174 0,501 61,234 61,681 15 1,122 0,1098 10,218 0,180 0,502 61,392 61,839 16 1,127 0,1149 9,806 0,185 0,504 61,554 62,001 17 1,132 0,1201 9,429 0,190 0,505 61,720 62,167 18 1,137 0,1252 9,083 0,195 0,507 61,890 62,337 19 1,143 0,1304 8,764 0,200 0,509 62,063 62,510 20 1,148 0,1355 8,469 0,205 0,510 62,240 62,688 21 1,153 0,1407 8,196 0,210 0,512 62,421 62,868 22 1,158 0,1458 7,942 0,215 0,513 62,605 63,052 119

1,180 1,160 d, м 1,140 1,120 1,100 1,080 1,060 1,040 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 z Рис. 18. Распределение средних диаметров по проточной части ЦВД высокотемпературной турбины 0,150 0,140 0,130 0,120 0,110 l, м 0,100 0,090 0,080 0,070 0,060 0,050 0,040 0,030 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 z Рис. 19. Распределение длины лопаток по проточной части ЦВД высокотемпературной турбины 120

30 25 θ 20 15 10 5 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 z Рис. 20. Распределение обратной веерности по проточной части ЦВД высокотемпературной турбины 0,240 0,220 0,200 ρ 0,180 0,160 0,140 0,120 0,100 0,080 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 реактивности по проточной части ЦВД высокотемпературной турбины 121

0,520 0,515 0,510 0,505 X 0,500 0,495 0,490 0,485 0,480 0,475 0,470 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 оптимального отношения u/cф по проточной части ЦВД высокотемпературной турбины 63,0 62,5 H, кДж/кг 62,0 61,5 61,0 60,5 60,0 59,5 59,0 58,5 58,0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 z Рис. 23. Распределение теплоперепадов по проточной части ЦВД высокотемпературной турбины 122

64,0 63,5 H+Δ, кДж/кг 63,0 62,5 62,0 61,5 61,0 60,5 60,0 59,5 59,0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 z Рис. 24. Распределение теплоперепадов с учетом невязки по проточной части ЦВД высокотемпературной турбины Далее был детальный расчет первой нерегулируемой ступени ЦВД на среднем диаметре. Исходными данными послужили параметры за стопорным и регулирующим клапанами и данные, полученные из разбивки ЦВД. Расчёт представлен в таблице 43. 123

Таблица 43 124

Продолжение таблицы 43 125

Продолжение таблицы 43 126

Продолжение таблицы 43 127

5.2. Расчёт числа ступеней и распределение теплоперепадов по ступеням турбины части среднего давления высокотемпературной турбины Для определения высоты последней лопатки ЦСД зададимся следующими величинами dк=1,2 м, ρ=0,35 – корневая степень реактивности, с2z=110 м/с – выходная скорость из последней ступени ЦСД, 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   dк саzl2 z  Gzz , где Gz =242,329 кг/c – расход пара перед последней ступенью ЦСД (с учетом отборов). z  0,9207 м3 / кг (по pz=0,4 МПа, Sz=8,267 кДж/кг) – удельный объем в конце ЦСД. Решая квадратное уравнение получаем положительный корень, который определяет значение высоты рабочей лопатки последней ступени ЦСД lz=0,403 м. Средний диаметр рабочего колеса последней ступени ЦСД: d2 z  dк  l2 z  1,2  0,403  1,603 м. Окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса последней ступени ЦСД: u2 z   d2 z n   1,603  50  251,799 м / c. Зададимся углом выхода потока из сопловой лопатки α1=17○. Степень реактивности на среднем диаметре последней ступени ЦСД: pср 2 z d   1  1  к   ср 2   dк  2 2 cos 2 1  1,603   1  1  0,08     1,2  128 20,97 2 cos 2 17  0,441.

Оптимальное характеристическое отношение определяется по формуле: 2  uср 2    c  ф опт с  1  2  с   ф  . 2cos 1 1  ср Выразим из этой формулы фиктивную скорость и решим квадратное уравнение: сф2  сф сф2  сф 2  uср 2  cos1 1  ср   с22  0; 2  251,799  cos17 1  0,441  1102  0; 0,97 сф2  361,068сф  12100  0; Корни уравнения: сф1=391,013 м/с, сф2=-30,945 м/с. Выбираем положительный корень сфz=сф1=391,013 м/с. Характеристическое отношение ступени: X uср 2 z cф z  251,013  0,642. 391,013 Располагаемый теплоперепад на ступень: Н0z 2 сфz 391,0132    76,446 кДж/ кг. 2 2 Для нахождения высот лопаток первой ступени ЦСД зададимся следующими параметрами: dк=1,2 м (т.к. корневой диаметр не изменяется по проточной части ЦСД), ρк=0,08 – степень реактивности на среднем диаметре, α1=17° – угол входа потока в рабочую решетку первой ступени, φ=0,97 – коэффициент скорости сопловой решетки. В первом приближении примем d1ср=1,281 м. 129

Степень реактивности на среднем диаметре последней ступени ЦСД: d  pср 21  1  1   к   ср 2   dк  2 2 cos 2 1  1,281   1  1  0,08     1,2  20,972 cos 2 17  0,178. Характеристическое отношение скоростей u/cф первой ступени ЦСД: X u  cos1 0,97cos17    0,511 , cф 2 1  ср 2 1  0,178 Окружная скорость на среднем диаметре первой ступени ЦСД: u2 z   d2 z n  3,14 1,281  50  201,219 м / c. Фиктивная скорость первой ступени ЦСД: сф1  u1 201, 219   393,383 м / с . X 0,512 Располагаемый теплоперепад на первую ступень ЦСД: H 01  cф2 1 2  393,3832  77,375 кДж / кг. 2 Теплоперепад на сопловой аппарат первой ступени ЦСД: H 0с1  (1   ) H 01  (1  0,178)  77,375  63,616 кДж / кг. Теоретическая абсолютная скорость на выходе из соплового аппарата: с1t  2H с 01  2  63,616  356,697 м / с. Энтальпия пара за сопловым аппаратом при изоэнтропийном расширении: h1t  hпп  H 0с1  4808,56  63,616  4744,944 кДж / кг, где hпп – энтальпия пара перед ЦСД (по предварительному расчету). м3 Удельный объем за сопловым аппаратом 1t  f (h1t , Sпп )  0,1248 . кг 130

Зададим коэффициент расхода для соплового аппарата первой ступени ЦСД 1  0,97 . Длина сопловой лопатки первой ступени ЦСД: l1  G11t 264, 234  0,1248   0,081 м, 1c1t d1 sin 1 0,97  356,697    1, 281  sin17 где G1 =264,149 кг/c – расход пара перед первой ступенью ЦСД. Средний диаметр первой нерегулируемый ступени для соплового аппарата: d1  dк  l1  1,2  0,081  1,281 м. Средние диаметры совпали, так как расхождения составляет менее 1% следовательно высота лопатки найдена правильно. Перекрыша в ступени Δ=3 мм. Длина рабочей лопатки первой ступени ЦСД: l2  l1    0,081  0,003  0,084 м. Средний диаметр совпал с принятым, значит перерасчет не требуется. Известно, что изменение среднего диаметра в части ЦСД происходит по показательному закону в конце цилиндра. Таким образом, зададим кривую распределения теплоперепадов по ступеням в ЦСД. Изменение среднего диаметра по проточной части ЦНД представлено на рис.25, принимая, что у нас Z=18 ступеней в ЦНД. 131

Рис. 25. Изменение среднего диаметра в ЦСД высокотемпературной турбины Исходя из этого распределения, средний диаметр каждой ступени представлен в таблице 44. Таблица 44 № Ступени 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 Средний диаметр ступени, м d1=1,284 d2=1,294 d3=1,303 d4=1,313 d5=1,323 d6=1,332 d7=1,342 d8=1,352 d9=1,361 d10=1,371 d11=1,381 d12=1,392 d13=1,405 d14=1,425 d15=1,45 d16=1,485 d17=1,53 d18=1,603 132

Определим распределение характеристического отношения u/cф в ЦСД. Известно, что это распределение происходит по показательному закону в конце ЦСД. Число разбития участков 17, число ступеней в ЦСД Z=18. На рис. 26 представлено предварительное распределение u/сф по ступеням в ЦСД. 0,64 0,62 u/cф 0,60 0,58 0,56 0,54 0,52 0,50 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 Z Рис. 26. Распределение u/сф в ЦСД Исходя из графика найдем значение u/cф каждой ступени. Значения представлены в таблице 45. Таблица 45 № Ступени Характеристическое отношение u/cф 1 2 3 4 5 6 7 8 9 0,512 0,518 0,525 0,531 0,537 0,544 0,550 0,556 0,563 133

10 11 12 13 14 15 16 17 18 0,569 0,576 0,582 0,588 0,595 0,601 0,607 0,614 0,620 Для каждой ступени определим располагаемый теплоперепад по формуле: ui 2  di n H oi   . 2(u / cф )i 2(u / cф )i Величина располагаемого теплоперепада каждой ступени представлены в таблице 46. Таблица 46 № Ступени Располагаемый телоперепад на ступень H0, кДж/кг 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 77,585 76,839 76,114 75,410 74,726 74,061 73,414 72,785 72,173 71,576 71,033 134

12 13 14 15 16 17 18 70,602 70,382 70,861 71,826 73,767 76,693 82,470 Определим средний теплоперепад на ступень в ЦСД: 16 H 0 ср  H i 1 17 0i  74,018 кДж / кг. Зададим внутренний относительный КПД ступени ЦСД 0стi  0,91 . Определим коэффициент возврата теплоты в ЦСД: qТ  KТ (1  oiст ) H 0 ЦСД Z 1 18  1  4,8  104  (1  0,91) 1264,56  0,0516, Z 18 где KТ  4,8 104 - коэффициент при перегретом паре; H 0 ЦСД  4808,56  3544  1264,56 кДж / кг - располагаемый теплоперепад на ЦСД. Число ступеней с учетом возврата теплоты: z H 0 ЦСД (1  qТ ) 1264,56(1  0,0516)   17,996. H 0ср 74,018 Округляем до ближайшего целого числа Z=18. Общая величина невязки теплоперепадов: z  Н 0 ЦСД 1  qt    H i i 1 z  1264,56(1  0,0516)  1332,319  0,1397 кДж / кг. 18 135

Теплоперепад на каждую ступень с учетом невязки: H 0i  H 0i  ; Значения теплоперепадов с учетом невязки представлены в таблице 47. Таблица 47 № Ступени Располагаемый телоперепад на ступень с учетом невязки H0, кДж/кг 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 77,445 76,699 75,975 75,271 74,587 73,922 73,275 72,645 72,033 71,437 70,894 70,462 70,242 70,721 71,686 73,628 76,553 82,330 На рис. 27 представлено распределение теплоперепадов по ступеням в ЦСД с учетом невязки. 136

85 80 75 H0i 70 65 60 55 50 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 Z Рис. 27. Распределение располагаемых теплоперепадов с учетом неязки в ЦСД высокотемпературной турбины Далее был детальный расчет первой нерегулируемой ступени ЦCД на среднем диаметре. Исходными данными послужили параметры после ЦВД и данные, полученные из разбивки ЦСД. Расчёт представлен в таблице 48. 137

Таблица 48 138

Продолжение таблицы 48 139

Продолжение таблицы 48 140

Продолжение таблицы 48 141

5.3. Расчёт числа ступеней и распределение теплоперепадов по ступеням турбины части низкого давления давления высокотемпературной турбины Ранее в разделе 3.2.2 при расчете тепловой схемы высокотемпературного паропарового цикла при определении техникоэкономических показателей основной турбины был определен расход пара в конденсатор Gк'  264,427 кг / с. Для определения высоты последней лопатки ЦНД зададимся следующими величинами dк=1,8 м – корневой диаметр ЦНД (постоянный), ρкz=0,15 – корневая степень реактивности, с2z=255 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:  саzl22z   dк саzl2 z  Gkk , где Gk =264,427/4=66,107 кг/c – расход пара перед последней ступенью ЦНД, т.к. используем два двухпоточных ЦНД делим на 4; k  35,56 м3 / кг (по pк=3,5 кПа., hк=2308,15 кДж/кг) – удельный объем в конце ЦНД. Решая квадратное уравнение, получаем положительный корень, который определяет значение высоты рабочей лопатки последней ступени ЦНД lz=1,035 м. Длина лопатки не предельная и позволяет в случае увеличения расхода в проточной части основной турбины на 20-30% при охлаждении паром иметь запас для увеличения последний ступени до 12001400 мм. Средний диаметр рабочего колеса последней ступени ЦНД: d2 z  dк  l2 z  1,8  1,035  2,835 м. Окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса последней ступени ЦНД: 142

u2 z   d2 z n  3,14  2,835  50  445,321 м / c. Зададимся углом выхода потока из сопловой лопатки α1=15○. Степень реактивности на среднем диаметре последней ступени ЦНД: pср 2 z d   1  1  к   ср 2   dк  Оптимальное 2 2 cos 2 1  2,835   1  1  0,15     1,8  характеристическое 20,97 2 cos 2 15 отношение  0,617. определяется по формуле: 2  uср 2    c ф  опт с  1  2  с   ф  . 2cos 1 1  ср Выразим из этой формулы фиктивную скорость и решим квадратное уравнение: сф2  сф сф2  сф 2  uср 2  cos1 1  ср   с22  0; 2  445,321  cos15 1  0,617  2552  0; 0,97 сф2  549,033сф  65025  0; Корни уравнения: сф1=649,195 м/с, сф2=-100,162 м/с. Выбираем положительный корень сфz=сф1=649,195 м/с. Характеристическое отношение ступени: X uср 2 z cф z  445,321  0,686. 649,195 Располагаемый теплоперепад на ступень: Н0z  2 сфz 2  649,1952  210,727 кДж/ кг. 2 143

Расход пара перед ЦНД основной турбины: 8 ' 1 ЦНД G  (1   )G0  Gпс  (1  0,2549)  299,681  61,629  284,894 кг / с. 2 Тогда в один поток расход пара перед ЦНД составит 71,224 кг/с. 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=0,3 – корневая степень реактивности, α1=12° – угол входа потока в рабочую решетку первой ступени, φ=0,97 – коэффициент скорости сопловой решетки. В первом приближении примем d1ср=1,917 м. Степень реактивности на среднем диаметре первой ступени: d  pср 2  1  1   к   ср 2   dк  2 2 cos 2 1  1,979   1  1  0,3    1,8  20,97 2 cos 2 12  0,375. Характеристическое отношение скоростей u/cф первой ступени ЦНД: X u  cos 1 0,97cos12    0,6 , cф 2 1   2 1  0,375 Окружная скорость на среднем диаметре первой ступени ЦНД: u2 z   d2 z n  3,14 1,917  50  301,122 м / c. Фиктивная скорость первой ступени ЦНД: сф1  u1 301,122   501,792 м / с . X 0,6 Располагаемый теплоперепад на первую ступень ЦНД: cф2 1 501,7922 H 01    125,898 кДж / кг. 2 2 Теплоперепад на сопловой аппарат первой ступени ЦНД: H 0с1  (1   ) H 01  (1  0,375) 125,898  78,682 кДж / кг. 144

Теоритическая абсолютная скорость на выходе из соплового аппарата: с1t  2H с 01  2  78,682  396,691 м / с. Энтальпия пара за сопловым аппаратом при изоэнтропийном расширении: h1t  h3  H 0с1  2965  78,682  2886,318 кДж / кг, где h3 – энтальпия пара перед ЦНД (по предварительному расчету). Удельный объем за сопловым аппаратом 1t  f (h1t , S3 )  0,7906 м3 . кг Зададим коэффициент расхода для соплового аппарата первой ступени ЦНД 1  0,97 . Длина сопловой лопатки первой ступени ЦНД: l1  G1' ЦНД 1t 1c1t d1 sin 1  71,224  0,7781  0,117 м, 0,97  396,691   1,917  sin12 Средний диаметр первой нерегулируемый ступени для соплового аппарата: d1  dк  l1  1,8  0,117  1,917 м. Средние диаметры совпали, следовательно, высота лопатки найдена правильно. Перекрыша в ступени Δ=8 мм. Длина рабочей лопатки первой ступени ЦНД: l2  l1    0,117  0,008  0,125 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 145

проточной части ЦНД представлено на рис.28, принимая, что у нас 5 ступеней в ЦНД. Рис. 28. Изменение среднего диаметра в ЦНД высокотемпературной турбины Исходя из этого распределения, средний диаметр каждой ступени будет иметь следующее значение: d1  1,925 м. d2  2,000 м. d3  2,115 м. d  2,35 м. 4 d5  2,835 м. 146

Определим распределение характеристического отношения u/cф в ЦНД. Известно, что это распределение происходит по показательному закону. Число разбития участков 4, число ступеней в ЦНД Z=5. На рис. 29 представлено предварительное распределение u/сф по ступеням в ЦНД. Рис. 29. Распределение u/сф высокотемпературной турбины в ЦНД X1  uср1 cф1 X2  uср 2 X3  uср 3 X4  X5  cф 2 cф3 u ср 4 c ф4 uср 5 cф5  0,6;  0,622;  0,644;  0,666;  0,686; 147

Для каждой ступени определим располагаемый теплоперепад по формуле: ui 2  2 di 2 n 2  . 2(u / cф )i 2(u / cф )i H oi  Располагаемые теплоперепады в каждой ступени представлены в таблице 49. Для 4 ступени представлены значения для нижнего яруса. Таблица 49 № ступени Средний диаметр d, м Характеристическое отношение u/cф РасполагаемыйТеплоперепад Hoi, кДж/кг 1 2 3 4 5 1,925 2 2,115 2,35 2,835 0,6 0,622 0,644 0,666 0,686 126,990 127,553 133,063 153,602 210,702 Определим средний теплоперепад на ступень в ЦНД: 5 H 0ср  H i 1 5 0i  150,382 кДж / кг. Определим коэффициент возврата теплоты в ЦНД: qТ  KТ (1  oiст ) H 0 ЦНД Z 1 5 1  3,2  104  (1  0,87)  755  0,02513, Z 5 где KТ  3,2 104 - коэффициент при перегретом и влажном паре; H 0 ЦНД  2965  2210  755 кДж / кг - располагаемый теплоперепад на ЦНД. Зададим внутренний относительный КПД ступени ЦНД 0стi  0,87 . 148

Число ступеней с учетом возврата теплоты: z H 0 ЦНД (1  qТ ) H 0ср  755(1  0,02513)  5,146. 150,382 Округляем до ближайшего целого числа Z=5. Общая величина невязки теплоперепадов: z  Н 0 ЦНД 1  qt    H i i 1 z  755(1  0,02513)  751,909  4,412 кДж / кг. 5 Теплоперепад на каждую ступень с учетом невязки H 0i  H 0i  ; Значения теплоперепадов с учетом невязки приведены в таблице 50. Таблица 50 № ступе ни 1 2 3 4 5 Располагае Средн мый Характеристиче ий РасполагаемыйТеплопе теплоперепа ское отношение диамет репад Hoi, кДж/кг д с учетом u/cф р d, м невязки Hoi, кДж/кг 1,925 0,6 126,990 131,402 2 0,622 127,553 131,965 2,115 0,644 133,063 137,476 2,35 0,666 153,602 158,014 2,835 0,686 210,702 215,114 На рис. 30 представлено распределение теплоперепадов по ступеням в ЦНД с учетом невязки. 149

215 Hoi 195 175 155 135 115 1 2 3 4 5 Z Рис. 30. График распределения располагаемых теплоперепадов в ЦНД высокотемпературной турбины с учетом невязки На рис. 31 представлен продольный разрез турбины основной (высокотемпературной) паровой турбины. Высокотемпературная паровая турбина спроектирована на частоту вращения 3000 об/мин и является одновальным агрегатом. Турбина рассчитана на начальное давление и температуру свежего пара 35 МПа и 1500°С, промежуточный перегрев пара отсутствует, абсолютное давление в конденсаторе составляет 3,5 кПа. Паровая турбина выполнена в четырех цилиндровом исполнении. Один цилиндр высокого давления, один цилиндр среднего давления и два цилиндра низкого давления. Свежий пар поступает в проточную часть высокого давления из выносного блока с сопловым парораспределением (см. п 6.2). ЦВД исполнен по петлевой схеме, для уменьшения длины установки. Проточная часть ЦВД выполнена с активным облопачиванием и состоит из двадцати двух ступеней давления. Первые одиннадцать диафрагм установлены во внутреннем корпусе, вторая половина установлена в обоймы. Ротор ЦВД – цельнокованый. 150

Концевые уплотнения ЦВД – безвтулочного типа: на концах вала выточены кольцевые канавки, а уплотнительные сегменты установлены в обоймах и удерживаются плоскими пружинами. Для охлаждения ЦВД используется дополнительный пар из котла. Пар подводится к концевым уплотнениям цилиндра, далее через зазор между ротором и уплотнением поступает в центральное отверстие ротора, затем направляется в радиальные отверстия рабочего колеса каждой ступени к рабочим лопаткам и выдувается через перо рабочей лопатки в проточную часть цилиндра высокого давления. Охлаждение сопловых лопаток происходит при помощи подачи охлаждающего пара между диафрагмой и внутреннем корпусе или обоймы, далее пар направляется к сопловой лопатке, где происходит охлаждение пера и выдув пара в проточную часть. Охлаждение ЦСД происходит аналогичным образом. Цилиндр среднего давления состоит из восемнадцати ступеней давления. Диафрагмы закрепляются в пяти обоймах. Переднее концевое уплотнение безвтулочное; подвод пара для охлаждения происходит через переднее уплотнение. Пар с давлением 0,38 МПа и температурой 250°С после паропарового теплообменника подводится к центральной части ЦНД и разветвляется на два потока. Каждый поток содержит пять ступеней давления. Корпус ЦНД состоит из трех разъемных частей: средняя часть литая, а выпускные патрубки сварные. Десять дисков ротора низкого давления насажены сваренных между собой. Концевые уплотнения втулочного типа. Втулки насажены на вал в горячем состоянии. Перед сопловыми аппаратами последних ступеней установлены распределительные решетки (см. п. 6.2 ) согласно патенту [24]. Роторы высокого, среднего и низкого давления лежат на 7 опорных подшипниках: ротор низкого давления – на двух, а роторы высокого и среднего давления – на трех. Роторы высокого и среднего давления соединены жесткой муфтой. Роторы ЦСД и ЦНД, а также роторы ЦНД и генератора соединены полугибкими муфтами. 151

Рис. 31. Продольный разрез высокотемпературной паровой турбины (показан один ЦНД) 152

Глава 6. Новые технические решения при создании паровых турбин следующего поколения 6.1. Сопловое парораспределение с выносной камерой смешения При использовании соплового парораспределения возникают следующие недостатки [20]: - конструктивная сложность соплового парораспределения, увеличивающая металлоемкость и стоимость турбины; - очень большая неравномерность поля скоростей пара при входе в сопловой аппарат первой нерегулируемой ступени, уменьшающая экономичность первых ступеней в цилиндрах высокого давления; - большая окружная неравномерность полей температур в камере регулирующей ступени, ухудшающая маневренность турбины и снижающая ресурс работы турбины; - снижение вибрационной надежности ротора турбины в связи с неравномерным распределением в окружном направлении массового расхода пара и появления в этом случае неуравновешенных поперечных сил; - предельно низкий КПД регулирующей ступени, как при частичных нагрузках турбины, так и на расчетном режиме работы турбины. В спроектированных турбинах использована система соплового парораспределения с выносным блоком регулирующих клапанов и внешней камерой смешения, выполненная в соответствии с патентом [21] Лавырёвым И.П. При использовании подобной системы парораспределения полностью устраняются все недостатки соплового парораспределения и сохраняются преимущества дроссельного парораспределения. На рисунке 32 продемонстрирован эскизный чертеж нового единого блока парораспределения. 153

Рис. 32. Эскизный чертеж нового единого блока парораспределения Корпус блока состоит из двух цилиндрических камер 1 и 2, разделенных перегородкой 3, в которую запрессовано четыре диффузорных седла 4 для четырех регулирующих клапанов 5, 6 (позиции 7, 8 – на рисунке 4а не показаны), установленных на периферии, съемной верхней крышки 9 корпуса блока. В центре крышки 9 установлен стопорный клапан 10, а к корпусу этого клапана подведен паропровод 11 свежего пара. Все 5 клапанов комплектуются индивидуальными сервомоторами (на рисунке 4б отсутствуют). При этом стопорный клапан выполнен в соответствии с патентом №0002648800 [22]. Поскольку происходит смешение пара в цилиндрической камере 2 удаётся устранить неравномерность поля скоростей и окружную неравномерность полей температур в камере регулирующей ступени. А отсутствие регулирующей ступени позволяет повысить экономичность цилиндра высокого давления и всей установки в целом. На рис. 33-34 представлена 3D модель выносного блока соплового парораспределения, выполненная в программной среде Autodesk Inventor Professional 2020. 154

Рис. 33. 3D модель выносного блока соплового парораспределения Рис. 34. 3D модель выносного блока соплового парораспределения в разрезе На рис. 35-36 продемонстрирована 3D модель стопорного клапана, который используется в выносном блоке. Отличительная особенность данного клапана заключается в уменьшении загромождения клапанной коробки телом клапана за счет новых конструктивных решений. 155

Рис. 35. 3D модель стопорного Рис. 36. 3D модель стопорного клапана (закрыт) клапана (открыт) На рис. 37-38 продемонстрирована 3D модель регулирующего, который используется в выносном блоке. Регулирующие клапаны выполнены поворотными, при движении штока вверх происходит передача вращательного движения на поворотную муфту, которая позволяет открыть окна для протечки пара в трубопроводы к турбине. Всего в клапане 4 окна и необходимо произвести поворот на 45 градусов для полного открытия клапана, что уменьшает ход штока. 156

Рис. 37. 3D модель регулирующего клапана Рис. 38. 3D модель регулирующего клапана (открыт) (закрыт) 6.2. Цилиндр низкого давления с полуторным выхлопом на базе двухъярусной вильчатой рабочей лопатки Как известно, предельная мощность конденсационных паровых турбин определяется максимально возможным пропуском пара через ЦНД в конденсатор, то проблема увеличения расхода пара через этот однопоточный цилиндр без сомнений можно назвать актуальной. При заданной мощности увеличение расхода через один поток ЦНД ведет к 157

уменьшению количества цилиндров мощных энергетических турбин, либо к увеличению предельной единичной мощности одновальных паровых турбин. В настоящее время для решения указанной проблемы существуют следующие пути: увеличение длины рабочих лопаток последних ступеней мощных конденсационных паровых турбин, при котором возникают сложности с решением сложных аэродинамических задач, поскольку с ростом длины лопатки увеличиваются потери от веерности и больших перекрыш, и задач по прочности длинных лопаток для надежной работы на всех режимах работы паровой турбины. Альтернативное решение рассматриваемой проблемы находится в использовании полуторного выхлопа, суть которого состоит в сбросе части пара в конденсатор паровой турбины при выходе из предпоследней ступени цилиндра низкого давления. Именно этот вариант является предметом рассмотрения в базовой высокотемпературной турбине, цель которой продемонстрировать, что при устранении недостатков, присущих этому решению. ЦНД с полуторным выхлопом может быть вполне на одном уровне экономичности с ЦНД с более длинными лопатками последней ступени мощной конденсационной турбины. При использовании в качестве предпоследней ступени ЦНД ступени Баумана, как например в первых моделях К-200-130, существует следующие недостатки, отмеченные в [23]: • теплоперепад верхнего яруса предпоследней ступени равен сумме теплоперепадов нижнего яруса и последней ступени ЦНД, в результате чего верхний ярус работает при отношении скоростей u/сф значительно меньше оптимального значения; • профилирование решеток без учета особенностей сверхзвукового характера течения в верхнем ярусе; • повышенная утечка пара из нижнего яруса в конденсатор; • увеличение концевых потерь в верхнем и нижнем ярусе в связи с уменьшением длин лопаток. 158

В разделе 2.2.5 для реализации полуторного выхлопа вместо ступени Баумана используется двухъярусная ступень на базе вильчатой лопатки, выполненная в соответствии с патентом РФ №0002685162 БИ №11 16.04.2019 [24], у которой на одном пере нижнего яруса располагаются две рабочие лопатки верхнего яруса [25,26]. Преимущества двухъярусных ступеней: • практическое исключение потерь от веерности; • уменьшены потери от влажности; • устойчивость ступени к переменным режимам работы; • уменьшение хорд профилей лопаток в верхнем ярусе. При этом в работе [25] рассчитана на прочность двухъярусная рабочая лопатка длиной 1155 мм, коэффициент запаса прочности составил 2,8. В спроектированной турбине с начальной температурой пара 650℃ и давлением 30 МПа длина двухъярусной рабочей лопатки достигает 1056 мм, поэтому запас по прочности разработанной лопатки будет больше. 3D модель используемой двухъярусной вильчатой рабочей лопатки представлена на рис. 39, на рис. 40 представлено двухъярусное рабочее колесо. Модели выполнены в системе трехмерного твердотельного и поверхностного параметрического проектирования (САПР) – Autodesk Inventor Professional 2020. 159

Рис. 39. 3D модель двухъярусной вильчатой рабочей лопатки длиной 1056 мм Рис. 40. 3D модель двухъярусного рабочего колеса 160

6.3. Принципиальная схема системы охлаждения цилиндра высокого и среднего давления высокотемпературной паровой турбины Ранее в разделе 4.1.3 говорилось, о том, что для создания новой высокотемпературной паровой турбины с начальной температурой пара 1500°С необходимы либо новые жаростойкие и жаропрочные материалы, которые сейчас в современной большой энергетики отсутствуют. Поэтому было принято решение использовать охлаждение цилиндра высокого и среднего давления [27]. Прототипом системы охлаждения будут являться уже разработанные технологии в газотурбинном строении, где давно достигнуты температуры 1400-1600°С. В газовых турбинах используется система открытого охлаждения, так для охлаждения деталей ротора и статора газовой турбины используется воздух, который отбирается из компрессора газотурбинной установки. Отличительной особенностью охлаждения высокотемпературной турбины будет использование для охлаждения дополнительного пара, генерирующего в энергетическом котле, с параметрами 35 МПа и 540°С. Пар подводится к концевым уплотнениям цилиндра, далее через зазор между ротором и уплотнением поступает в центральное отверстие ротора, затем направляется в радиальные отверстия рабочего колеса каждой ступени к рабочим лопаткам и выдувается через перо рабочей лопатки в проточную часть цилиндра высокого давления. Охлаждение сопловых лопаток происходит при помощи подачи охлаждающего пара между диафрагмой и внутреннем корпусе или обоймы, далее пар направляется к сопловой лопатке, где происходит охлаждение пера и выдув пара в проточную часть. 161

Глава 7. Оценка эффективности использования нового паропаровой установки на ТЭС нового поколения 7.1. Расчет экономической эффективности паропаровго блока с начальной температурой пара t0=1500оС без охлаждения Сравним сроки окупаемости блока К-880-240 на СКД и блока 880 МВт с начальной температурой 1500оС Рассчитаем стоимость строительства К-820-240: СКД Cстр  сстр  N эК 880240  78 / 1000  880  68,64 млрд. руб, где сстрСКД=1200 $/кВт= 78 млн. руб/МВт – стоимость строительства единицы установленной мощности для блока СКД, в которую заложены затраты на производство, монтаж, пуско-наладочные работы. Удельный расход условного топлива на выработку э/э на новый блок: bусл  123 к 880240  123  273,333 г у.т. / (кВт  ч), 45 где ηк-880-240=45% - абсолютный электрический КПД «брутто» К-880-240. Количество топлива, затрачиваемого в год на блок (всё приведено к газу): Вст  bусл 10 3  N эК 880240   раб K газ  273,333 6000  880   940195 т  940,195 тыс.т, 3 10 1,657 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  4000  940,195  3,761 млрд. руб , 106 где Цгаз=4000 руб/т – цена на газ в Московской обл. на 2020 год. 162

Прибыль за отпущенную э/э в год: Пэ/ э  Ц э/ э  N эК 880240   раб 6000  КСН  1200  880  9  0,95  6,019 млрд. руб, 9 10 10 где Цэ/э=1200 руб/МВт – цена э/э, по которой продает станция; КСН=0,95 – коэффициент, учитывающий, что часть э/э отбирается на СН блока. Прибыль за установленную мощность в год: Ц N  N эК 880240 1800000  880 ПN    1,584 млрд. руб , 109 109 где ЦN=1 800 000 руб/(МВт·год) – цена установленной мощности за МВт в год для станции, не участвующей в программе ДПМ. Окупаемость блока К-880-240: О Сстр  П э / э  П N  CВ   68,64  17,86 лет  18 лет.  6,019  1,584  3,761 Таким образом, блок К-880-240 окупится за 18 лет. Далее станция будет получать прибыль в размере: П   Пэ/ э  П N  CВ    6,019  1,584  3,761  3,842 млрд. руб / год. Рассчитаем стоимость строительства блока 880 МВт, где 790 МВтмощность осинового блока с начальной температурой пара 1500 оС, а 90 МВт – мощность присоединённого (утилизационного) блока с начальными параметрами 12,8 МПа и 560оС/560оС : УСКП СКД Cстр  сстр  N эI  сстр  N эI  104 / 1000  790  78 / 1000  90  89,18 млрд. руб , где сстрУСКП=1800 $/кВт= 104 млн. руб/МВт – стоимость строительства единицы установленной мощности для блока на 1500оС, 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  192 г у.т. / (кВт  ч), 64,1 163

где ηкомб=64,1% - абсолютный электрический КПД «брутто» комбинированного цикла. Количество топлива, затрачиваемого в год на блок (всё приведено к газу): Вст  bусл 10 3  ( N эI  N эII )   раб K газ  192 6000  880   660043 т  660,043 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  4000  660,043  2,640 млрд. руб , 106 где Цгаз=4000 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 6000  КСН  1200  880  9  0,93  5,892 млрд. руб, 9 10 10 где Цэ/э=1200 руб/МВт – цена э/э, по которой продает станция; КСН=0,93 – коэффициент, учитывающий, что часть э/э отбирается на СН блока. Прибыль за установленную мощность в год: Ц N  ( N эI  N эII ) 1800000  880 ПN    1,584 млрд. руб , 109 109 где ЦN=1 800 000 руб/(МВт·год) – цена установленной мощности за МВт в год для станции, не участвующей в программе ДПМ. Окупаемость нового блока 880 МВт: О Сстр  П э / э  П N  CВ   89,18  18,44 лет  18 лет.  5,892  1,584  2,640  Таким образом, блок 880 МВт с начальной температурой 1500оС окупится за 18 лет. Далее станция будет получать прибыль в размере: П   Пэ/ э  П N  CВ    5,892  1,584  2,640   4,836 млрд. руб / год. 164

При этом удельный расход топлива снижается на: b  273,33  192  81,45 г у.т. / (кВт  ч). И, соответственно, затраты на стоимость топлива в год на блоке мощностью 880 МВт снижаются на: СВ  3,761  2,640  1,121 млрд. руб. 7.2. Расчет экономической эффективности паропаровго блока с начальной температурой пара t0=1500оС с охлаждением Сравним сроки окупаемости блока К-1000-240 на СКД и блока 1000 МВт с начальной температурой 1500оС с охлаждением ЦВД и ЦСД Рассчитаем стоимость строительства К-1000-240: СКД Cстр  сстр  N эК 1000240  78 / 1000  1000  78 млрд. руб , где сстрСКД=1200 $/кВт= 78 млн. руб/МВт – стоимость строительства единицы установленной мощности для блока СКД, в которую заложены затраты на производство, монтаж, пуско-наладочные работы. Удельный расход условного топлива на выработку э/э на новый блок: bусл  123 к 920240  123  273,333 г у.т. / (кВт  ч), 45 где ηк-1000-240=45% - абсолютный электрический КПД «брутто» блоков с СКД. Количество топлива, затрачиваемого в год на блок (всё приведено к газу): Вст  bусл 3 10  N эК 1000240   раб K газ  273,333 6000  1000   1068403 т  1068,403 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). 165

Стоимость затрат на топлива на станцию в год: СВ  Ц газ  Вст  4000  1068,403  4,274 млрд. руб , 106 где Цгаз=4000 руб/т – цена на газ в Московской обл. на 2020 год. Прибыль за отпущенную э/э в год: Пэ/ э  Ц э/ э  N эК 1000240   раб 6000  К  1200  1000   0,95  6,84 млрд. руб, СН 109 109 где Цэ/э=1200 руб/МВт – цена э/э, по которой продает станция; КСН=0,95 – коэффициент, учитывающий, что часть э/э отбирается на СН блока. Прибыль за установленную мощность в год: Ц N  N эК 1000240 1800000 1000 ПN    1,8 млрд. руб , 109 109 где ЦN=1 800 000 руб/(МВт·год) – цена установленной мощности за МВт в год для станции, не участвующей в программе ДПМ. Окупаемость блока К-1000-240: О Сстр  П э / э  П N  CВ   78  17,86 лет  18 лет.  6,84  1,8  4,274  Таким образом, блок К-1000-240 окупится за 18 лет. Далее станция будет получать прибыль в размере: П   Пэ/ э  П N  CВ    6,84  1,8  4, 274   4,366 млрд. руб / год. Рассчитаем стоимость строительства блока 1000 МВт, где 900 МВтмощность осинового блока с начальной температурой пара 1500 оС, а 100 МВт – мощность присоединённого (утилизационного) блока с начальными параметрами 12,8 МПа и 560оС/560оС : УСКП СКД Cстр  сстр  N эI  сстр  N эI  87,75 / 1000  830  78 / 1000  90  79,85 млрд. руб , 166

где сстрУСКП=1500 $/кВт= 97,5 млн. руб/МВт – стоимость строительства единицы установленной мощности для блока на 1500оС, в которую заложены затраты на производство, монтаж, пуско-наладочные работы. Удельный расход условного топлива на выработку э/э на новый блок: bусл  где ηкомб=67,14% 123  комб 123  183,19 г у.т. / (кВт  ч), 67,14 абсолютный - электрический КПД «брутто» комбинированного цикла. Количество топлива, затрачиваемого в год на блок (всё приведено к газу): Вст  bусл 3 10  ( N эI  N эII )   раб K газ  183,19 6000  1000   716088 т  716,088 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  4000  716,088  2,864 млрд. руб , 106 где Цгаз=4000 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 6000  КСН  1200  1000  9  0,93  6,696 млрд. руб, 9 10 10 где Цэ/э=1200 руб/МВт – цена э/э, по которой продает станция; КСН=0,93 – коэффициент, учитывающий, что часть э/э отбирается на СН блока. Прибыль за установленную мощность в год: ПN  Ц N  ( N эI  N эII ) 1800000  1000   1,8 млрд. руб, 109 109 где ЦN=1 800 000 руб/(МВт·год) – цена установленной мощности за МВт в год для станции, не участвующей в программе ДПМ. 167

Окупаемость нового блока 1000 МВт: О Сстр  П э / э  П N  CВ   95,55  16,96 лет  17 лет.  6,686  1,8  2,864  Таким образом, блок 1000 МВт с начальной температурой 1500оС окупится за 17 лет. Далее станция будет получать прибыль в размере: П   Пэ/ э  П N  CВ    6,686  1,8  2,864   5,632 млрд. руб / год. При этом удельный расход топлива снижается на: b  273,33  183,19  90,14 г у.т. / (кВт  ч). И, соответственно, затраты на стоимость топлива в год на блоке мощностью 1000 МВт снижаются на: СВ  4,274  2,864  1,409 млрд. руб. 168

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ 1. Для качественной оценки эффективности перехода к более высоким начальным температурам пара проведен расчет тепловой схемы высокотемпературного паротурбинного блока, и выполнен эскизный чертеж продольного разреза спроектированной паровой турбины с использованием ряда новых решений, позволивших на 3% увеличить её КПД по сравнению с зарубежными аналогами, что дало возможность в итоге поднять КПД нового блока до 49,8%. 2. Разработан ЦНД с полуторным выхлопом пара в конденсатор на базе двухъярусной вильчатой лопатки высокотемпературной турбины с использованием специальных кольцевых решеток, установленных перед сопловыми аппаратами четвертой и пятой ступени, обеспечивающих равномерное распределение пара при его входе в СА, что позволило создать ЦНД с КПД равным 87,5% при существенном снижении металлоемкости. 3. Для преодоления температурного порога в традиционном цикле Ренкина была использована и рассчитана новая паропаровая тепловая схема А.Е. Зарянкина, исключающая ограничение по уровню начальных температур пара в результате введения в эту схему добавочного утилизационного паротурбинного блока, что позволило увеличить КПД указанного паропарового блока до 64-67% при начальной температуре пара равной 1500℃. 4. В конструктивном плане ультрасверхвысокотемпературной турбины разработан в четырех вариант корпусном исполнении с выносной системой соплового парораспределения, позволяющей существенно упростить конструкцию ЦВД и обеспечить высокоэкономичную работу этого цилиндра не только на расчетном, но и на переменных режимах работы турбины. 169

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 1. Трухний А.Д., Макаров А.А., Клименко В.В. «Основы современной энергетики. Часть 1.» - М.: Издательство МЭИ, 2002. 2. Тугов А.Н., Шварц А. Л., Котлер В.Р. Отечественные котельные установки на повышенные параметры пара: состояние и перспективы // Электрические станции. - 2014. - №1. - С. 9 - 13. 3. Рябов Г.А., Авруцкий Г.Д., Зыков А.М., Шмиголь И.Н., Лазарев М.В., Долгушин И.А., Щелоков В.И., Кудрявцев А.Н., Жученко Л.А. Разработка угольной ТЭЦ нового поколения // Использование твёрдых топлив для эффективного и экологически чистого производства электроэнергии и тепла. II международная научно-техническая конференция. - 2015. - С. 80 - 88. 4. Тумановский А.Г., Алтухов М.Ю., Шварц А.Л., Авруцкий Г.Д., Вербовецкий Э.Х., Туголуков Е.А., Смышляев А. А., Хомёнок Л. А., Скоробогатых А.Н. Разработка пылеугольного энергоблока на суперкритические параметры пара мощностью 660 МВт // Электрические станции - 2010. - № 1. - С. 18 - 27. 5. Сомова Е.В., Шварц А.Л., Вербовецкий Э.Х. Создание пылеугольного энергоблока на ультрасверхкритические параметры пара в рамках проекта AD-700 // Энергетик. - 2015. - № 2. - С. 39 - 43. 6. Костюк А.Г., Грибин В.Г., Трухний А.Д. Концепция паровых турбин нового поколения Экономическое для и угольной техническое энергетики России. обоснование Часть 1. концепции // Теплоэнергетика. - 2010. - № 12. - С. 23 - 31. 7. Костюк А.Г., Грибин В.Г., Трухний А.Д. Концепция паровых турбин нового поколения для угольной энергетики России. Часть 2. Обоснование длительной прочности высокотемпературных роторов паровой турбины // Теплоэнергетика. - 2011. - № 1. - С. 55 - 58. 170

8. Дорохов Е.В., Седлов А.С. Тепловая схема энергоблока с суперкритическими параметрами и двумя промежуточными перегревами мощностью 600 МВт // Труды конференции «Повышение надёжности и эффективности эксплуатации электрических станций и энергетических систем». МЭИ. - 2010, - Том 1. - С. 64 - 66. 9. Седлов А.С., Рогалёв Н.Д., Комаров И.И., Гаранин И.В., Рогалёв А.Н. Высокотемпературные технологии производства электроэнергии на паротурбинных установках угольных электростанций // Новое в российской электроэнергетике. - 2016. - № 9. - С. 6 - 22. 10.Елисеев Ю.В., Ноздренко Г.В., Шепель В.С. Перспективные экологичные энергоблоки ТЭС на твёрдом топливе // VIII Всероссийская конференция с международным участием «Горение твёрдого топлива». 2012. - С. 42.1 - 42.7. 11.Ноздренко Г.В., Русских Е.Е., Шепель В.С. Технико-экономические показатели перспективных энергоблоков ТЭС суперкритических параметров с системами серо- и азотоочистки // Проблемы энергетики. 2011. - № 1 - 2. - С. 28 - 37. 12.Разработка перспективного блока СКД 1000 МВт в Южной Корее // Энергетика за рубежом. - 2008. - № 3. - С. 17 - 23. 13.Новейший в Германии энергоблок ультраСКД // Энергетика за рубежом.2011. - № 2. - С. 3 - 8. 14. Саламов А.А. О программе Европейского Союза по освоению в тепловой энергетике параметров пара 35-37,5 МПа, 700-720 oC // Энергетик. 2009. - № 6. - С. 27 - 30. 15.Сомова Е.В., Шварц А.Л., Вербовецкий Э.Х. Создание пылеугольного энергоблока на ультрасверхкритические параметры пара в рамках проекта AD-700 // Энергетик. - 2015. - № 2. - С. 39 - 43. 16. Совершенствование турбоустановок методами математического и физического моделирования. Сборник научных трудов. – Харьков, 2007. – с.14-15. 171

17.Богомолова, Т.В. Последние ступени паровых турбин: учебное пособие/ Т.В. Богомолова. – М.: Издательский дом МЭИ, 2007. – 80 с. 18.Трухний, А.Д. Парогазовые установки электростанций// А.Д. Трухний// Учебное пособие для вузов – М.: Издательство МЭИ, 2017. 19.Паровые и газовые турбины для электростанций, Костюк А.Г., Фролов В.В., Булкин А.Е., Трухний А.Д., 2016 20.Зарянкин А.Е., Б.П. Симонов. Регулирующие и стопорно-регулирующие клапаны паровых турбин // Москва : изд-во МЭИ, 2005. - 359 с. 21.Зарянкин А.Е. «Устройство соплового парораспределения с выносной камерой смешения» Патент РФ №0002673362 БИ №33 20.11.2018. 22. Зарянкин А.Е., Зарянкин В.А., Лавырев И.П. «Разгруженный регулирующий клапан» Патент РФ №0002648800 БИ №10 28.03.2018. 23.Дейч М.Е., Трояновский Б.М. Исследование и расчеты ступеней осевых турбин. М.: Машиностроение, 1964. 24.Зарянкин А.Е. и др. «Двухъярусная ступень с неразъемной вильчатой лопаткой» Патент РФ №0002685162 БИ №11 16.04.2019 25.Седлов А.С., Зарянкин, А.Е. Технические решения создания новых двухъярусных ступеней для цилиндров низкого давления с повышенной пропускной способностью / А.С. Седлов, А.Е. Зарянкин, А.Н. Рогалев, Е.Ю. Григорьев, И.В. Гаранин, С.К. Осипов// Вестник ИГЭУ. -2016, №3 – С. 27-34. 26.Седлов А.С., Зарянкин, А.Е. Перспективы применения двухъярусных проточных частей в цилиндрах низкого давления мощных паровых турбин / А.С. Седлов, А.Е. Зарянкин, А.Н. Рогалев, Е.Ю. Григорьев, И.В. Гаранин, С.К. Осипов// Вестник ИГЭУ. -2016, №2 – С. 1-8. 27.Разработка научных основ проектирования электростанций с высокотемпературными паровыми турбинами: Сборник статей. – М.: Издательство МГТУ им. Баумана, 2009. – 300 с. 172

Рецензии:

Авторизуйтесь, чтобы добавить рецензию

- у работы пока нет рецензий -

Отзывы:

Авторизуйтесь, чтобы оставить отзыв