CC BY
94
УДК 62-192
Повышение надежности эксплуатации
турбинного оборудования за счет использования системы охлаждения высокотемпературных шпилек корпусов цилиндров
Р.Р. КАНТЮКОВ, к.т.н., зам. глав. инженера
М.С. ТАХАВИЕВ, нач. инженерно-технического центра
Р.В. ЛЕБЕДЕВ, к.т.н., нач. службы инженерно-технического центра
С.В. ШЕНКАРЕНКО, зам. нач. технического отдела
ООО «Газпром трансгаз Казань» (Россия, 420073, Республика Татарстан, г. Казань, ул. Аделя Кутуя, д. 41). E-mail: [email protected]
А.Е. УСАЧЕВ, д. ф-м.н., проф. кафедры электрических станций
ФГБОУ ВПО «Казанский государственный энергетический университет» (Россия, 420066, Республика Татарстан, г. Казань ул. Красносельская, д. 51). E-mail: [email protected]
Р.К. АВЗАЛОВ, нач. котлотурбинного цеха филиала «Казанская ТЭЦ-3»
ОАО «Территориальная генерирующая компания - 16» (Россия, 420051, Республика Татарстан, г. Казань, ул. Северо-Западная, д. 1). E-mail: [email protected]
В статье рассматриваются вопросы повышения надежности паровых и газовых турбин за счет минимизации эффекта релаксации тепловых напряжений, возникающих на шпильках фланцевых соединений корпуса паровых и газовых турбин. Для повышения долговечности надежного уплотнения разъема цилиндра высокого давления (ЦВД) и устранения утечек через фланцы разъема предложена система охлаждения высокотемпературных шпилек. Рассмотрен пример конкретной реализации алгоритма теплового расчета применительно к охлаждающему устройству шпилек турбины ПТ-60-130.
Ключевые слова: газовая и паровая турбины, высокотемпературные шпильки, тепловой расчет, устранение утечек фланцевых соединений.
Паровые и газовые турбины являются неотъемлемой частью современной энергетики. Повышение уровня их надежности, безопасности и экономичности является одной из основных задач, стоящих перед обслуживающим персоналом. Одним из приоритетов является увеличение срока эксплуатации оборудования. В целях продления срока использования турбинного оборудования необходимо своевременно проводить обновление и реконструкцию, внедрять мероприятия по продлению ресурса и повышения надежности эксплуатации.
Реконструкция турбин должна быть комплексной и обеспечивать не только увеличение ресурса оборудования, но и повышение технико-экономических показателей [1].
Обеспечение плотности и восстановление надежной длительной работы фланцевых соедине-
ний корпусов паровых и газовых турбин является одним из важных направлений повышения экономичности их работы.
Из опыта промышленной эксплуатации силовых турбинных агрегатов для корпусов паровых и газовых турбин характерны следующие повреждения:
1) разрушение с потерей герметичности;
2) нарушение плотности фланцевых разъемов;
3) образование трещин термической усталости;
4)коробление.
Процесс пропаривания как внешних, так и внутренних корпусов паровых турбин всегда приводит к снижению экономичности всего энергетического цикла в целом, так как часть пара исключается из работы в проточной части, что в конечном счете сказывается на снижении полезной
работы агрегата. А потеря герметичности соединений в газовых турбинах, в свою очередь, ведет к снижению работоспособности рабочего тела и, как следствие, к увеличению расхода потребляемого топливного газа и снижению КПД газоперекачивающего агрегата. Имеются и другие отрицательные последствия повреждений разъемов.
При работе шпилек или болтов, скрепляющих фланцы, в условиях высоких температур возникает явление релаксации напряжений: сила затяжки креплений не остается постоянной, а постепенно уменьшается. При этом контактное давление в разъеме понижается, а на некоторой части может исчезнуть совсем; площадь контакта уменьшается, и при некоторой предельно малой затяжке возникает пропаривание фланца (потеря герметичности в случае эксплуатации, например, газовых турбин).
Исключение пропаривания (потери герметичности) фланцевых соединений является одним из путей снижения внутренних потерь рабочей среды [2, 3].
С целью снижения утечек через разъем корпуса паровых и газовых турбин, эксплуатируемых на объектах энергетической и газовой отрасли, в [1, 2] предложена система охлаждения шпилек рабочим потоком до оптимальных температур, тем самым осуществляется минимизация температурных перепадов тела шпильки и рабочего потока. При этом для паровых турбин в качестве охлаждающей среды выступает сам пар, а для газовых - сжатый в компрессоре ГПА воздух. Подробное описание работы схемы охлаждения приведено в [1].
Схема общего вида охлаждающего устройства представлена на рис. 1, где через перфорированную центральную трубу 1 подается охлаждающее рабочее тело (пар или иная охлаждающая среда, например воздух или газ) из трубопровода Т1. Через отверстия в центральной трубе 1 охлаждающий поток проходит во внешнюю трубу 2 охладителя и отводится в отводящий трубопровод Т2.
В экспериментальных шпильках были проделаны отверстия диаметром 35 мм. Рабочий охлаждающий поток, проходящий по наружной трубе 2 охладителя, охлаждает шпильку 3. Снижение температуры шпильки зависит от объема охлаждающего потока, проходящего через охладитель. Регулировка объема охлаждающего потока, а следовательно, и температуры шпилек осуществляется с помощью изменения степени
открытия запорных клапанов на трубопроводах Т1 и Т2.
Созданная и внедренная в эксплуатацию система охлаждения шпилек турбины была апробирована на Казанской ТЭЦ-3. При этом в процессе эксплуатации предложенная система охлаждения высокотемпературных шпилек корпуса турбины позволила улучшить технико-экономические показатели работы турбо-установки. Абсолютный прирост КПД турбины после внедрения схемы составил 5,38%. Экономия топлива за счет ремонта и сокращения утечек через разъем цилиндра составила 919,54 т у.т. [2], при этом полностью была устранена проблема утечек.
В целях унификации применения предложенной схемы охлаждения шпилек и экстраполяции метода расчета на различные паровые и газовые турбины предлагается использовать общую методику теплового расчета охлаждения шпилек.
Расчетная область шпильки представлена на рис. 2.
В расчетной модели приняты следующие допущения:
• движение вынужденное, со сформировавшимся полем вектора скорости;
• тепловые характеристики потоков меняются незначительно;
• принята модель прилипания потока на стенке канала;
• в качестве охлаждающей рабочей среды используется водяной пар.
Общая потребность в отведенной теплоте (тепловая нагрузка, приходящаяся на одну шпильку) определяется выражением
Рис. 1. Охлаждающее устройство шпильки
Рис. 2. Расчетная схема охлаждающего устройства шпильки
й1 - внешний диаметр шпильки; й2 - внешний диаметр охлаждающего устройства (канала); й3 - внутренний диаметр охлаждающего канала; ¿. - длина шпильки; ?л - температура внешней среды; - температура охлаждающего потока
Q = cmДt,
(1)
m
= Р- V = р- (VI-V; ) = р
ínD12
• Ь, (2)
qf k,(t, -и ) = ® =26900 = 3.736^ 104, '1 '2 L 0.72
(5)
где tfl и tf2 - температуры внешней и внутренних сред (в соответствии с принятыми обозначениями см. рис. 2), k - коэффициент теплопередачи, может быть определен из выражения
->4
k _
qe _ 3,736 104 Ш ~ 3,14 • (520-150)
_ 32,157,
Вт м • К
(6)
где tfl = 520 °С - начальная температура шпиль ки; tf2 = 150 °С - температура охлаждающего по тока (в качестве охлаждающей среды в представ ленном варианте расчета используется пар).
Определим коэффициент теплоотдачи от рабо чей среды к внутренней поверхности охлаждаю щего устройства из общей формулы для нахожде ния теплопередачи:
1
k = -
где c - теплоемкость материала шпильки; m -масса одной шпильки; Дt - необходимый температурный перепад для охлаждения шпильки.
Масса шпильки в кг может быть определена из выражения
2 • X,
г D1 1 •1п—11- +-
D2 2•Х2
г D2 1
1п^ +-
D3 D3 • а2
(7)
где: Dз - внутренний диаметр охлаждающего канала, м; = 39,4 - коэффициент теплопроводности шпильки; = 39,1 -коэффициент теплопроводности материала охлаждающего устройства.
Согласно (7), с учетом принятых обозначений имеем:
к = -
где р = 7850 кг/м3 - плотность шпильки; п = 3,14; Dl = 0,12 - внешний диаметр шпильки, м; D2 = 0,035 - внешний диаметр охлаждающего устройства, м; L = 0,720 - длина канала, м.
С учетом габаритов опытного образца (обозначения в формуле полностью соответствуют принятым согласно рис. 2) m = 58,485 кг.
Таким образом, для опытного образца имеем:
Q = 460 ■ 58,485 ■ (520 - 450) = 1,883 ■ 105 Вт,
где c = 460 Дж/кг ■ °С - теплоемкость материала шпильки; ^ = 520 °С - начальная температура шпильки; t2 = 450 °С - конечная температура шпильки.
Для охлаждения за 1 с. на 1 °С потребуется: Q = qlL = 460 ■ 58,485 = 26900 Дж, (3)
где ql - линейный тепловой поток через шпильку, Вт/м:
ql = п^Д^ (4)
с учетом (1-4) и принятых значений получим:
1 0,12 + 1 1п 0,035 + 1 2- 39,4' П 0,035 + 2- 39,1' П0,032 + 0,032-а2
= 32,157. (8)
Из (8) находим а2 = 2183,0017 - коэффициент теплоотдачи от пара к внутренней поверхности охлаждающего устройства.
Согласно методике описания процесса теплопередачи от пара к стенке, уравнение в безразмерных величинах примет вид:
\0,25
„0,8 г,„0,43
( Рг ^
^ = 0,021^еи,-Рг L 0,72
V РГ2 ,
(9)
так как — =-
d2 0,035
разом, имеем:
= 20 < 40 = 1,13, таким об-
2183^0,032 39,1
= 1,787,
(10)
где dэкв = D3 = 0,032, X = Х2 = 39,1; а = 2183,0017; Nu - безразмерный критерий Нуссельта; РГ1 - безразмерный критерий Прандтля при температуре ^ на стенке; РГ2 - безразмерный критерий Прандтля при температуре t2 на стенке.
С учетом принятых обозначений из (9) получим:
Nu = 0,021 • Re0'8 • (10,3)0'43-1,13 1 ,9
10,3
= 0,067 • Re0,8.
(11)
Далее определяем значение Рейнольдса для потока охлаждающей среды согласно (10) и (11):
1,787 = 0,067Ке°,8, (12)
откуда находим: Re = 60,614.
Re = — = 60,614.
v
(13)
Значение скорости охлаждения паром стенки трубы определим из выражения (12):
Rev 60,614 150 10 6
о =-=-= 0,284 м/с, (14)
D3 0,032
где и = 150 ■ 10-6 м - коэффициент кинетической вязкости среды.
Тогда объемный расход охлаждаемого пара на шпильку можно определить как
с n-d2 п- (0,02)2
а = и - S = и--- 0,284----— =
4 4
= 8,91810-5 м3/с,
(15)
где ё = 0,02 м - диаметр подводящего паропровода.
Массовый расход рабочей охлаждающей среды на шпильку может быть определен из выражения:
ц = ga = 1,849355 ■ 8,918 ■ 10-5 = 1,649 ■ 10-4кг/с, где g = 1,849355 кг/м3 плотность пара (при г = 1500 °С; Р = 0,34 МПа).
Таким образом, массовый расход рабочей среды для охлаждения шпильки на 1 °С составит 0,6 кг/ч.
Расход пара на охлаждение 8 шпилек составит 336 кг/ч.
Для оценки предварительного экономического эффекта от применения предложенного метода по методике, представленной выше, были рассчитаны параметры охлаждающих устройств для охлаждения шпилек на турбинах типа Р-50-130. Согласно предварительным данным, после предлагаемой модернизации турбины произойдет увеличение КПД ЦВД на 1,50%. Мощность турбины увеличится на 705,87 кВт. Дополнительная выработка электроэнергии за счет прироста мощности составит 5 865 302 кВтч. Экономия топлива за счет прироста мощности достигнет величины 1816,48 т у.т. В денежном выражении этот показатель составит 5581,16 тыс. руб. Экономический эффект составит 2564,13 тыс. руб.
Применение предложенного устройства, подобранного с учетом методики теплового расчета, позволит решить проблему обеспечения плотности и восстановления надежной длительной работы фланцевых соединений корпусов паровых и газовых турбин за счет минимизации эффекта релаксации тепловых напряжений и найдет широкое применение как в энергетике так и на компрессорных станциях газотранспортных обществ.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Авзалов Р.К. Герметизация фланцевых соединений трубопроводов производственного отбора турбины ПТ-60-130 / Р.К. Авзалов, А.Е. Усачев// Изв. высш. учеб. завед. Проблемы энергетики. 2014. № 5/6. С. 130-133.
2. Р.К. Авзалов, А.Е. Усачев Снижение утечек пара через фланец цилиндра высокого давления за счет
3.
создания системы охлаждения шпилек турбины ПТ-60-130 // Изв. выс. учеб. завед.: Проблемы энергетики. 2014. № 1/2.
Биргер И.А., Иосилевич Г.Б. Резьбовые и фланцевые соединения. - М.: Машиностроение, 1990. 368 с.
INCREASING THE RELIABILITY OF TURBINE EQUIPMENT THROUGH THE USE OF HIGH-TEMPERATURE COOLING PINS OF THE CYLINDER BODY
Kantyukov R.R., Cand. Sci. (Tech.), Deputy Chief Engineer
Tahaviev M.S., Chief of Engeneering and Technical Center
Lebedev R.V., Cand. Sci. (Tech.), Head of Service Engineering and Technical Center
Shenkarenko S.V., Deputy Head of Technical Department
Gazprom Transgaz Kazan (41, Adelya Kutuya Str., 420073, Kazan, Republic of Tatarstan, Russia). E-mail: [email protected]
Usachev A.E., Dr. Sci. (Phis.-Math.), Prof. of the Department of Electric stations
Federal State State-subsidized Educational Institution of Higher Professional Education «Kazan State Power Engineering University» (51, Krasnoselskaya str., 420066, Kazan, Republic of Tatarstan, Russia). E-mail: [email protected]
Avzalov R.K., Head of the boiler-turbine shop, of branch «Kazan cogeneration plant-3»
JSC «Territorial Generating Company - 16» (1, Severo-Zapadnaya str., 420051, Kazan, Republic of Tatarstan, Russia). E-mail: [email protected]
ABSTRACT
The article deals with improving the reliability of steam and gas turbines, by minimizing the effect of relaxation of thermal stresses on the studs flanged connections casing for steam and gas turbines. To improve the durability of a reliable seal of the connector of the high pressure cylinder and leaks through the flange connector of the proposed cooling system high temperature studs. Considered an example of a specific implementation of the algorithm of thermal calculation in relation to the cooling device pins of turbine ST -60-130.
Keywords: gas and steam turbines, high temperature studs, thermal calculation, leak sealing flange connections.
REFERENCES
1. Avzalov R.K., Usachev A.E. Germetizatsiya flantsevykh soedineniy truboprovodov proizvodstvennogo otbora turbiny PT-60-130 [Cooling system of the high temperature dowel for turbines ST-60-130], in Izvestiya vysshikh uchebnykh zavedeniy, Problemy energetici [Proceedings of the higher educational institutions. Issues of Energy], 2010, issue 5/6, pp. 130-133.
2. Avzalov R.K., Usachev A.E. Snizhenie utechek para cherez flanets tsilindra vysokogo davleniya za schet sozdaniya sistemy okhlazhdeniya shpilek turbiny
PT-60-130 [Reduction of leakage of steam through the flange of the high pressure cylinder through the creation of system of cooling pins of turbine ST-60-130], in Izvestiya vysshikh uchebnykh zavedeniy, Problemy energetici [Proceedings of the higher educational institutions. Issues of Energy], 2010, issue 1/2.
3. I.A. Birger, G.B. Iosilevich. Rezbovye i flantsevye soedineniya [Threading and flanged connections], Moscow: Machine building, 1990, 368 p.
