Строение паровой турбины: Паровые турбины

Содержание

Стр. 11 — Magazine21

технологии

Атомное строительство I 21

11

с лопатками последних ступеней дли-

ной

порядка

1830 

мм.

Рассчитывая на экспансию на рын-

ке, Toshiba создала совместное пред-

приятие с IHI (одним из крупнейших

поставщиков корпусов реакторов,

поковок и прочих металлоизделий

для атомной отрасли) с целью рас-

ширения производства турбин. Это

было за 1,5 месяца до аварии на

АЭС «Фукусима-1», которая затормо-

зила реализацию многих проектов.

В конце 2012 года в США была серти-

фицирована доработанная компани-

ей Toshiba версия ABWR (проект этой

РУ изначально создавался нескольки-

ми компаниями). Однако продвиже-

ние проектов Toshiba с ABWR терпело

одну неудачу за другой. Строитель-

ство АЭС «Ома» в Японии было при-

остановлено после аварии в Фукуси-

ме. Реализации проекта сооружения

этого реактора на АЭС «Саус-Тексас»

в США, продвигаемого Toshiba, ме-

шает преобладающий иностранный

контроль, что противоречит амери-

канскому законодательству об атом-

ной энергетике. Надежды Toshiba на

строительство ABWR на планируемой

АЭС «Ханхикиви» в Финляндии рас-

таяли после того, как инвестор про-

екта выбрал в качестве поставщика

технологий Росатом. В ряде пере-

численных случаев Toshiba рассчи-

тывала поставить свою турбинную

технологию.

В то же время компания добилась

успехов на другом фронте турбо-

строения: будучи основным вла-

дельцем Westinghouse, Toshiba стала

поставщиком турбин для основно-

го продукта американской компа-

нии – реактора с водой под давлени-

ем AP1000, сооружаемого в составе

четырех блоков на АЭС «Вогтль»

и АЭС «Саммер» в США. Впрочем,

в Китае, как отмечалось выше, ин-

весторы выбрали в качестве по-

ставщика турбин для этих реакто-

ров Mitsubishi, которая действует

в сотрудничестве с Harbin Electric

и другими китайскими компания-

ми. Турбина Toshiba для AP1000

представляет

собой

тихоходную

(1800 об./мин.) конструкцию мощ-

ностью около 1250 МВт, с двухпоточ-

ным цилиндром высокого давления,

двойным промперегревом и тремя

двухпоточными цилиндрами низкого

давления с лопатками последней сту-

пени длиной около 1320 мм.

Помимо тихоходных Toshiba предла-

гает и быстроходные турбины. Так,

компания создала первую в мире бы-

строходную турбину на 3600 об./мин.

при мощности 1000 МВт. Однако эта

конструкция предназначена для кон-

денсационных тепловых станций, ра-

ботающих

в 

сетях

60

Гц.

В последнее десятилетие в ряд круп-

нейших

производителей

паровых

турбин для АЭС выдвинулась ком-

пания Doosan Heavy Industries. Па-

ротурбинные технологии Doosan

разрабатывались в сотрудничестве

с западными поставщиками, прежде

всего GE. В 2010 году Doosan погло-

тила компанию Škoda Power – чеш-

ского производителя турбин, в том

числе для АЭС с реакторами ВВЭР-

1000 и ВВЭР-440. Doosan является ос-

новным поставщиком турбин для

энергоблоков АЭС Республики Ко-

рея, прежде всего с реакторами юж-

нокорейской конструкции OPR1000

и APR‑1400. В Южной Корее функ-

ционируют девять энергоблоков

с OPR1000 и один строится, четыре

блока APR-1400 сооружаются и еще

шесть планируются. Кроме того,

в Объединенных Арабских Эмира-

тах (ОАЭ) строится АЭС «Барака», ко-

торая будет включать четыре блока

с APR-1400.

На блоках с OPR1000 работают ти-

хоходные

турбины

мощностью

1053 МВт с лопатками последней сту-

пени длиной 1092 мм. Для реакторов

APR-1400 предназначена тихоходная

конструкция мощностью 1455 МВт,

которая является топовым продук-

том компании в секторе конденса-

ционных паровых турбин и была со-

здана с использованием разработок

GE. Конструктивная схема турбо-

установки включает двухпоточный

ЦВД и три двухпоточных ЦНД с ло-

патками последней ступени длиной

1320 мм. Давление пара на входе со-

ставляет 6,9 МПа при температу-

ре 282°C. Базовый вариант турби-

ны выпускается на 1800 об./мин.,

но предусмотрен и вариант на

1500 об./мин. После ввода в эксплуа-

тацию во второй половине 2014 года

первого энергоблока с APR-1400 на

АЭС «Кори-2» эта турбина станет са-

мой мощной среди действующих

в мире в сетях 60 Гц.

РОССИЯ НА ТУРБОРЫНКЕ:

БЫСТРО – НЕ ВСЕГДА ХОРОШО

Паровые турбины для ядерных энер-

гоблоков средней и большой мощ-

ности советской/российской разра-

ботки выпускали три поставщика:

Харьковский турбогенераторный за-

вод (ХТГЗ, ныне «Турбоатом», кон-

трольный пакет акций которого

находится до сих пор в государствен-

ной собственности Украины), Ле-

нинградский металлический завод

(ЛМЗ, входит в ОАО «Силовые маши-

ны») и Skoda (наследник ее турбоге-

нераторного бизнеса, Skoda Power,

Сердце газотранспортной системы

11 апреля 2016

Как транспортируют природный газ

«Газпром» располагает крупнейшей в мире газотранспортной системой. Она представляет собой уникальный технологический комплекс, включающий в себя объекты транспортировки (о некоторых из них мы уже рассказывали в наших фоторепортажах: «72 часа», «„Сахалин — Хабаровск — Владивосток“ — испытано стихией», «Готовим „сани“ к зиме», «„Грязовец — Выборг“: газопровод повышенной проходимости», ) и хранения («Хранители газа»), а также обеспечивает непрерывный цикл поставки газа от скважины до конечного потребителя. Общая протяженность газотранспортной системы на территории России составляет 170,7 тыс. км. В транспортировке газа используются 250 компрессорных станций, на которых установлено 3825 газоперекачивающих агрегатов (ГПА).

Сегодня мы расскажем вам о том, как создаются ГПА — важнейшие элементы газотранспортной системы, благодаря которым становится возможным транспортирование природного газа по магистральным газопроводам.

В настоящий момент российская газовая отрасль полностью обеспечивает себя отечественными ГПА. Их делают в России несколько заводов — в Казани, Перми, Рыбинске, Санкт-Петербурге и Уфе. В северной столице газоперекачивающие агрегаты производит «РЭП Холдинг», входящий в структуру промышленных активов «Газпромбанка». «РЭП Холдинг» образуют крупнейшие промышленные предприятия «Невский завод» и «Завод ЭЛЕКТРОПУЛЬТ», а также собственный научно-проектный «Институт энергетического машиностроения и электротехники».

«РЭП Холдинг» выпускает широкую номенклатуру энергетического и турбокомпрессорного оборудования, в том числе газоперекачивающие агрегаты «Ладога» на базе стационарных газовых турбин мощностью 16, 22/25 и 32 МВт. Все процессы производства и испытаний газовых турбин локализованы на «Невском заводе», который мы посетили в первую очередь.

Завод был основан в 1857 году. Уже более 75 лет здесь разрабатывают и производят продукцию энергетического машиностроения — газовые и паровые турбины, центробежные и осевые компрессоры, нагнетатели. В 2007 году завод вошел в состав «РЭП Холдинга». При инвестиционной поддержке «Газпромбанка» была проведена глобальная реконструкция — построены новые производственные цеха, внедрены современные технологии, приобретены уникальные станки.

На «Невском заводе» работают высококвалифицированные специалисты. К слову сегодня в Санкт-Петербурге активно развивается промышленность, а технические специальности востребованы и престижны. «Училищем» наши остроумные собеседники на заводе просторечно называют не ПТУ, а МГТУ имени Баумана — ведущий технический вуз страны, а турбины именуют по цифрам мощности «тридцать вторая», «двадцать пятая».

Сейчас основной продукт «Невского завода» — ГПА-32 «Ладога» (выпускается по лицензии GE Oil & Gas) разработанный специально для российского рынка на основе базового семейства газовых турбин MS5002E. Это единственный газоперекачивающий агрегат мощностью 32 МВт, производимый в России. Его КПД составляет 36%, и что немаловажно — этот агрегат отличается образцовыми экологическими характеристиками — эмиссия вредных выбросов составляет не более 18 ppm (ppm означает «частей на миллион», от английского parts per million).

Мощность 32 МВт точно гармонирует с пропускной способностью магистральной трубы диаметром 1420 мм — самой большой по диаметру, используемой для магистральных газопроводов (в исключительных случаях мощность ГПА может быть и больше, например, на компрессорной станции «Портовая», перекачивающей газ по газопроводу «Северный поток», установлено несколько ГПА мощностью 52 МВт).

На примере «Ладоги» инженер — кстати, родом из Италии, но давно проживающий в России, — Филипп Пицци рассказывает нам, как устроена газовая турбина: «„Сигара“ турбины делится на две части: газогенераторная и часть низкого давления — так называемая силовая часть».

В газогенераторной части (справа) атмосферный воздух сжимается лопатками и затем подогревается в камере сгорания за счет сжигания в сжатом воздухе жидкого топлива. Приобретая, таким образом, высокую температуру и давление, воздух (газ) поступает в область низкого давления (слева), попутно расширяясь и ускоряясь.

Далее, поток газа попадает на рабочие лопатки турбины, отдавая им часть своей энергии и передавая крутящий момент на вал. Вал приводит в работу компрессор для перекачки газа.

«Невский завод» не стоит на месте и постоянно развивается, внедряя новые разработки. Сейчас завод активно готовится к запуску в серийное производство новой стационарной газотурбинной установки Т16 мощностью 16 МВт (16-мегаваттные двигатели — самые распространенные в «Газпроме», ими оборудована треть всех ГПА). На фото — слесаря Сергей Гришин, Кирилл Ружицкий, диспетчер сборки Вячеслав Куш, начальник сборочного производства Олег Кириллов, бригадир Федор Обломов.

Как и в случае с «Ладогой» это также совместная разработка с GE Oil & Gas, но уже не просто освоение лицензии, а совместное проектирование. КПД — 37%.

Филипп принимает активное участие в проекте производства. «Преимущество такой машины состоит в том, что она хороша и для газоперекачки и для выработки электроэнергии — куда скажут, туда и поставим. Первый образец у нас идет в Москву для энергетиков», — сообщил Филипп. На фото — рама вспомогательных устройств для новой турбины.

Ключевое слово в этом проекте — стационарная. Конструктор турбины Т16 Артем Андропов объясняет, в чем главное отличие стационарной газовой турбины от авиационной. Авиационная турбина значительно меньше по размеру, считается удобной для прохождения техобслуживания, но имеет более ограниченный ресурс. Кроме того, самолетный двигатель необходимо приспосабливать для нужд газовой отрасли. Стационарная же турбина делается специально для промышленного потребителя и в большей степени отвечает требованиям надежности.

«Наиболее существенным преимуществом этой машины является очень большой ресурс работы. Полный жизненный цикл — 200 тысяч часов. Это более 20 лет», — объясняет Артем.

«Еще одним важным достоинством этой машины является ее высокая эффективность. Чтобы выработать энергию, нам нужно меньше подвести топлива. Машина отличается компактностью и удобством монтажа. Она представлена на одной опорной раме, и, благодаря этому, мы можем производить ее полную установку и запуск в течение 24 часов. То есть после доставки всего комплекта оборудования на объект, через 24 часа мы получим первую электроэнергию с клемм генератора», — обещает Артем Андропов.

Артему 25 лет, на заводе он работает уже почти 6 лет. Заканчивал Санкт-Петербургский государственный морской технический университет. «Я по специальности турбинист — мне эта тематика очень близка. Сразу хотел работать на постоянной основе и на четвертом курсе устроился сюда — уже инженером-конструктором, работал полных три дня в неделю. На специальность „газовые турбины“ я попал случайно. Изначально хотел пойти на более общее направление „Судовые автоматизированные установки“. Как назвать это — ошибкой, или счастливой случайностью, которая помогла мне найти свое дело? Но в течение пяти лет, чем дольше я учился, тем больше понимал, что это мое», — рассказывает создатель турбины.

Участок изготовления рамы под новую турбину. Преимущества этой рамы в том, что она имеет возможность боковой выкатки. По рельсам, которые приделаны к ней, можно будет выкатить полностью всю «сигару», либо только часть высокого давления или низкого, тем самым обслуживать или ремонтировать только тот узел, который необходим.

Мастер участка Антон Казанцев (слева) рассказал, что турбина будет защищена шумотеплоизолирующим кожухом (КШТ). «В верхней части кожуха будут находиться кран-балки. Поэтому какие-либо агрегаты, которые в процессе эксплуатации могут нуждаться в замене или в оперативном доступе, можно будет демонтировать непосредственно, не снимая крыши с КШТ, через специальные двери», — поясняет Антон.

Антон работает на заводе с 2011 года. До этого работал на другом предприятии «РЭП Холдинга» — заводе «ЭЛЕКТРОПУЛЬТЕ», о котором мы расскажем ниже. Учился в Санкт-Петербургском государственном морском техническом университете на факультете корабельной энергетики и автоматики.

«По большому счету это профильно, потому что газовые турбины относятся к энергетическим установкам. Мне здесь интересно, я всегда хотел работать на производстве. У нас на заводе сильная кадровая политика и достойные условия труда — это очень важно», — подчеркнул Антон Казанцев.

Мы поинтересовались у Антона, как удается преодолевать языковой барьер в общении с партнёрами — итальянцами. Антон Казанцев уверено отвечает: «Я в пределах университетского образования отлично владею английским языком, и с 5 лет учился в английской школе. Разговорный английский у меня на достойном уровне».

Пообщавшись с мастером участка, мы направились в цех сборки.

Здесь все составляющие части агрегата собираются в единую композицию.

Перед нами корпус турбины низкого давления, в него устанавливается выхлопной диффузор камеры сгорания турбины Т16. Через него проходят сгоревшие газы.

«С запуском серийного производства сборка этого узла будет осуществляться быстрее, но в случае с первым образцом мы более детально все перепроверяем», — делится секретами диспетчер сборочного участка Вячеслав Куж.

Вячеслав работает на «Невском заводе» уже 4 года. Начинал на сборке ГПА-32 «Ладога». Имеет высшее образование — окончил Санкт-Петербургский институт машиностроения.

Параллельно со сборкой новой установки на заводе идет отлаженный процесс выпуска компрессоров, нагнетателей, паровых турбин и другой продукции.

Главный конструктор управления центробежных компрессоров «РЭП Холдинга» Владимир Климентьевич Юн привел нас к станку, где обрабатывается корпус компрессора, который будет работать в составе газоперекачивающего агрегата ГПА- 25 на нефтегазоконденсатном месторождении.

Корпус компрессора — это кованая бесшовная труба с толщиной стенки около 100 мм. На фото корпус после предварительной обдирки (снятия окалины). Но корпус — это только одна из составных частей компрессора, для получения конечного продукта, рабочими завода будет проделана немалая работа: приварены лапы, установлены патрубки, сделана расточка внутренних полостей.

Этой работой занимаются настоящие профессионалы! На фото — электрогазосварщик Сергей Тюнин.

Бригадир Михаил Воронцов и слесарь-электромонтажник Максим Телегин.

Завершающим этапом создания каждой турбины является ее проверка на испытательном стенде. Он проектируется и строится индивидуально под каждую машину определенной мощности, так как каждая турбина в своем конструктиве уникальна.

Начальник стендового управления Владимир Болдырев поясняет: «Есть помещение, где подготавливается воздух, есть помещение, где готовится газ, сверху пультовая, электрическое хозяйство. Это целый комплекс сооружений — это не просто площадка».

Владимир Юрьевич работает на заводе уже 33 года. Из них 13 лет возглавляет участок испытаний.

Пройдя испытания, турбина будет готова к эксплуатации, но останется «последний штрих» — подключение к системе автоматического управления. На фото — машинист крана Наталья Городецкая и бригадир Сергей Богомолов.

И для того чтобы увидеть, как создают эти системы управления, мы направились на завод «ЭЛЕКТРОПУЛЬТ».

АО «Завод ЭЛЕКТРОПУЛЬТ» ведет отсчет своей истории с 1935 года. Первой продукцией завода были пульты для электростанций, именно они дали название заводу. В 2004 году предприятие вошло в состав «РЭП Холдинга».

Сегодня основная продукция завода — это автоматизированные системы управления, преобразовательная техника, средневольтное оборудование, комплектные распределительные устройства, комплектные трансформаторные подстанции, электроприводные газоперекачивающие агрегаты, контейнерные конструкции для электротехнического оборудования.

Например, шкафы — низковольтные комплектные устройства — изображенные на фото, изготовлены для объектов газопровода «Бованенково — Ухта».

Собираются эти шкафы из профиля и по универсальному техническому решению германских фирм Siemens и Rittal, которые являются владельцами базовых на мировом рынке технологий производства шкафов Sivacon (конструктив фирмы Siemens) и Rittal. На фотографии запечатлены каркасы будущих шкафов.

Профиль Rittal делают из нержавеющей стали. Уголок такого профиля имеет 16 граней — очень сложная конструкция.

Но завод «ЭЛЕКТРОПУЛЬТ» разработал и свой вариант конструктива электрошкафов под названием «Сфера». Устройство предназначено для приема и распределения электроэнергии трехфазного переменного тока, а также для управления оборудованием и его защиты от коротких замыканий и перегрузок. Создан он в 2015 году командой завода. Таким образом, заводчане внесли свой собственный вклад в большое дело импортозамещения.

А руководил созданием нового образца начальник отдела комплектных трансформаторных подстанций Андрей Гогулин.

«Этот шкаф призван стать нашей полноценной альтернативой зарубежным конструктивным решениям. И если в шкафы по иностранным технологиям монтируется исключительно оборудование определенных изготовителей, кстати, тоже иностранных, то в конструктив „Сфера“ можно смонтировать оборудование абсолютно любого поставщика», — рассказывает создатель новинки.

Андрей показывает нам уже готовый шкаф «Сфера Н». Буква «Н» обозначает низкий класс напряжения. В дальнейшем завод планирует сделать такой конструктив по всем трем классам напряжения (низкое, среднее, высокое).

Происхождение названия «Сфера» незамысловатое, оно идет от самого коллектива завода. «Сфера деятельности „ЭЛЕКТРОПУЛЬТА“ — это производство электрооборудования и электрошкафов в частности», — пояснил Андрей Гогулин.

А коллективом своим завод гордится. Здесь, как и на «Невском заводе», работают настоящие профессионалы своего дела — такие как Сергей Чикин и Виктор Круглов.

Александр Виданов.

Юрий Кондратов и Алексей Галанкин.

Владимир Новосельцев.

Но железо — это только железо. За то, чтобы электрошкаф приобрел свою «душу» и неповторимую функциональную индивидуальность отвечает начальник участка изготовления жгутов монтажного производства Ольга Иванова.

Ольга Владимировна рассказала нам, что каждый электрический шкаф уникален: «Мы получаем документацию — сборочные чертежи. И на макете рисуем место нахождения приборов и по трассировке делаем жгут. Потом готовое изделие готовим к монтажу, штырюем, паяем разъемы, одеваем маркировочные трубочки и готовое изделие устанавливаем в шкаф».

Цех, где изготавливают жгуты, похож на оазис.

Теперь электрошкаф полностью готов. Его установят в блок-контейнере, который на месторождении служит домом для людей и техники.

А строят эти дома следующим образом. На переднем плане снимка основание строения. Оно выполнено единой сварной конструкцией, что обеспечивает необходимую жесткость и прочность.

А это стены и потолок. Легкий и прочный несущий каркас выполнен из стали, обшивается по стенам и потолку утеплителем в виде сэндвич-панелей, которые позволяют эксплуатировать блок-контейнер при температуре окружающей среды от —60 до +40°С.

Блок-контейнеры удобно перевозить автомобильным и железнодорожным транспортом, перемещать подъемно-транспортными средствами.

Внутри устанавливается энергетическое оборудование для газоперекачивающего агрегата. Напоминает кухонный гарнитур, нашпигованный встроенной техникой.

Блок-контейнеры оборудованы системами освещения, вентиляции, обогрева, пожарно-охранной сигнализацией.

«Квартирный вопрос полностью решается», — шутят заводчане. Конструкция блок-контейнера позволяет изготавливать его с отдельными помещениями, тамбурами, рабочими зонами, зонами отдыха.

Этот блок-контейнер — знакомого фирменного газпромовского цвета Pantone-300. Значит заказ «Газпрома».

Он отправится работать на компрессорную станцию «Усинская» газопровода «Бованенково — Ухта». Пожелаем ему хорошей дороги и долгой службы.

А нам пора отправляться домой, сегодня был насыщенный и емкий день. Мы побывали на двух заводах Санкт-Петербурга, тесно связанных с газовой отраслью. Увидели своими глазами, как работает отечественная промышленность, выпуская высококачественную и конкурентоспособную продукцию — газоперекачивающие агрегаты — сердце газотранспортной системы.

Редакция сайта ПАО «Газпром»
Фотографии большого размера вы можете найти в фотоальбоме.

Завершены работы по внедрению САРЧМ энергоблока 300 МВт ст.№4 Лукомльской ГРЭС РУП «Витебскэнерго» (Республика Беларусь)

Специалисты ООО «ИНКОНТРОЛ» выполнили работы по проектированию, изготовлению, разработке программно-алгоритмического обеспечения, шеф-монтажу и наладке системы автоматического регулирования частоты и мощности паросилового энергоблока с турбиной К-300-240 и двухкорпусным котлоагрегатом ТГМП-114. В качестве программно-технических средств применены:

  • SIEMENS Simatic PCS-7 для информационно-регулирующей системы энергоблока, охватывающей все контуры регулирования энергоблока и ЭЧСР паровой турбины;
  • ИНКОНТ-Р для терминала САРЧМ, обеспечивающего резервированную связь энергоблока с ОДУ (г. Минск) по протоколу МЭК 60870-5-104.

Благодаря внедрению современных технических средств управления и применению научных достижений современной теории управления (применение сложных схем управления с добавочными сигналами, применение сложных компенсирующих устройств для развязки связанных контуров, применение не только ПИ, но ПИД-регуляторов, применение методов автоматической настройки и т.д.) значительно повышено качество поддержания параметров, увеличена скорость изменения мощности и расширен диапазон автоматического изменения мощности. Для автоматического вторичного регулирования установлена скорость автоматического изменения мощности на уровне 6 МВт/мин (2%/мин) в диапазоне 120 – 300 МВт. В ночное время энергоблок разгружается до 100 МВт с сохранением регулятора мощности и всех АСР в автоматическом режиме.

Ниже на графике представлен один из опытов по проверке АВРЧ при изменении мощности со скоростью 6 МВт/мин.

График изменения электрической мощности, давления острого пара, положения регулирующих клапанов турбины, нагрузки котла, температуры острого пара при изменении мощности по каналу АВРЧ со скоростью 6 МВт/мин.

В объеме внедрения были проведены испытания всех проектных видов разгрузок (разгрузка на ХХ и СН с различных нагрузок энергоблока, разгрузка при отключении ПТН,  разгрузка при отключении одного корпуса котла), а также внедрены автоматическая разгрузка при отключении одного РВП и автоматическая импульсная разгрузка.

В ближайшее время специалисты ООО «ИНКОНТРОЛ» приступят к аналогичным работам на энергоблоке ст.№3 300 МВт, оборудование с разработанным программным обеспечением уже находится на площадке.

 

Код ОКВЭД 28.11.21 — Производство паровых турбин

Действует ООО НАУЧНО-ПРОИЗВОДСТВЕННОЕ ПРЕДПРИЯТИЕ АРМС

Производство

Машиностроение

Производство двигателей и турбин

Генеральный Директор:Мартынов Юрий Геннадьевич

Юридический адрес:ОБЛАСТЬ МОСКОВСКАЯ ГОРОД ЛЫТКАРИНО УЛИЦА ПАРКОВАЯ СТРОЕНИЕ 1 КОМ. 16

Дата регистрации:17.01.1992

Уставной капитал:770 000 ₽

ИНН:7703049362

ОГРН:1027739079708

Действует ООО МАШКОМПЛЕКТ

Производство

Машиностроение

Производство двигателей и турбин

Генеральный Директор:Якимов Сергей Алексеевич

Юридический адрес:ГОРОД САНКТ-ПЕТЕРБУРГ УЛИЦА НОВОРОССИЙСКАЯ ДОМ 49 ЛИТЕР Б ОФИС 212

Дата регистрации:24.08.1995

Уставной капитал:60 000 ₽

ИНН:7825704956

ОГРН:1027809173534

Действует ООО КОМТЕК-ЭНЕРГОСЕРВИС

Производство

Машиностроение

Производство двигателей и турбин

Конкурсный Управляющий:Чурагулов Вячеслав Игоревич

Юридический адрес:ГОРОД САНКТ-ПЕТЕРБУРГ ПРОСПЕКТ БОЛЬШОЙ СМОЛЕНСКИЙ 15 2

Дата регистрации:27.10.1998

Уставной капитал:1 000 000 ₽

ИНН:7808043470

ОГРН:1037843033205

Действует АО УРАЛЬСКИЙ ТУРБИННЫЙ ЗАВОД

Производство

Машиностроение

Производство двигателей и турбин

Генеральный Директор:Сорочан Игорь Павлович

Юридический адрес:ОБЛАСТЬ СВЕРДЛОВСКАЯ ГОРОД ЕКАТЕРИНБУРГ УЛИЦА ФРОНТОВЫХ БРИГАД 18 — —

Дата регистрации:25.06.2003

Уставной капитал:880 000 000 ₽

ИНН:6673100680

ОГРН:1036604805412

Действует АО СЕРВИСНАЯ СЛУЖБА УРАЛЬСКОГО ТУРБИННОГО ЗАВОДА

Производство

Машиностроение

Производство двигателей и турбин

Генеральныи Директор:Денисова Юлия Николаевна

Юридический адрес:ОБЛАСТЬ СВЕРДЛОВСКАЯ ГОРОД ЕКАТЕРИНБУРГ УЛИЦА ФРОНТОВЫХ БРИГАД 18

Дата регистрации:26.01.2004

Уставной капитал:1 700 000 ₽

ИНН:6673107076

ОГРН:1046604780936

Действует АО КАЛУЖСКИЙ ЗАВОД ЭНЕРГЕТИЧЕСКОГО МАШИНОСТРОЕНИЯ

Производство

Машиностроение

Производство двигателей и турбин

Генеральный Директор:Балаш Павел Викторович

Юридический адрес:ОБЛАСТЬ КАЛУЖСКАЯ ГОРОД КАЛУГА УЛИЦА ПАРКОВАЯ ДОМ 12В

Дата регистрации:28.10.2009

Уставной капитал:20 000 ₽

ИНН:4028046316

ОГРН:1094028002815

Действует ООО ВТ ТЕХНОЛОГИИ

Производство

Машиностроение

Производство двигателей и турбин

Генеральный Директор:Богачева Алла Ивановна

Юридический адрес:ГОРОД САНКТ-ПЕТЕРБУРГ УЛИЦА КОМИССАРА СМИРНОВА ДОМ 11 ЛИТЕР Д ПОМЕЩЕНИЕ 3-Н, №38

Дата регистрации:14.09.2010

Уставной капитал:10 000 ₽

ИНН:7810800738

ОГРН:1107847303838

Действует ООО ПРОМТУРБО

Производство

Машиностроение

Производство двигателей и турбин

Генеральный Директор:Хорьков Алексей Николаевич

Юридический адрес:ГОРОД МОСКВА ПЕРЕУЛОК МОЖАЙСКИЙ ДОМ 3 КВАРТИРА 17

Дата регистрации:06.05.2016

Уставной капитал:10 000 ₽

ИНН:7730203052

ОГРН:1167746452125

Действует ООО ЕКАТЕРИНБУРГСКОЕ КУЗНЕЧНОЕ ПРОИЗВОДСТВО

Производство

Машиностроение

Производство двигателей и турбин

Генеральный Директор:Новосельченко Эдуард Петрович

Юридический адрес:ОБЛАСТЬ СВЕРДЛОВСКАЯ ГОРОД ЕКАТЕРИНБУРГ УЛИЦА ФРОНТОВЫХ БРИГАД ДОМ 18

Дата регистрации:25.05.2017

Уставной капитал:27 657 030 ₽

ИНН:6686095420

ОГРН:1176658052636

Действует ООО ЛИАН СЕРВИС

Производство

Машиностроение

Производство двигателей и турбин

Генеральный Директор:Гудков Николай Николаевич

Юридический адрес:ГОРОД САНКТ-ПЕТЕРБУРГ ПРОСПЕКТ ПРОСВЕЩЕНИЯ ДОМ 53 КОРПУС 1 КВАРТИРА 924

Дата регистрации:03.10.2017

Уставной капитал:10 000 ₽

ИНН:7804607510

ОГРН:1177847323180

Действует ООО СЕРВИС ПАРОВЫХ ТУРБИН

Производство

Машиностроение

Производство двигателей и турбин

Генеральный Директор:Ушаков Александр Васильевич

Юридический адрес:ОБЛАСТЬ СВЕРДЛОВСКАЯ ГОРОД ЕКАТЕРИНБУРГ УЛИЦА АВИАЦИОННАЯ ДОМ 10 КВАРТИРА 236

Дата регистрации:27.03.2019

Уставной капитал:10 000 ₽

ИНН:6670480730

ОГРН:1196658022934

Ликвидирована АО ТЕПЛОЭНЕРГОСЕРВИС-ЭК

Производство

Машиностроение

Производство двигателей и турбин

Конкурсный Управляющий:Кармацких Дмитрий Иванович

Юридический адрес:ОБЛАСТЬ СВЕРДЛОВСКАЯ ГОРОД ЕКАТЕРИНБУРГ ПЛОЩАДЬ 1-Й ПЯТИЛЕТКИ УЗТМ ЦЕХ52 АБК

Дата регистрации:18.09.2002

Уставной капитал:–

ИНН:7707249228

ОГРН:1027739211180

Ликвидирована ООО ТЕХНОСНАБ

Производство

Машиностроение

Производство двигателей и турбин

Директор:Щитова Олеся Сергеевна

Юридический адрес:ОБЛАСТЬ СВЕРДЛОВСКАЯ ГОРОД ЕКАТЕРИНБУРГ УЛИЦА МАШИНОСТРОИТЕЛЕЙ 35

Дата регистрации:02.03.2005

Уставной капитал:10 000 ₽

ИНН:6673123293

ОГРН:1056604797886

Ликвидирована АО ТЕПЛОЭНЕРГОСЕРВИС-ЕК

Производство

Машиностроение

Производство двигателей и турбин

Конкурсный Управляющий:Чакров Олег Алексеевич

Юридический адрес:ОБЛАСТЬ СВЕРДЛОВСКАЯ ГОРОД ЕКАТЕРИНБУРГ АБОНЕНТСКИЙ ЯЩИК 1-Й ПЯТИЛЕТКИ УЗТМ АБК ЦЕХ 52

Дата регистрации:18.09.2008

Уставной капитал:1 000 000 ₽

ИНН:6673190596

ОГРН:1086673013855

Ликвидирована ООО ТЕХНОПРОЕКТ

Производство

Машиностроение

Производство двигателей и турбин

Генеральный Директор:Гудков Евгений Николаевич

Юридический адрес:ГОРОД САНКТ-ПЕТЕРБУРГ ПРОСПЕКТ ПИСКАРЁВСКИЙ ДОМ 63 ЛИТЕР А ПОМ 3Н ОФИС 425

Дата регистрации:16.03.2018

Уставной капитал:10 000 ₽

ИНН:7806299621

ОГРН:1187847069013

энергетика | GE News

Когда Марк Бейкер по ночам смотрит на Луну, он не видит загадок и тайн. Он размышляет о мегаваттах.

Дважды в сутки, без перебоев, словно по часам, гравитация Луны вызывает приливы и отливы в морях. Для Бейкера, директора направления возобновляемых морских энергоресурсов GE Power Conversion, приливы и отливы —  идеальный источник энергии, более предсказуемый и надежный, чем энергия ветра или Солнца. По его словам, «значительная амплитуда прилива в некоторых местах Великобритании дает огромный потенциал для производства энергии».

Луна, наряду с Солнцем, может стать источником возобновляемой энергии.

GE Power Conversion тестирует приливные турбогенераторы и другие подводные технологии в турбинах, установленных на дне моря у побережья Оркнейских островов в Шотландии и в проливе Рэмзи-Саунд в графстве Пембрукшир в Уэльсе.

По словам Бейкера, GE готова расширить энергосистему, установив множество приливных турбин на дне пролива Пентленд-Ферт, отделяющего Оркнейский архипелаг от северной оконечности Шотландии. В проливе наблюдаются одни из самых сильных течений в Великобритании (см. видео).

Еще в средние века люди пытались «приручить» энергию приливов и волн, возводя приливные мельницы для помола зерна. Согласно сайту Ideas Lab, первая приливная электростанция «Ля Ранс» была построена с 1960 по 1966  на реке Ранс во Франции. Но технология не прижилась из-за высокой себестоимости и ограниченного числа мест с достаточно сильными приливами.

Хотя конструкция и технология создания турбин претерпела изменения, которые снизили расходы и сделали их эксплуатацию возможной в большем числе мест, технология «на десятилетия отстает от других видов возобновляемых энергоносителей и, вероятно, потребует значительной поддержки государства и проведения исследований, чтобы стать признанным источником чистой энергии», пишет Ideas Lab.

Изрезанная береговая линия Оркнейских островов – место сильнейших приливов.

Сейчас в США рассматривается возможность разработки 17 демонстрационных проектов по использованию энергии приливов и волн. По последним оценкам министерства энергетики США, в год потенциально может генерироваться до 1400 тераватт-часов приливной энергии (такой термин действительно существует) – одного тераватт-часа достаточно для обеспечения электричеством около 85 000 домов. Даже малая часть доступной в США энергии приливов и волн могла бы питать миллионы домов по всей Америке.

В прошлом году заместитель секретаря по вопросам энергоэффективности и возобновляемых энергоресурсов Дэвид Дэниэлсон заявил, что «энергия приливов и волн – большой и неосвоенный ресурс для США, и ответственная разработка этого чистого и возобновляемого источника энергии является важной частью  нашей комплексной энергетической стратегии».

Не так давно BBC назвала Шотландию «Саудовской Аравией в области возобновляемых энергоресурсов». Один только проект в Пентленд-Ферт мог бы удовлетворить почти половину потребностей Шотландии в электроэнергии – 1,9 гигаватт.

Турбины похожи на самолетные винты, погруженные на глубину 54-73 метров. Они расположены в стратегических «узких местах» залива, где скорость приливных течений выше всего.

Инженеры могут получать энергию из вертикальных и горизонтальных движений приливов. Несколько  инициативных групп использовали буи, генерирующие электричество из движений волн вверх и вниз. Но, по словам Бейкера, «устанавливать и обслуживать оборудование на поверхности моря оказалось на порядок сложнее. Волновые системы, установленные компаниями, разбились о скалы».

Бейкер считает, что комплексы приливных электрогенераторов начнут появляться повсюду в Великобритании и во всем мире: «Электростанции в приливных лагунах вскоре могут стать реальностью в Великобритании. Они могут вырабатывать энергию в масштабах, достаточных для обеспечения коммунальных нужд».

Принцип работы атомной электростанции. Справка

Сpеди них пеpвый и наиболее pаспpостpаненный тип – это pеактоp на обогащенном уpане, в котоpом и теплоносителем, и замедлителем является обычная, или «легкая», вода (легководный реактор). Существуют две основные pазновидности легководного реактора: pеактоp, в котоpом паp, вpащающий туpбины, обpазуется непосpедственно в активной зоне (кипящий реактор, в России – РБМК — реактор большой мощности, канальный), и pеактоp, в котоpом паp обpазуется во внешнем, или втоpом, контуpе, связанном с пеpвым контуpом теплообменниками и паpогенеpатоpами (водо водяной энергетический реактор – ВВЭР).

Втоpой тип pеактоpа – газоохлаждаемый pеактоp (с гpафитовым замедлителем).

Тpетий тип pеактоpа, – это реактоp, в котоpом и теплоносителем, и замедлителем является тяжелая вода, а топливом природный уран.

Существует также реактор на быстрых нейтронах (БН).

Реактор смонтирован в стальном корпусе, рассчитанном на высокое давление – до 1,6 х 107 Па, или 160 атмосфер.
Основными частями ВВЭР-1000 являются:

1. Активная зона, где находится ядерное топливо, протекает цепная реакция деления ядер и выделяется энергия.
2. Отражатель нейтронов, окружающий активную зону.
3. Теплоноситель.
4. Система управления защиты (СУЗ).
5. Радиационная защита.

Теплота в реакторе выделяется за счет цепной реакции деления ядерного топлива  под действием тепловых нейтронов. При этом образуются продукты деления ядер, среди которых есть и твердые вещества, и газы – ксенон, криптон. Продукты деления обладают очень высокой радиоактивностью, поэтому топливо (таблетки двуокиси урана) помещают в герметичные циркониевые трубки – ТВЭЛы (тепловыделяющие элементы). Эти трубки объединяются по несколько штук рядом в единую тепловыделяющую сборку. Для управления и защиты ядерного реактора используются регулирующие стержни, которые можно перемещать по всей высоте активной зоны. Стержни изготавливаются из веществ, сильно поглощающих нейтроны – например, из бора или кадмия. При глубоком введении стержней цепная реакция становится невозможной, поскольку нейтроны сильно поглощаются и выводятся из зоны реакции. Перемещение стержней производится дистанционно с пульта управления. При небольшом перемещении стержней цепной процесс будет либо развиваться, либо затухать. Таким способом регулируется мощность реактора.

Схема станции – двухконтурная. Первый, радиоактивный, контур состоит из одного реактора ВВЭР 1000 и четырех циркуляционных петель охлаждения. Второй контур, нерадиоактивный, включает в себя парогенераторную и водопитательную установки и один турбоагрегат мощностью 1030 МВт. Теплоносителем первого контура является некипящая вода высокой чистоты под давлением в 16 МПа с добавлением раствора борной кислоты – сильного поглотителя нейтронов, что используется для регулирования мощности реактора.

Основные процессы, происходящие во время работы АЭС:

1. Главными циркуляционными насосами вода прокачивается через активную зону реактора, где она нагревается до температуры 320 градусов за счет тепла, выделяемого при ядерной реакции.
2. Нагретый теплоноситель отдает свою теплоту воде второго контура (рабочему телу), испаряя ее в парогенераторе.
3. Охлажденный теплоноситель вновь поступает в реактор.
4. Парогенератор выдает насыщенный пар под давлением 6,4 МПа, который подается к паровой турбине.
5. Турбина приводит в движение ротор электрогенератора.
6. Отработанный пар конденсируется в конденсаторе и вновь подается в парогенератор конденсатным насосом. Для поддержания постоянного давления в контуре установлен паровой компенсатор объема.
7. Теплота конденсации пара отводится из конденсатора циркуляционной водой, которая подается питательным насосом из пруда охладителя.
8. И первый, и второй контур реактора герметичны. Это обеспечивает безопасность работы реактора для персонала и населения.

В случае невозможности использования большого количества воды для конденсации пара, вместо использования водохранилища, вода может охлаждаться в специальных охладительных башнях (градирнях).

Безопасность и экологичность работы реактора обеспечиваются жестким выполнением регламента (правил эксплуатации) и большим количеством контрольного оборудования. Все оно предназначено для продуманного и эффективного управления реактором.
Аварийная защита ядерного реактора – совокупность устройств, предназначенная для быстрого прекращения цепной ядерной реакции в активной зоне реактора.

Активная аварийная защита автоматически срабатывает при достижении одним из параметров ядерного реактора значения, которое может привести к аварии. В качестве таких параметров могут выступать: температура, давление и расход теплоносителя, уровень и скорость увеличения мощности.

Исполнительными элементами аварийной защиты являются, в большинстве случаев, стержни с веществом, хорошо поглощающим нейтроны (бором или кадмием). Иногда для остановки реактора жидкий поглотитель впрыскивают в контур теплоносителя.

Дополнительно к активной защите, многие современные проекты включают также элементы пассивной защиты. Например, современные варианты реакторов ВВЭР включают «Систему аварийного охлаждения активной зоны» (САОЗ) – специальные баки с борной кислотой, находящиеся над реактором. В случае максимальной проектной аварии (разрыва первого контура охлаждения реактора), содержимое этих баков самотеком оказываются внутри активной зоны реактора и цепная ядерная реакция гасится большим количеством борсодержащего вещества, хорошо поглощающего нейтроны.

Согласно «Правилам ядерной безопасности реакторных установок атомных станций», по крайней мере одна из предусмотренных систем остановки реактора должна выполнять функцию аварийной защиты (АЗ). Аварийная защита должна иметь не менее двух независимых групп рабочих органов. По сигналу АЗ рабочие органы АЗ должны приводиться в действие из любых рабочих или промежуточных положений.
Аппаратура АЗ должна состоять минимум  из двух независимых комплектов. 

Каждый комплект аппаратуры АЗ должен быть спроектирован таким образом, чтобы в диапазоне изменения плотности нейтронного потока от 7% до 120% номинального обеспечивалась защита:
1. По плотности нейтронного потока – не менее чем тремя независимыми каналами;
2. По скорости нарастания плотности нейтронного потока – не  менее чем тремя независимыми каналами.

Каждый комплект аппаратуры АЗ должен быть спроектирован таким образом, чтобы во всем диапазоне изменения технологических параметров, установленном в проекте реакторной установки (РУ), обеспечивалась аварийная защита не менее чем тремя независимыми каналами по каждому технологическому параметру, по которому  необходимо осуществлять защиту.

Управляющие команды каждого комплекта для исполнительных механизмов АЗ должны передаваться минимум по двум каналам. При выводе из работы одного канала в одном из комплектов аппаратуры АЗ без вывода данного комплекта из работы для этого канала должен автоматически формироваться аварийный сигнал.

Срабатывание аварийной защиты должно происходить как минимум в следующих случаях:
1. При  достижении уставки АЗ по плотности нейтронного потока.
2. При достижении уставки АЗ по скорости нарастания плотности нейтронного потока.
3. При исчезновении напряжения в  любом не выведенном из работы комплекте аппаратуры АЗ и шинах электропитания СУЗ.
4. При отказе  любых двух из трех каналов защиты по плотности нейтронного потока или по скорости нарастания нейтронного потока в любом не выведенном из работы комплекте аппаратуры АЗ.
5. При достижении уставок АЗ технологическими параметрами, по которым необходимо осуществлять защиту.
6. При инициировании срабатывания АЗ от ключа с блочного пункта управления (БПУ) или резервного пункта управления (РПУ).

Материал подготовлен интернет-редакцией www.rian.ru на основе информации РИА Новости и открытых источников

Паровая турбина, строение и принцип работы — презентация на Slide-Share.ru 🎓

1

Первый слайд презентации: Паровая турбина, строение и принцип работы

Изображение слайда

2

Слайд 2

ЗАКАНСПЕКТИРУЙТЕ ПОЖАЛУЙСТА! (В конце вопросы?)

Изображение слайда

3

Слайд 3: Что такое паровая турбина?

вид тепловой двигатель, в котором энергия пара преобразуется в механическую работу. В лопаточном аппарате  паровой   турбины потенциальная энергия сжатого и нагретого водяного пара преобразуется в кинетическую…

Изображение слайда

4

Слайд 4: Сборка и принцип работы

Собрать паровую турбину не так то просто. Над этим работает большое количество рабочих рук. И финального этапа сборки, турбина проходит очень длинный конвейер и после чего только она готова к использованию!

Изображение слайда

5

Слайд 5: Принцип работы

Паровые турбины работают следующим образом: пар, образующийся в паровом котле, под высоким давлением, поступает на лопатки турбины. Турбина совершает обороты и вырабатывает механическую энергию, используемую генератором. Генератор производит электричество. Электрическая мощность паровых турбин зависит от перепада давления пара на входе и выходе установки. Мощность паровых турбин единичной установки достигает 1000 МВт. В зависимости от характера теплового процесса паровые турбины подразделяются на три группы: конденсационные, теплофикационные и турбины специального назначения. По типу ступеней турбин они классифицируются как активные и реактивные.

Изображение слайда

6

Слайд 6: Конденсационные паровые турбины

Изображение слайда

7

Слайд 7

Конденсационные паровые турбины служат для превращения максимально возможной части теплоты пара в механическую работу. Они работают с выпуском (выхлопом) отработавшего пара в конденсатор, в котором поддерживается вакуум (отсюда возникло наименование). Конденсационные турбины бывают стационарными и транспортными. Стационарные турбины изготавливаются на одном валу с генераторами переменного тока. Такие агрегаты называют турбогенераторами. Тепловые электростанции, на которых установлены конденсационные турбины, называются конденсационными электрическими станциями (КЭС). Основной конечный продукт таких электростанций — электроэнергия

Изображение слайда

8

Слайд 8

Лишь небольшая часть тепловой энергии используется на собственные нужды электростанции и, иногда, для снабжения теплом близлежащего населённого пункта. Обычно это посёлок энергетиков. Доказано, что чем больше мощность турбогенератора, тем он экономичнее, и тем ниже стоимость 1 кВт установленной мощности. Поэтому на конденсационных электростанциях устанавливаются турбогенераторы повышенной мощности.

Изображение слайда

9

Слайд 9

Частота вращения ротора стационарного турбогенератора связана с частотой электрического тока 50 Герц. То есть на двухполюсных генераторах 3000 оборотов в минуту, на четырёхполюсных соответственно 1500 оборотов в минуту. Частота электрического тока вырабатываемой энергии является одним из главных показателей качества отпускаемой электроэнергии. Современные технологии позволяют поддерживать частоту вращения с точностью до трёх оборотов. Резкое падение электрической частоты влечёт за собой отключение от сети и аварийный останов энергоблока, в котором наблюдается подобный сбой.

Изображение слайда

10

Слайд 10

В зависимости от назначения паровые турбины электростанций могут быть базовыми, несущими постоянную основную нагрузку; пиковыми, кратковременно работающими для покрытия пиков нагрузки; турбинами собственных нужд, обеспечивающими потребность электростанции в электроэнергии. От базовых требуется высокая экономичность на нагрузках, близких к полной (около 80 %), от пиковых — возможность быстрого пуска и включения в работу, от турбин собственных нужд — особая надёжность в работе. Все паровые турбины для электростанций рассчитываются на 100 тыс. ч работы (до капитального ремонта).

Изображение слайда

11

Слайд 11: Схема работы конденсационной турбины

Свежий (острый) пар из котельного агрегата  (1)  по паропроводу  (2)  попадает на рабочие лопатки паровой турбины  (3). При расширении, кинетическая энергия пара превращается в механическую энергию вращения ротора турбины, который расположен на одном валу  (4)  с электрическим генератором  (5). Отработанный пар из турбины направляется в конденсатор  (6), в котором, охладившись до состояния воды путём теплообмена с циркуляционной водой  (7)  пруда-охладителя, градирни или водохранилища по трубопроводу  (8)  направляется обратно в котельный агрегат при помощи насоса  (9). Большая часть полученной энергии используется для генерации электрического тока.

Изображение слайда

12

Слайд 12: Вопросы?

1. Что такое паровая турбина? 2. Сколько было картинок в презентации? 3. Принцип работы паровой турбины?

Изображение слайда

13

Последний слайд презентации: Паровая турбина, строение и принцип работы

Изображение слайда

Что такое паровая турбина — описание и характеристики

Как работает паровая турбина?

Турбина Ратау — компаундирование под давлением

Тепловая энергия , содержащаяся в паре , преобразуется в механическую энергию за счет расширения через турбину . Расширение происходит за счет ряда неподвижных лопастей (форсунок), которые направляют поток пара в высокоскоростные форсунки . Эти струи содержат значительную кинетическую энергию, которая преобразуется во вращение вала лопастями ротора в форме лопатки, когда паровая струя меняет направление (см .: Закон изменения количества движения).Паровая струя, перемещаясь по криволинейной поверхности лопасти, оказывает давление на лопатку за счет своей центробежной силы. Каждый ряд неподвижных сопел и подвижных лопастей называется ступенью . Лопатки вращаются на роторе турбины, а неподвижные лопатки концентрически расположены внутри круглого корпуса турбины.

Во всех турбинах скорость вращения лопастей равна , пропорционально скорости пара , проходящего над лопаткой. Если пар расширяется только за одну стадию от давления котла до давления выхлопных газов, его скорость должна быть чрезвычайно высокой.Но типичная главная турбина на атомных электростанциях, в которой пар расширяется от давления около 6 МПа до давления около 0,008 МПа , работает со скоростью около 3000 об / мин для систем с частотой 50 Гц для 2-полюсного генератора (или 1500 об / мин для 4-х полюсных генераторов). -полюсный генератор) и 1800 об / мин для систем 60 Гц для 4-полюсного генератора (или 3600 об / мин для 2-полюсного генератора). Кольцо с одним лезвием потребует очень больших лезвий и примерно 30 000 об / мин, что слишком много для практических целей.

Таким образом, на большинстве атомных электростанций используется одновальный турбогенератор , который состоит из одной многоступенчатой ​​турбины высокого давления и трех параллельных многоступенчатых турбин низкого давления , главного генератора и возбудителя.Турбина л.с. обычно представляет собой двухпоточную турбину реактивную турбину с примерно 10 ступенями с закрытыми лопатками и вырабатывает около 30-40% полной выходной мощности энергоблока. Турбины низкого давления — это обычно двухпоточные реакционные турбины с примерно 5-8 ступенями (с закрытыми лопатками и с отдельно стоящими лопатками последних 3 ступеней). Турбины низкого давления вырабатывают примерно 60-70% полной выходной мощности энергоблока. Каждый ротор турбины установлен на двух подшипниках, т.е.е. между каждым турбинным модулем установлены двойные подшипники.

См. Также: Турбина высокого давления

См. Также: Турбина низкого давления Цикл Ранкина — Ts диаграмма

В этих турбинах ступень высокого давления получает пар (этот пар является почти насыщенным паром — x = 0,995 — точка C на рисунке; ​​ 6 МПа ; 275,6 ° С) из парогенератора и отводят его в сепаратор-подогреватель влаги (точка D). Пар необходимо повторно нагреть, чтобы избежать повреждений, которые могут быть нанесены лопаткам паровой турбины паром низкого качества.Подогреватель нагревает пар (точка D), а затем пар направляется в ступень низкого давления паровой турбины, где расширяется (точка от E до F). Затем отработанный пар конденсируется в конденсаторе, и он находится под давлением значительно ниже атмосферного (абсолютное давление 0,008 МПа ) и находится в частично конденсированном состоянии (точка F), как правило, с качеством около 90%. паровая турбина типового PWR мощностью 3000 МВт.

Типы паровых турбин

Паровые турбины можно разделить на различные категории в зависимости от их конструкции, рабочего давления, размера и многих других параметров.Но есть два основных типа паровых турбин:

  • импульсные турбины
  • реактивные турбины .

Основным отличием является способ расширения пара при прохождении через турбину.

Импульсная турбина и реакционная турбина

Типы паровых турбин, основанные на геометрии лопаток и процессе преобразования энергии, — это импульсные турбины и реактивные турбины.

Импульсная турбина

Импульсная турбина состоит из движущихся лопастей , чередующихся с неподвижными соплами .В импульсной турбине пар расширяется в неподвижных соплах и остается под постоянным давлением при прохождении над лопатками. Curtis turbine , Rateau turbine или Brown-Curtis turbine являются турбинами импульсного типа. Первоначальная паровая турбина Де Лаваля была импульсной турбиной с однолопастным колесом.

Полное падение давления пара происходит только в стационарных форсунках. Хотя теоретические импульсные лопасти имеют нулевой перепад давления в движущихся лопастях, на практике, чтобы поток проходил через движущиеся лопасти, на движущихся лопастях также должен быть небольшой перепад давления.Импульс против реактивной турбины — сравнение

В импульсных турбинах пар расширяется через сопло, где большая часть потенциальной энергии давления преобразуется в кинетическую энергию. Высокоскоростной пар из неподвижных форсунок ударяет по лопастям , меняет направление , которое, в свою очередь, прикладывает силу . Возникающий в результате импульс толкает лопасти вперед, заставляя ротор вращаться. Основная особенность этих турбин заключается в том, что перепад давления на одну ступень может быть довольно большим, что позволяет использовать большие лопатки и меньшее количество ступеней.За исключением применений с низким энергопотреблением, лопатки турбины расположены в несколько ступеней последовательно, что называется компаундированием, что значительно повышает эффективность на низких скоростях.

Современные паровые турбины часто используют как реакцию, так и импульс в одном и том же устройстве, обычно изменяя степень реакции и импульса от хвостовика лопатки к ее периферии. Лопасти ротора обычно имеют конструкцию, подобную импульсной лопасти в месте гниения и реакционной лопасти на конце. Лезвие импульсной реакции

Поскольку ступени Кертиса значительно снижают давление и температуру жидкости до умеренного уровня с высокой долей работа за этап.Обычно на стороне высокого давления предусматривается одна или несколько ступеней Кертиса, за которыми следует ступень Ратау или ступени реакции. В целом, когда учитывается трение, стадии реакции оказываются наиболее эффективными, за ней следуют Рато и Кертис в этом порядке. Потери на трение значительны для ступеней Curtis, поскольку они пропорциональны квадрату скорости пара. Причина того, что потери на трение менее значительны на стадии реакции, заключается в том, что пар непрерывно расширяется и, следовательно, скорости потока ниже.

Компаундирование паровых турбин

Компаундирование паровых турбин — это метод, при котором энергия пара извлекается на нескольких ступенях, а не на одной ступени турбины. Во всех турбинах скорость вращения лопасти пропорциональна скорости пара, проходящего через лопатку. Если пар расширяется только за одну стадию от давления котла до давления выхлопных газов, его скорость должна быть чрезвычайно высокой.

Составная паровая турбина имеет несколько ступеней i.е. он имеет более одного набора сопел и роторов, последовательно соединенных шпонками с валом или прикрепленных к корпусу, так что либо давление пара, либо скорость струи поглощаются турбиной на нескольких ступенях. Например, турбина высокого давления , используемая на атомных электростанциях, может быть двухпоточной реакционной турбиной с примерно 10 ступенями с закрытыми лопатками. Большие турбины низкого давления , используемые на атомных электростанциях, обычно представляют собой двухпоточные реактивные турбины с примерно 5-8 ступенями (с закрытыми лопатками и с отдельно стоящими лопатками последних трех ступеней).

В импульсной паровой турбине компаундирование может быть достигнуто тремя способами:

  • компаундирование под давлением
  • компаундирование по скорости
  • компаундирование по скорости

компаундирование по скорости

Импульсная турбина — скорость компаундирование

Импульсная ступень с усилением скорости состоит из ряда фиксированных форсунок , за которыми следуют два или более рядов подвижных лопастей и неподвижных лопастей (без расширения).Это делит падение скорости на ступени на несколько более мелких капель. В этом типе полное падение давления (расширение) пара происходит только в первом кольце сопла . Это производит пар с очень высокой скоростью , который проходит через несколько ступеней неподвижных и подвижных лопастей. На каждом этапе поглощается только часть высокой скорости, остальная часть направляется на следующее кольцо неподвижных лопастей. Функция неподвижных лопастей заключается в перенаправлении пара (без существенного изменения скорости), выходящего из первого кольца движущихся лопастей, во второе кольцо движущихся лопастей.Затем струя переходит к следующему кольцу движущихся лопастей, процесс повторяется до тех пор, пока практически вся скорость струи не будет поглощена.

Этот метод сложения скоростей используется для решения проблемы одноступенчатой ​​импульсной турбины для использования пара высокого давления (т.е. требуемой скорости турбины), но они менее эффективны из-за высоких потерь на трение.

Компаундирование под давлением — Турбина Rateau — Турбина Zoelly

Турбина Rateau — Компаундирование под давлением

Импульсная ступень с компаундированием под давлением представляет собой ряд фиксированных форсунок , за которыми следует ряд подвижных лопастей с несколькими ступенями для компаундирования.В этом типе полное падение давления пара не происходит в первом кольце сопел, а распределяется между всеми кольцами сопел. Эффект поэтапного поглощения падения давления заключается в уменьшении скорости пара, входящего в движущиеся лопасти. Пар из котла проходит через первое сопловое кольцо, в котором он только частично расширен . Затем он проходит над первым движущимся кольцом лопастей, где почти вся его скорость (импульс) поглощается. Из этого кольца он выходит в следующее сопловое кольцо и снова частично расширяется .Этот метод компаундирования под давлением используется в турбинах Rateau и Zoelly, но такие турбины больше и больше по размеру.

Компаундирование по давлению и скорости — Curtis Turbine

Curtis Turbine — Компаундирование по давлению и скорости

Импульсные ступени могут быть составлены по давлению, по скорости или с компаундом по давлению и скорости . Состав давление-скорость представляет собой комбинацию двух вышеуказанных типов компаундирования. Фактически, серия импульсных ступеней с комбинированной скоростью называется турбиной с комбинированной скоростью.Каждая ступень состоит из колец неподвижных и подвижных лопастей. Каждый набор колец подвижных лопастей разделен одним кольцом неподвижных сопел. На каждом этапе имеется одно кольцо неподвижных сопел и 3-4 кольца подвижных лопастей (с неподвижными лопастями между ними). Каждая ступень действует как импульсная турбина с увеличенной скоростью.

Пар, выходящий из парогенератора, проходит к первому кольцу неподвижных форсунок, где он частично расширяется . Давление частично уменьшается, соответственно увеличивается скорость.Затем он проходит по 3-4 кольцам движущихся лопастей (с неподвижными лопастями между ними), где почти вся его скорость поглощается. Из последнего кольца ступени он выходит в следующее кольцо сопел и снова частично расширяется.

Это имеет то преимущество, что допускает больший перепад давления на каждой ступени и, следовательно, требуется меньше ступеней, что приводит к более короткой турбине для данного перепада давления. Видно, что давление постоянно на каждой стадии; поэтому турбина является импульсной турбиной.В турбине Curtis используется метод скоростной компаундирования.

Реакционная турбина

— Турбина Парсонс

Реакционная турбина состоит из движущихся лопастей ( форсунок ), чередующихся с неподвижных форсунок . В реакционной турбине пар расширяется в неподвижных соплах, а также в подвижных соплах. Другими словами, пар постоянно расширяется , когда он течет по лопастям.В движущихся лопастях наблюдается потеря давления и скорости. Подвижные лопасти имеют сужающееся паровое сопло. Следовательно, когда пар проходит над неподвижными лопастями, он расширяется с уменьшением давления пара и увеличением кинетической энергии.

В реакционных турбинах пар расширяется через неподвижное сопло, где потенциальная энергия давления преобразуется в кинетическую энергию. Высокоскоростной пар из неподвижных сопел ударяется о лопасти (сопла), меняет свое направление и подвергается дальнейшему расширению .Изменение направления и ускорение команды прикладывает силу. Возникающий в результате импульс толкает лопасти вперед, вызывая вращение ротора. Нет чистого изменения скорости пара на ступени, но происходит снижение как давления, так и температуры, что отражает работу, выполняемую при приводе ротора. В турбине этого типа падение давления происходит на нескольких ступенях, поскольку падение давления на одной ступени ограничено.

Основной особенностью этого типа турбины является то, что в отличие от импульсной турбины, падение давления на на ступень меньше , поэтому лопатки становятся меньше, а количество ступеней увеличивается на .С другой стороны, реакционные турбины обычно более эффективны, то есть имеют более высокий «изэнтропический КПД турбины» . Реакционная турбина была изобретена сэром Чарльзом Парсонсом и известна как турбина Парсонса.

В случае паровых турбин, которые будут использоваться для выработки электроэнергии, реакционной турбине потребуется примерно удвоенное количество рядов лопаток по сравнению с импульсной турбиной для такой же степени преобразования тепловой энергии.Хотя это делает реакционную турбину намного длиннее и тяжелее, общий КПД реакционной турбины немного выше, чем у эквивалентной импульсной турбины при таком же преобразовании тепловой энергии.

Современные паровые турбины часто используют как реакцию, так и импульс в одном и том же устройстве, обычно изменяя степень реакции и импульса от хвостовика лопатки к ее периферии. Лопасти ротора обычно имеют конструкцию, напоминающую импульсную лопасть на месте гниения и реактивную лопасть на кончике.

Компаундирование реакционной турбины под давлением

Компаундирование паровых турбин — это метод, при котором энергия пара извлекается на нескольких ступенях, а не на одной ступени турбины. Во всех турбинах скорость вращения лопасти пропорциональна скорости пара, проходящего через лопатку. Если пар расширяется только за одну стадию от давления котла до давления выхлопных газов, его скорость должна быть чрезвычайно высокой.

Составная паровая турбина состоит из нескольких ступеней i.е. он имеет более одного набора сопел и лопаток, последовательно соединенных шпонками с валом или прикрепленных к корпусу, так что либо давление пара, либо скорость струи поглощаются турбиной на нескольких ступенях. Например, турбина большой мощности HP , используемая на атомных электростанциях, может быть двухпоточной реакционной турбиной с примерно 10 ступенями с закрытыми лопатками. Большие турбины низкого давления , используемые на атомных электростанциях, обычно представляют собой двухпоточных реактивных турбин с примерно 5-8 ступенями (с закрытыми лопатками и с отдельно стоящими лопатками последних 3 ступеней).

В реакционной паровой турбине компаундирование может быть достигнуто только при компаундировании под давлением. Фактически, это не совсем то, что обсуждалось в импульсных турбинах. Обратите внимание, что происходит расширение пара как в неподвижных, так и в движущихся лопастях.

Классификация турбин — условия подачи и отвода пара

Паровые турбины можно разделить на различные категории в зависимости от их назначения и рабочих давлений . Промышленное использование турбины влияет на начальное и конечное состояние пара.Для работы любой паровой турбины должна существовать разница давлений между подачей пара и выхлопом.

В эту классификацию входят:

Паровая конденсационная турбина

Конденсационные паровые турбины чаще всего используются на тепловых электростанциях. В конденсационной паровой турбине максимальное количество энергии извлекается из пара, потому что существует очень высокая разница энтальпии между начальной (например, 6 МПа; 275 ° C; x = 1 ) и конечной (например.грамм. 0,008 МПа; 41,5 ° С; x = 0,9 ) условия пара. Это достигается за счет пропускания отработанного пара в конденсатор (называемый поверхностным конденсатором), который конденсирует отработанный пар из ступеней низкого давления основной турбины (снижает температуру и давление отработанного пара). Отработанный пар конденсируется, проходя по трубам, содержащим воду из системы охлаждения. Снижение давления на выхлопе турбины увеличивает чистую работу за цикл, но также снижает паросодержание выходящего пара.

Цель поддержания минимально возможного давления выхлопных газов турбины является основной причиной включения конденсатора в тепловую электростанцию. Конденсатор создает вакуум, который максимизирует энергию, извлекаемую из пара, что приводит к значительному увеличению чистой работы и теплового КПД. Но и этот параметр (давление в конденсаторе) имеет свои технические пределы:

  • Уменьшение давления выхлопных газов турбины снижает качество пара (или долю сухости). В какой-то момент расширение необходимо прекратить, чтобы избежать повреждений, которые могут быть нанесены лопаткам паровой турбины паром низкого качества.
  • Снижение давления на выхлопе турбины значительно увеличивает удельный объем отработанного пара, что требует огромных лопаток в последних рядах ступени низкого давления паровой турбины.

В типичной конденсационной паровой турбине отработанный пар конденсируется в конденсаторе, и он находится под давлением значительно ниже атмосферного (абсолютное давление 0,008 МПа, , что соответствует 41,5 ° C). Этот пар находится в частично конденсированном состоянии (точка F), обычно его качество составляет около 90%.Обратите внимание, что давление внутри конденсатора также зависит от окружающих атмосферных условий:

  • температура воздуха, давление и влажность в случае охлаждения в атмосферу
  • температура воды и скорость потока в случае охлаждения в реку или море.

Повышение температуры окружающей среды вызывает пропорциональное увеличение давления отработанного пара ( ΔT = 14 ° C, обычно является постоянным), следовательно, термический КПД системы преобразования энергии снижается.Другими словами, электрическая выходная мощность электростанции может изменяться при окружающих условиях , в то время как тепловая мощность остается постоянной.

Давление внутри конденсатора определяется температурой окружающего воздуха (т.е. температурой воды в системе охлаждения) и паровыми эжекторами или вакуумными насосами , которые вытягивают газы (неконденсируемые) из поверхностного конденсатора. и выбросить их в атмосферу.

Наименьшее возможное давление в конденсаторе — это давление насыщения, соответствующее температуре окружающей среды (например,грамм. абсолютное давление 0,008 МПа, что соответствует 41,5 ° C ). Обратите внимание, что всегда существует разница температур (около ΔT = 14 ° C ) температурой конденсатора и температурой окружающей среды, которая возникает из-за конечных размеров и эффективности конденсаторов.

Паровая турбина с противодавлением

Паровая турбина с противодавлением — схема

Паровые турбины с противодавлением или турбины без конденсации наиболее широко используются для технологических паровых установок .Пар является основным источником энергии для многих промышленных процессов. Популярность технологического пара в качестве источника энергии объясняется его многочисленными преимуществами, среди которых:

  • высокая теплоемкость,
  • транспортабельность
  • низкая токсичность

Технологический пар может производиться паровые турбины с противодавлением , которые также генерируют механическую работу (или электрическую энергию). Турбины с противодавлением расширяют свежий пар, подаваемый котлом, до давления, при котором пар необходим для процесса.Давление выхлопных газов регулируется регулирующим клапаном в соответствии с потребностями давления технологического пара. Турбины с противодавлением обычно используются на нефтеперерабатывающих заводах , установках централизованного теплоснабжения, целлюлозно-бумажных заводах и опреснительных установках , где требуются большие количества технологического пара низкого давления. Электроэнергия, вырабатываемая турбиной с противодавлением, прямо пропорциональна количеству необходимого технологического пара.

Паровая турбина с повторным нагревом

Цикл Ренкина с повторным нагревом и перегревом ступени низкого давления

Турбины с повторным нагревом также используются почти исключительно на тепловых электростанциях.Все турбины, которые имеют турбину высокого давления и турбину низкого давления, используют повторный нагрев пара между этими ступенями. Reheat позволяет подавать больше тепла при температуре, близкой к пику цикла (т. Е. Увеличивается термический КПД). Это требует добавления теплообменника другого типа, называемого перегревателем . Использование подогревателя предполагает разделение турбины, то есть использование многоступенчатой ​​турбины с подогревателем. Было замечено, что более двух стадий повторного нагрева не нужны, поскольку следующая стадия увеличивает эффективность цикла только наполовину по сравнению с предыдущей стадией.

Ступени высокого и низкого давления турбины обычно находятся на одном валу и приводят в действие общий генератор, но имеют разные корпуса. В подогревателе поток отбирается после частичного расширения (точка D), проходит обратно через теплообменник, чтобы нагреть его до пиковой температуры (точка E), а затем направляется в турбину низкого давления. . Затем расширение завершается в турбине низкого давления от точки E до точки F.

Пар должен быть повторно нагрет или перегрет , чтобы избежать повреждений, которые могут быть нанесены лопаткам паровой турбины паром низкого качества.Высокое содержание капель воды может привести к быстрому удару и эрозии лопастей, которые возникают при попадании на лопасти конденсата. Для предотвращения этого в паропроводе, ведущем к турбине, устанавливаются отводы конденсата. Подогреватель нагревает пар (точка D), а затем пар направляется в ступень низкого давления паровой турбины, где расширяется (точка от E до F). Отработанный пар находится под давлением значительно ниже атмосферного, и, как видно из рисунка, пар находится в частично конденсированном состоянии (точка F), как правило, с качеством около 90%, но это гораздо более высокое качество пара, чем это было бы без подогрева.Соответственно, перегрев также имеет тенденцию решать проблему низкого качества пара на выхлопе турбины.

Турбина с отбором пара

Турбины с отбором пара распространены во всех сферах применения. В некоторых случаях, когда это необходимо, пар может быть отобран из турбины до того, как пар пройдет через последнюю ступень, названную отборной турбиной . Как и в турбинах с противодавлением, отобранный пар можно использовать во многих промышленных процессах или для повышения эффективности термодинамического цикла .Второй случай обычно известен как регенерация тепла .

Практически все большие паровые турбины используют регенерацию тепла (т.е. они являются вытяжными турбинами), так как это уменьшает количество топлива , которое необходимо добавить в котел. Снижение добавляемого тепла может быть достигнуто за счет передачи тепла (частично расширенного пара) от определенных секций паровой турбины, температура которого обычно намного выше температуры окружающей среды, питательной воде. Обратите внимание, что большая часть энергии, содержащейся в паре, находится в форме скрытой теплоты парообразования.Потоки экстракции можно контролировать с помощью клапана или оставить неуправляемыми.

Например, на большинстве атомных электростанций используется одновальный турбогенератор, состоящий из одной многоступенчатой ​​турбины л.с. с 3 или 4 саморегулирующимися линиями отбора и трех параллельных многоступенчатых турбин низкого давления с 3 или 4 саморегулирующимися вытяжными линиями .

Нагреватели питательной воды высокого давления обычно нагреваются отборным паром от турбины высокого давления, HP, тогда как подогреватели питательной воды низкого давления обычно нагреваются отборным паром от турбины низкого давления, LP.Оба обычно саморегулируются. Это означает, что чем больше расход питательной воды, тем выше скорость поглощения тепла паром и тем больше расход отбираемого пара. Схема паровой турбины типичного PWR мощностью 3000 МВтт.

Лопатки турбины

Самыми важными элементами турбины являются лопатки турбины . Они являются основными элементами, преобразующими энергию давления рабочей жидкости в кинетическую энергию. Лопатки турбины бывают двух основных типов:

  • подвижные лопатки
  • фиксированные лопатки

В паровых турбинах пар расширяется через неподвижную лопатку (сопло), где потенциальная энергия давления преобразуется в кинетическую. энергия.Высокоскоростной пар из неподвижных сопел сталкивается с движущимися лопастями, меняет свое направление, а также расширяется (в случае лопастей реактивного типа ). Изменение его направления и ускорение пара (в случае лопастей реактивного типа) прикладывают силу. Возникающий в результате импульс толкает лопасти вперед, вызывая вращение ротора. Типы паровых турбин, основанные на геометрии лопаток и процессе преобразования энергии:

  • импульсная турбина
  • реакционная турбина

В современных паровых турбинах часто используются как реактивные, так и импульсные в одном и том же агрегате, как правило, различной степени реакции и импульс от основания лопатки к ее периферии.Лопасти ротора обычно имеют конструкцию, напоминающую импульсную лопасть на месте гниения и реактивную лопасть на кончике.

Эффективность и надежность турбины зависят от правильной конструкции лопаток. Поэтому всем инженерам, занимающимся разработкой турбин, необходимо иметь представление о важности и основных аспектах конструкции лопаток паровой турбины. Проектирование лопаток турбины — это многопрофильная задача . Он включает в себя термодинамику, аэродинамику, машиностроение и материаловедение.

Для газовых турбин лопатки турбины часто являются ограничивающим элементом. Наивысшая температура в цикле возникает в конце процесса сгорания, и она ограничена максимальной температурой , которую могут выдержать лопаток турбины . Как обычно, металлургические соображения (около 1700 К) устанавливают верхний предел теплового КПД. Поэтому в лопатках турбин часто используются экзотические материалы, такие как суперсплавы , и множество различных методов охлаждения, таких как внутренние воздушные каналы, охлаждение пограничного слоя и термобарьерные покрытия.Разработка суперсплавов в 1940-х годах и новых методов обработки, таких как вакуумная индукционная плавка в 1950-х годах, значительно повысили температурную стойкость лопаток турбин. В лопатках современных турбин часто используются суперсплавы на основе никеля , содержащие хром, кобальт и рений.

Лопатки паровой турбины не подвергаются воздействию таких высоких температур, но они должны выдерживать работу с двухфазной жидкостью. Высокое содержание капель воды может привести к быстрому удару и эрозии лопастей, которые возникают при попадании на лопасти конденсата.Для предотвращения этого, например, в паропроводе, ведущем к турбине, устанавливаются отводы конденсата. Еще одна сложная задача для инженеров — это конструкция лопаток последней ступени турбины низкого давления. Эти лопасти должны быть (из-за большого удельного объема пара) очень длинными, что создает огромных центробежных сил во время работы. Следовательно, лопатки турбины подвергаются нагрузке от центробежной силы (ступени турбины могут вращаться со скоростью десятки тысяч оборотов в минуту (об / мин), но обычно со скоростью 1800 об / мин) и сил жидкости, которые могут вызвать разрушение, податливость или ползучесть.

Лопатки турбины — корень, профиль, кожух

Лопатки турбины обычно делятся на три части:

  • Корень. Корень является конструктивным элементом лопатки турбины, который фиксирует лопатку в роторе турбины.
  • Профиль. Профиль преобразует кинетическую энергию пара в механическую энергию лопасти.
  • Кожух. Кожух снижает вибрацию лопасти, которая может быть вызвана прохождением пара под высоким давлением через лопасти.

Потери в паровых турбинах

Паровая турбина не идеальный тепловой двигатель. Потери энергии имеют тенденцию к снижению КПД и производительности турбины. Эта неэффективность может быть объяснена следующими причинами.

  • Остаточная потеря скорости. Скорость пара, покидающего турбину, должна иметь определенное абсолютное значение (v ex ). Потери энергии из-за абсолютной скорости пара на выходе пропорциональны (v ex 2 /2).Этот тип потерь можно уменьшить, используя многоступенчатую турбину.
  • Наличие трения . В реальных термодинамических системах или в реальных тепловых двигателях часть общей неэффективности цикла связана с потерями на трение отдельных компонентов (например, сопел или лопаток турбины).
  • Утечка пара. Невозможно полностью изолировать ротор турбины и корпус. Некоторое количество пара выходит из камеры без выполнения полезной работы.
  • Потери из-за механического трения в подшипниках. Каждый ротор турбины установлен на двух подшипниках, т.е. между каждым турбинным модулем установлены двойные подшипники.
  • Потери давления в регулирующих клапанах и паропроводах. Между парогенераторами и главной турбиной находятся запорные клапаны главного паропровода (MSIV), дроссельно-стопорные клапаны и регулирующие клапаны. Как и трение в трубе, незначительные потери составляют , примерно пропорционально квадрату расхода . Скорость потока в основных паропроводах обычно очень высока.Хотя дросселирование является изэнтальпическим процессом, падение энтальпии, доступное для работы в турбине, уменьшается, потому что это вызывает повышение качества пара на выпускаемого пара на .
  • Потери из-за низкого качества пара . Отработанный пар находится под давлением значительно ниже атмосферного, и пар находится в частично конденсированном состоянии, как правило, с качеством около 90%. Более высокое содержание капель воды может вызвать быстрое столкновение и эрозию лопастей, что происходит при попадании конденсированной воды на лопасти.
  • Радиационные потери. Паровая турбина может работать в установившемся режиме с условиями на входе 6 МПа, t = 275,6 °. Поскольку это большая и тяжелая машина, она должна быть теплоизолирована, чтобы избежать потери тепла в окружающую среду.

Управление паровой турбиной

Управление паровой турбиной — это процедура управления расходом пара в паровой турбине, чтобы поддерживать скорость турбины достаточно постоянной независимо от нагрузки на турбину.Типичная главная турбина на атомных электростанциях, в которой пар расширяется от давления около 6 МПа до давления около 0,008 МПа, работает со скоростью около:

  • 3000 об / мин для систем с частотой 50 Гц для 2-полюсного генератора (или 1500 об / мин для 4-полюсного генератора). генератор),
  • 1800 об / мин для систем 60 Гц для 4-полюсного генератора (или 3600 об / мин для 2-полюсного генератора).

Изменение нагрузки (выходной мощности) во время работы паровой турбины может существенно повлиять на ее производительность и эффективность.Традиционно атомные электростанции (АЭС) считались источниками базовой нагрузки электроэнергии, поскольку они используют технологию с высокими постоянными затратами и низкими переменными затратами. Однако это простое положение вещей больше не применяется во всех странах. Доля ядерной энергетики в национальном энергобалансе некоторых стран стала настолько большой, что коммунальным предприятиям пришлось реализовать или улучшить маневренность своих электростанций, чтобы иметь возможность адаптировать электроснабжение к ежедневным, сезонным или другим колебаниям. в спросе на электроэнергию.Например, это имеет место во Франции, где более 75% электроэнергии вырабатывается на АЭС, и где некоторые ядерные реакторы работают в режиме с отслеживанием нагрузки .

Основная цель работы паровой турбины — поддерживать постоянную скорость вращения независимо от переменной нагрузки. Это может быть достигнуто путем регулирования в паровой турбине. Основными методами регулирования, которые используются в паровых турбинах, являются:

  1. Управление форсункой. Источник: википедия.org Лицензия: CC BY-SA 3.0

    Дроссельная заслонка . Основными частями простой системы управления дроссельной заслонкой являются дроссельные запорные клапаны и особенно регулирующие клапаны между парогенераторами и главной турбиной. Основная цель регулирующих клапанов — снизить расход пара. В связи с уменьшением массового расхода пара испытывает возрастающее падение давления на регулирующем клапане, что на самом деле является изэнтальпическим процессом. Хотя дросселирование является изэнтальпическим процессом, падение энтальпии, доступное для работы в турбине, уменьшается, потому что это вызывает повышение качества пара на выпускаемого пара на .

  2. Сопло регулирующее . При управлении форсунками подача пара от главного клапана делится на две, три или более линий. Расход пара регулируется путем открытия и закрытия комплектов форсунок, а не регулирования его давления.
  3. Управляющий байпас . Обычно он используется для предохранительного клапана, который пропускает пар непосредственно в последние ступени паровой турбины. Во время такой работы байпасные клапаны открываются, и свежий пар вводится в более поздние ступени турбины.Это генерирует больше энергии, чтобы удовлетворить возросшую нагрузку.
  4. Комбинация 2 и 3 .

Отключение турбины

Каждая паровая турбина также оснащена аварийными регуляторами , которые срабатывают при определенных условиях. Как правило, незапланированный аварийный останов или турбины известен как «отключение турбины ». Сигнал отключения турбины инициирует быстрое закрытие из всех впускных клапанов пара (например.грамм. запорные клапаны турбины — ТСВ) для перекрытия потока пара через турбину.

Событие отключения турбины — это стандартный постулируемый переходный процесс, который необходимо проанализировать в отчете по анализу безопасности (SAR) для атомных электростанций.

В случае аварийного отключения турбины, неисправность турбины или реакторной системы приводит к отключению турбины от линии из-за внезапной остановки потока пара к турбине. Типичными причинами отключения турбины являются, например:

  • частота вращения вала турбины превышает заданное значение (например,

    • ).грамм. 110%) — превышение скорости турбины
    • балансировка турбины нарушена или из-за сильных вибраций
    • отказ системы смазки
    • низкий вакуум в конденсаторе
    • ручное аварийное отключение турбины

    После отключения турбины реактор обычно отключается непосредственно по сигналу, поступающему от системы. С другой стороны, система защиты реактора подает сигнал отключения турбины всякий раз, когда происходит отключение реактора.Поскольку в ядерной системе подачи пара (NSSS) еще остается энергия, система автоматического байпаса турбины будет компенсировать избыточное производство пара.

    Материалы для паровых турбин

    Диапазон сплавов, используемых в паровых турбинах, относительно невелик, отчасти из-за необходимости обеспечить хорошее соответствие тепловых свойств, таких как расширение и проводимость, а отчасти из-за необходимости использования высоких температур. прочность по приемлемой стоимости.

    • Материал для роторов турбин.Роторы паровых турбин обычно изготавливаются из низколегированной стали. Роль легирующих элементов заключается в повышении прокаливаемости с целью оптимизации механических свойств и ударной вязкости после термообработки. Роторы должны выдерживать самые высокие паровые условия, поэтому наиболее часто используемым сплавом является сталь CrMoV.
    • Материал обшивки. Корпуса паровых турбин обычно представляют собой большие конструкции сложной формы, которые должны обеспечивать удержание давления для паровой турбины.Из-за размера этих компонентов их стоимость оказывает сильное влияние на общую стоимость турбины. Материалами, используемыми в настоящее время для внутреннего и внешнего кожуха, обычно являются низколегированные стали CrMo (например, сталь 1-2CrMo). Для более высоких температур литые сплавы 9CrMoVNb считаются подходящими с точки зрения прочности.
    • Материал лопаток турбины. Для газовых турбин лопатки турбины часто являются ограничивающим элементом. Наивысшая температура в цикле возникает в конце процесса сгорания, и она ограничена максимальной температурой , которую могут выдержать лопаток турбины .Как обычно, металлургические соображения (около 1700 К) устанавливают верхний предел теплового КПД. Поэтому в лопатках турбин часто используются экзотические материалы, такие как суперсплавы , и множество различных методов охлаждения, таких как внутренние воздушные каналы, охлаждение пограничного слоя и термобарьерные покрытия. Разработка суперсплавов в 1940-х годах и новых методов обработки, таких как вакуумная индукционная плавка в 1950-х годах, значительно повысили температурную стойкость лопаток турбин. В лопатках современных турбин часто используются суперсплавы на основе никеля , содержащие хром, кобальт и рений.
    • Лопатки паровой турбины не подвергаются воздействию таких высоких температур, но они должны выдерживать работу с двухфазной жидкостью. Высокое содержание капель воды может привести к быстрому удару и эрозии лопастей, которые возникают при попадании на лопасти конденсата. Для предотвращения этого, например, в паропроводе, ведущем к турбине, устанавливаются отводы конденсата. Еще одна сложная задача для инженеров — это конструкция лопаток последней ступени турбины низкого давления. Эти лопасти должны быть (из-за большого удельного объема пара) очень длинными, что создает огромных центробежных сил во время работы.Следовательно, лопатки турбины подвергаются нагрузке от центробежной силы (ступени турбины могут вращаться со скоростью десятки тысяч оборотов в минуту (об / мин), но обычно со скоростью 1800 об / мин) и сил жидкости, которые могут вызвать разрушение, податливость или ползучесть.

    См. Также: Материалы для паровых турбин — Материальные проблемы

    Принцип работы турбогенератора — Производство электроэнергии

    На большинстве из атомных электростанций работает одновальный турбогенератор , состоящий из одного мульти ступенчатые турбины высокого давления и , три параллельные многоступенчатые турбины низкого давления , главный генератор и возбудитель.Турбина л.с. — это обычно двухпоточная импульсная турбина (или реактивного типа) с примерно 10 ступенями с закрытыми лопатками и вырабатывающая около 30-40% полной выходной мощности энергоблока. Турбины низкого давления — это обычно двухпоточные реактивные турбины с примерно 5-8 ступенями (с закрытыми лопатками и с отдельно стоящими лопатками последних 3 ступеней). Турбины низкого давления вырабатывают примерно 60-70% полной выходной мощности энергоблока. Каждый ротор турбины установлен на двух подшипниках, т.е.е. между каждым турбинным модулем установлены двойные подшипники. Схема паровой турбины типового реактора PWR мощностью 3000 МВт.

    От парогенератора до главных паропроводов — испарение

    Парогенератор — вертикальный

    Система преобразования энергии типичного PWR начинается в парогенераторах на сторонах их кожуха. Парогенераторы — это теплообменники , используемые для преобразования питательной воды в пар из тепла, производимого в активной зоне ядерного реактора. Питательная вода (вторичный контур) нагревается от ~ 230 ° C до 500 ° F (жидкость, предварительно нагретая регенераторами) до точки кипения этой жидкости (280 ° C; 536 ° F; 6,5 МПа) .Тепло передается через стенки этих труб к вторичному теплоносителю более низкого давления, расположенному на вторичной стороне теплообменника, где теплоноситель испаряется в пар под давлением ( насыщенный пар 280 ° C; 536 ° F; 6,5 МПа ) . Насыщенный пар покидает парогенератор через выпускное отверстие для пара и направляется в основные паропроводы и далее в паровую турбину .

    Эти главные паропроводы перекрестно связаны (например, через паросборную трубу) рядом с турбиной, чтобы гарантировать, что перепад давления между любым из парогенераторов не превышает определенного значения, таким образом поддерживая системный баланс и обеспечивая равномерный отвод тепла от охлаждающей жидкости реактора. Система (RCS).Пар проходит через запорные клапаны магистрального паропровода (MSIV), которые очень важны с точки зрения безопасности, к турбине высокого давления. Непосредственно на входе в паровую турбину расположены дроссельно-стопорные клапаны и регулирующие клапаны . Управление турбиной достигается за счет изменения открытия этих клапанов турбины. В случае отключения турбины подача пара должна быть отключена очень быстро, обычно за доли секунды, поэтому запорные клапаны должны работать быстро и надежно.

    Испарение воды при высоком давлении — Энергетический баланс в парогенераторе

    Парогенератор — вертикальный

    Рассчитайте количество теплоносителя первого контура, которое требуется для испарения 1 кг питательной воды в типичном парогенераторе. Предположим, что потери энергии отсутствуют, это всего лишь идеализированный пример.

    Баланс первого контура

    Горячий теплоноситель первого контура ( вода 330 ° C; 626 ° F; 16 МПа ) закачивается в парогенератор через вход первого контура.Теплоноситель первого контура выходит из парогенератора (вода 295 ° C; 563 ° F; 16 МПа) через выпускное отверстие первого контура.

    ч I, вход = 1516 кДж / кг

    => Δh I = -206 кДж / кг

    ч I, выход = 1310 кДж / кг

    Баланс питательной воды Температурные градиенты в типичном парогенераторе PWR.

    Питательная вода ( вода 230 ° C; 446 ° F; 6,5 МПа ) закачивается в парогенератор через вход питательной воды.Питательная вода (вторичный контур) нагревается от ~ 230 ° C 446 ° F до точки кипения этой жидкости (280 ° C; 536 ° F; 6,5 МПа) . Затем питательная вода испаряется, и сжатый пар (насыщенный пар 280 ° C; 536 ° F; 6,5 МПа) покидает парогенератор через выпускное отверстие для пара и направляется в паровую турбину.

    ч II, вход = 991 кДж / кг

    => Δh II = 1789 кДж / кг

    ч II, выход = 2780 кДж / кг

    Баланс парогенератора

    Поскольку разница в удельных энтальпиях для теплоносителя первого контура меньше, чем для питательной воды, очевидно, что количество теплоносителя первого контура будет выше 1 кг.Для производства 1 кг насыщенного пара из питательной воды требуется около 1789/206 x 1 кг = 8,68 кг теплоносителя первого контура.

    Изобарическое добавление тепла

    Цикл Ренкина — Ts диаграмма

    Изобарическое добавление тепла (в теплообменнике — котле) — В этой фазе (между состоянием 2 и состоянием 3) происходит теплопередача при постоянном давлении жидкому конденсату из внешний источник, поскольку камера открыта для входа и выхода. Питательная вода (вторичный контур) нагревается до точки кипения (2 → 3a) этой жидкости, а затем испаряется в котле (3a → 3).Суммарное добавленное тепло определяется как Q add = H 3 — H 2

    От турбинных клапанов до конденсатора — Расширение

    Цикл Типовой цикл Ранкина — Ts на большинстве АЭС эксплуатируются многоступенчатых конденсационных паровых турбин . В этих турбинах ступень высокого давления получает пар (этот пар является почти насыщенным паром — x = 0,995 — точка C на рисунке; ​​ 6 МПа ; 275.6 ° C) из парогенератора и выводят его в сепаратор-подогреватель влаги (MSR — точка D). Пар необходимо повторно нагреть, чтобы избежать повреждений, которые могут быть нанесены лопаткам паровой турбины паром низкого качества. Высокое содержание капель воды может привести к быстрому удару и эрозии лопастей, которые возникают при попадании на лопасти конденсата. Для предотвращения этого в паропроводе, ведущем к турбине, устанавливаются отводы конденсата. Источник: TVO — АЭС Олкилуото 3 www.tvo.fi/uploads/julkaisut/tiedostot/ydinvoimalayks_OL3_ENG.pdf

    Обезвоженный пар перегревается отборным паром из ступени высокого давления турбины и паром непосредственно из главных паропроводов. Греющий пар конденсируется в трубках и отводится в систему питательной воды.

    Промподогреватель нагревает пар (точка D), а затем пар направляется в ступень низкого давления паровой турбины, где расширяется (точка от E до F). Затем отработанный пар конденсируется в конденсаторе и находится под давлением значительно ниже атмосферного (абсолютное давление 0.008 МПа ) и находится в частично конденсированном состоянии (точка F), как правило, с качеством около 90%. Ступени высокого и низкого давления турбины обычно находятся на одном валу и приводят в действие общий генератор, но имеют разные корпуса. Главный генератор вырабатывает электроэнергию, которая подается в электрическую сеть.

    Расширение ступени высокого давления паровой турбины

    Ступень высокого давления паровой турбины работает в установившемся режиме с условиями на входе 6 МПа, t = 275.6 ° C, x = 1 (точка C). Пар выходит из этой ступени турбины под давлением 1,15 МПа, 186 ° C и x = 0,87 (точка D). Вычислите разность энтальпии (работа, выполняемая турбиной HP) между этими двумя состояниями.

    Энтальпия для состояния C может быть выбрана непосредственно из таблиц пара, тогда как энтальпия для состояния D должна быть рассчитана с использованием качества пара:

    ч 1, влажный = 2785 кДж / кг

    h 2, влажный = h 2, s x + (1 2, л = 2782.0,87 + (1 — 0,87). 790 = 2420 + 103 = 2523 кДж / кг

    Δh = 262 кДж / кг = Вт HP

    Изэнтропическое расширение

    Цикл Ренкина — Ts диаграмма

    паровая турбина) — Пар из котла адиабатически расширяется из состояния 3 в состояние 4 в паровой турбине для выполнения работы, а затем сбрасывается в конденсатор (частично конденсируется). Пар действительно воздействует на окружающую среду (лопасти турбины) и теряет количество энтальпии, равное работе, которая покидает систему.Работа турбины определяется выражением W T = H 4 — H 3 . И снова энтропия не изменилась.

    От конденсатора к конденсатным насосам — Конденсация

    Главный конденсатор конденсирует отработанный пар из ступеней низкого давления главной турбины, а также из системы сброса пара. Отработанный пар конденсируется, проходя по трубкам с водой из системы охлаждения.

    Давление внутри конденсатора определяется температурой окружающего воздуха (т.е. температурой воды в системе охлаждения) и паровыми эжекторами или вакуумными насосами , которые вытягивают газы (неконденсируемые) из поверхностного конденсатора. и выбросить их в атмосферу.

    Наименьшее возможное давление в конденсаторе — это давление насыщения, соответствующее температуре окружающей среды (например, абсолютное давление 0,008 МПа, соответствует 41.5 ° С ). Обратите внимание, что всегда существует разница температур (около ΔT = 14 ° C ) температурой конденсатора и температурой окружающей среды, которая возникает из-за конечных размеров и эффективности конденсаторов. Поскольку ни один из конденсаторов не является теплообменником с 100% эффективностью, всегда существует разница температур между температурой насыщения (вторичная сторона) и температурой хладагента в системе охлаждения. Кроме того, имеется конструктивная неэффективность, которая снижает общий КПД турбины.В идеале пар, выпускаемый в конденсатор, должен иметь без переохлаждения . Но настоящие конденсаторы предназначены для переохлаждения жидкости на несколько градусов Цельсия, чтобы избежать кавитации на всасывании в конденсатных насосах. Но это переохлаждение увеличивает неэффективность цикла, потому что для повторного нагрева воды требуется больше энергии. Снижение давления выхлопных газов турбины увеличивает чистую работу за цикл, но также снижает паросодержание выходящего пара.

    Цель поддержания минимально возможного давления выхлопных газов турбины является основной причиной включения конденсатора в тепловую электростанцию.Конденсатор создает вакуум, который максимизирует энергию, извлекаемую из пара, что приводит к значительному увеличению чистой работы и теплового КПД. Но и этот параметр (давление в конденсаторе) имеет свои технические пределы:

    • Уменьшение давления выхлопных газов турбины снижает качество пара (или долю сухости). В какой-то момент расширение необходимо прекратить, чтобы избежать повреждений, которые могут быть нанесены лопаткам паровой турбины паром низкого качества.
    • Снижение давления на выхлопе турбины значительно увеличивает удельный объем отработанного пара, что требует огромных лопаток в последних рядах ступени низкого давления паровой турбины.

    В типичной паровой турбине отработанный пар конденсируется в конденсаторе и находится под давлением значительно ниже атмосферного (абсолютное давление 0,008 МПа, , что соответствует 41,5 ° C). Этот пар находится в частично конденсированном состоянии (точка F), обычно его качество составляет около 90%. Обратите внимание, что давление внутри конденсатора также зависит от окружающих атмосферных условий:

    • температура воздуха, давление и влажность в случае охлаждения в атмосферу
    • температура воды и скорость потока в случае охлаждения в реку или море.

    Повышение температуры окружающей среды вызывает пропорциональное увеличение давления отработанного пара ( ΔT = 14 ° C, обычно является постоянным), следовательно, термический КПД системы преобразования энергии снижается.Другими словами, электрическая выходная мощность электростанции может изменяться при окружающих условиях , в то время как тепловая мощность остается постоянной.

    Конденсированный пар (теперь называемый конденсатом) собирается в горячей камере конденсатора. Горячий колодец конденсатора также обеспечивает емкость для хранения воды, которая необходима для эксплуатационных целей, таких как подпитка питательной воды. Конденсат (насыщенная или слегка переохлажденная жидкость) подается в конденсатный насос, а затем перекачивается конденсатными насосами в деаэратор через систему подогрева питательной воды.Конденсатные насосы повышают давление обычно примерно до p = 1-2 МПа. Обычно имеется четыре центробежных конденсатных насоса на одну треть производительности с общими всасывающими и нагнетательными коллекторами. Обычно работают три насоса, один в резерве.

    Изобарический отвод тепла

    Изобарический отвод тепла (в теплообменнике) — На этом этапе цикл завершается процессом с постоянным давлением, в котором тепло отводится от частично конденсированного пара. Происходит передача тепла от пара к охлаждающей воде, протекающей в охлаждающем контуре.Пар конденсируется, и температура охлаждающей воды повышается. Отводимое нетто тепло определяется по Q re = H 4 — H 1

    От конденсатных насосов к насосам питательной воды — регенерация тепла

    Конденсат

    Конденсатный насос затем проходит через несколько ступеней нагревателей питательной воды низкого давления , в которых температура конденсата повышается за счет передачи тепла от пара, отбираемого из турбин низкого давления.Обычно в каскад включаются три или четыре ступени подогревателей питательной воды низкого давления. Конденсат выходит из нагревателей питательной воды низкого давления примерно при p = 1 МПа, t = 150 ° C и поступает в деаэратор . Основная конденсатная система также содержит систему механической очистки конденсата от примесей. Подогреватели питательной воды саморегулирующиеся. Это означает, что чем больше расход питательной воды, тем выше скорость поглощения тепла паром и тем больше расход отводимого пара.

    В паропроводах отборного пара между нагревателями питательной воды и турбиной установлены обратные клапаны. Эти обратные клапаны предотвращают обратный поток пара или воды в случае отключения турбины, что вызывает быстрое снижение давления внутри турбины. Любая вода, попадающая в турбину таким образом, может серьезно повредить лопасти турбины.

    Регенерация тепла

    Процесс регенерации тепла значительно увеличивает тепловой КПД паровой турбины за счет уменьшения количества топлива , которое необходимо добавить в котел.Этот процесс известен как регенерация тепла , и для этой цели можно использовать регенераторов тепла . Иногда инженеры используют термин экономайзер , который означает теплообменник, предназначенный для снижения энергопотребления, особенно в случае предварительного нагрева жидкости . С другой стороны, процесс отвода пара из турбины в определенной точке ее расширения и использования этого пара для нагрева питательной воды, подаваемой в котел, известен как отвод , и следует отметить небольшой объем работы, Вт T , теряется турбиной.

    Как видно из статьи «Парогенератор», питательная вода (вторичный контур) на входе в парогенератор может иметь температуру около ~ 230 ° C (446 ° F) , а затем нагревается до температуры кипения этой жидкость (280 ° C; 536 ° F; 6,5 МПа) и испаряется. Но конденсат на выходе из конденсатора может иметь температуру около 40 ° C , поэтому регенерация тепла в типичном PWR значительна и очень важна:

    • Регенерация тепла увеличивает тепловой КПД, поскольку большая часть теплового потока в цикле происходит при более высокая температура.
    • Регенерация тепла вызывает снижение массового расхода, особенно через ступени низкого давления паровой турбины, следовательно, КПД изэнтропической турбины низкого давления увеличивается. Обратите внимание, что на последней стадии расширения пар имеет очень большой удельный объем, что требует больших лопаток последней ступени.
    • Регенерация тепла приводит к повышению качества рабочего пара, так как стоки расположены по периферии корпуса турбины, где более высокая концентрация капель воды.Улучшенный дренаж турбины означает меньше проблем с эрозией лопаток.

    Деаэратор

    Принципиальная схема типичного деаэратора лоткового типа. Источник: wikipedia.org Лицензия: CC BY-SA 3.0

    В общем, деаэратор — это устройство, которое используется для удаления кислорода и других растворенных газов из питательной воды в парогенераторы. Деаэратор является частью системы подогрева питательной воды. Обычно он располагается между последним нагревателем низкого давления и подкачивающими насосами питательной воды.В частности, растворенный кислород в парогенераторе может вызвать серьезные коррозионные повреждения из-за прикрепления к стенкам металлических трубопроводов и другого металлического оборудования и образования оксидов (ржавчины). Кроме того, растворенный диоксид углерода соединяется с водой с образованием угольной кислоты, которая вызывает дальнейшую коррозию.

    В деаэраторе конденсат нагревается до состояния насыщения обычно паром, отбираемым из паровой турбины. Отводимый пар смешивается в деаэраторе с помощью системы распылительных форсунок и каскадных тарелок, между которыми просачивается пар.Любые растворенные газы в конденсате высвобождаются в этом процессе и удаляются из деаэратора путем отвода в атмосферу или в главный конденсатор. Непосредственно под деаэратором находится резервуар для хранения питательной воды , в котором хранится большое количество питательной воды в условиях, близких к насыщению. В случае аварийного останова турбины эта питательная вода может подаваться в парогенераторы для поддержания необходимого запаса воды во время переходного процесса. Деаэратор и резервуар для хранения обычно расположены на большой высоте в машинном зале, чтобы обеспечить достаточный чистый положительный напор на всасывании (NPSH) на входе в насосы питательной воды. NPSH используется для измерения того, насколько жидкость находится в условиях насыщения. Понижение давления на стороне всасывания может вызвать кавитацию . Такое расположение сводит к минимуму риск кавитации в насосе.

    От насосов питательной воды к парогенератору

    Система насосов питательной воды обычно состоит из трех параллельных линий ( 3 × 50% ) насосов питательной воды с общими всасывающими и нагнетательными коллекторами. Каждый насос питательной воды состоит из бустера и главного насоса питательной воды .Насосы питательной воды (обычно приводимые в действие паровыми турбинами) повышают давление конденсата (~ 1 МПа) до давления в парогенераторе (~ 6,5 МПа).

    Бустерные насосы обеспечивают необходимое давление всасывания основного насоса питательной воды. Эти насосы (оба насоса питательной воды) обычно представляют собой насосы высокого давления (обычно центробежного типа), которые всасывают воду из резервуара для хранения деаэраторной воды, который установлен непосредственно под деаэратором, и питают основные насосы питательной воды.Вода, сбрасываемая насосами питательной воды, проходит через нагреватели питательной воды высокого давления , попадает в защитную оболочку, а затем в парогенераторы.

    Поток питательной воды к каждому парогенератору регулируется регулирующими клапанами питательной воды ( FRV ) в каждой линии питательной воды. Регулятор автоматически управляется уровнем парогенератора, расходом пара и расходом питательной воды.

    Нагреватели питательной воды высокого давления нагреваются отборным паром турбины высокого давления HP Turbine.Сливы от нагревателей питательной воды высокого давления обычно направляются в деаэратор. Парогенератор — вертикальный

    Питательная вода ( вода 230 ° C; 446 ° F; 6,5 МПа ) закачивается в парогенератор через питательную воду впуск. В парогенераторе питательная вода (вторичный контур) нагревается от ~ 230 ° C 446 ° F до точки кипения этой жидкости (280 ° C; 536 ° F; 6,5 МПа) . Затем питательная вода испаряется, и пар под давлением ( насыщенный пар 280 ° C; 536 ° F; 6,5 МПа) покидает парогенератор через выход пара и направляется в паровую турбину, тем самым завершая цикл.

    Изэнтропическое сжатие

    Изэнтропическое сжатие (сжатие в центробежных насосах) — Жидкий конденсат адиабатически сжимается из состояния 1 в состояние 2 центробежными насосами (обычно конденсатными насосами, а затем насосами питательной воды). Жидкий конденсат перекачивается из конденсатора в котел более высокого давления. В этом процессе окружающая среда воздействует на жидкость, увеличивая ее энтальпию (h = u + pv) и сжимая ее (увеличивая давление). С другой стороны, энтропия остается неизменной.Необходимая для компрессора работа определяется по формуле W Насосы = H 2 — H 1 .

    Типы паровых турбин — обзор

    14.2.2 Вращающееся щеточное уплотнение

    Конструкция барабанного ротора типична для реактивного типа паровой турбины. В секциях турбин ВД и ПД предпочтительны турбины реактивного типа из-за их высокого КПД. В конфигурации барабанного ротора пространство для межступенчатого корневого уплотнения очень ограничено.В отличие от традиционной конфигурации колеса и диафрагмы, в конструкции ротора барабана нет места для колеса ротора. В результате нельзя применять обычные подпружиненные уплотнения. Вместо этого зубья уплотнения часто прикрепляются к ротору или обрабатываются как неотъемлемая часть ротора для образования уплотнения. Преимущество зубьев ротора заключается в том, что на неподвижный компонент можно надежно нанести истираемое покрытие, чтобы обеспечить плотный зазор и избежать образования грибовидных грибов на зубьях уплотнения при трении. Пожалуй, наиболее эффективным лабиринтным уплотнением является J-образное уплотнение с истираемым покрытием.На рис. 14.6 показано типичное истираемое J-образное уплотнение в местах расположения корня сопла.

    Рисунок 14.6. J-образные уплотнения внутренней крышки форсунки с истираемыми материалами.

    J-образные уплотнения способны очень хорошо истирать и разрезать истираемые покрытия. Однако они не соответствуют требованиям. Очень узкий зазор может затруднить запуск турбины и поворотного механизма. После трения во время переходных процессов рабочий зазор может быть большим. Следовательно, податливые и плотные уплотнения необходимы в конфигурации ротора барабана больше, чем в конфигурации колеса и диафрагмы.

    Щеточные уплотнения снова являются хорошим решением для уплотнения корня форсунок, они соответствуют требованиям и работают более плотно, чем лабиринтные уплотнения. Однако есть несколько факторов, которые ограничивают применимость традиционных щеточных уплотнений в местах расположения корней форсунок. Одной из проблем, особенно в паровых турбинах, является нагрев от трения из-за трения щетинок о ротор. Помимо износа щетинок, этот нагрев может также привести к неравномерному тепловому росту ротора, вызывая роторную динамическую нестабильность [7,8].Кроме того, для конфигурации турбины с ротором барабана применимость стандартных щеточных уплотнений в месте расположения основания сопла ограничена пространственными ограничениями и методами конструкции сопла.

    Традиционные щеточные уплотнения прикрепляются к стационарному компоненту турбомашины, при этом только гибкие кончики щетинок щеточного уплотнения входят в зацепление с ротором во время работы турбомашины, образуя динамическое уплотнение. Традиционные щеточные уплотнения также обычно содержат щетинки, расположенные под углом по окружности относительно ротора.Во вращающемся щеточном уплотнении, как показано на рис. 14.7, набор щетинок прикреплен к ротору турбомашины и трется о статические компоненты. Щетинки расположены под углом, по существу, в осевом направлении и поддерживаются конической задней пластиной. Неподвижный конец вращающейся щетины прикрепляется к боковой пластине с помощью сварки или механического крепления, например зажима. Затем узел уплотнения закрепляется в кольцевой канавке ротора [8].

    Рисунок 14.7. Вращающееся щеточное уплотнение у основания сопла.

    Помимо экономии места на статоре, преимущество вращающегося щеточного уплотнения состоит в том, что тепло, выделяемое щеточным уплотнением, будет оказывать меньшее влияние на изгиб ротора, чем обычные щеточные уплотнения, поскольку кончики щетины скользят по неподвижному компоненту. Тепло, выделяемое при трении кончиков набора щетинок о неподвижный компонент, частично переходит в неподвижный компонент, а частично отводится за счет утечки через набор щетинок, при этом меньше тепла поступает в ротор.Напротив, в обычных щеточных уплотнениях кончики щетинок трутся о поверхность ротора, что непосредственно нагревает ротор. Этот нагрев ротора может привести к изгибу ротора и дальнейшему увеличению нежелательного неравномерного нагрева.

    Подобно стандартным щеточным уплотнениям, вращающееся щеточное уплотнение состоит из набора щетинок и при установке образует кольцо. Однако вращающееся щеточное уплотнение прикреплено к ротору, а не к статору. Кроме того, набор щетинок наклонен по существу в осевом направлении, а не в основном по окружности, относительно оси вращения.Уплотнение дополнительно включает коническую заднюю пластину, которая частично поддерживает набор щетинок.

    На рис. 14.7 показан пример того, как фиксированный конец набора щетинок может быть установлен или прикреплен к ротору. Коническая опорная пластина и фиксированный конец набора щетинок могут быть вставлены в канавку и прикреплены к ротору с помощью гребня, установочных винтов, ласточкин хвоста или комбинации этих методов.

    В дополнение к характеристикам герметичности конструкция вращающегося щеточного уплотнения должна соответствовать требованиям к напряжению, жесткости и гибкости.Эти показатели зависят от сложного взаимодействия сил между щетинками, зависящих от давления, центробежных сил и сил трения между опорной пластиной и пакетом щетинок, а также от геометрии уплотнения. Во вращающихся щеточных уплотнениях дополнительные конструктивные параметры, такие как наклон щетинок в двух разных плоскостях, а также скорость ротора, усложняют эти взаимодействия. Поэтому для успешного проектирования вращающихся щеточных уплотнений необходимо строгое понимание физических факторов.

    Вращающееся щеточное уплотнение — все еще относительно новая технология уплотнения. Соотношение выгод и затрат, долговечность уплотнения и удобство обслуживания еще предстоит доказать. Тем не менее, он открывает возможности для применения щеточных уплотнений в турбомашинном оборудовании, в том числе для уплотнения вала со ступенчатым вращением в авиационных двигателях и промежуточных ступеней в газовых турбинах.

    Реконструкция, модернизация и структурное проектирование лопаток паровой турбины

    Трещины в лопатках паровой турбины часто указывают на необходимость усовершенствования конструкции лопаток.Следуйте процессу реверсирования отказавшего лезвия, чтобы получить более надежную и эффективную конструкцию.

    Блейд-реверс-инжиниринг широко известен как решающий этап в цикле разработки продукта. Реконструкция поверхности лопатки — это итеративный процесс разработки математических моделей на основе существующих физических объектов для анализа методом конечных элементов (FEA), вычислительной гидродинамики и быстрого прототипирования с целью сокращения времени разработки продукта.

    В этом процессе точное измерение точки данных важно для создания правильной формы.Из-за сложности формы лопаток результирующее изменение геометрии модели может привести к значительному изменению характеристик турбины (см. Врезку). Следовательно, контроль формы лезвия имеет решающее значение в процессе проектирования. По сути, лопатка представляет собой сложную консольную балку, и получение точного результата моделирования затрудняет анализ лопатки турбины.

    Анализ методом конечных элементов является общепринятым инструментом для структурного анализа лопаток турбин. Будут обсуждены как обновления разработки модели, так и анализ.

    Основы конструкции лопаток турбины

    Конструкция лопаток турбины

    включает разработку твердотельных моделей лопаток, термоаэродинамику и структурную механику. Процесс обратного проектирования начинается с определения функции детали машины (это называется «фиксация замысла проекта»). Точность обратного проектирования ограничена применяемыми методами измерения и компьютерного моделирования. Некоторые из основных ограничений — это износ детали; числовые ошибки, ошибки зондирования и аппроксимации; и методы изготовления.Для обеспечения и повышения эффективности лопастей необходима оптимизация формы вращающихся и неподвижных лопастей. Необходимые шаги для обратного проектирования турбинных лопаток аналогичны тем, которые используются в практике разработки нового продукта (рис. 1).

    1. Этапы процесса. Схема процесса разработки модели лопатки. Источник: Alstom Thermal Services

    Процесс проектирования лопаток паровой турбины от концепции до фактического продукта является итеративным, который включает модели автоматизированного проектирования (САПР), включая поверхность лопаток для автоматизированного производства, FEA и, при необходимости, вычислительную динамику псевдоожижения. ; анализ показателей надежности; и модификация дизайна.В следующем тематическом исследовании представлено промышленное применение интегрированного подхода обратного инжиниринга к конструкции лопаток турбины. В исследовании описан разработанный инженерный подход к проектированию и модернизации лопатки паровой турбины из существующей детали.

    Генерация точек данных, поверхности и поперечного сечения

    Лопатки турбины

    ставят перед производителями задачи по изготовлению и обслуживанию сложных поверхностей произвольной формы и, казалось бы, извилистых форм. Контактные измерительные устройства не могут собрать достаточно точек данных для создания точного профиля поверхности неправильной формы аэродинамического профиля.Лазерное сканирование — лучший метод измерения для определения всех сложных характеристик лопатки турбины. После сканирования лезвия с разных точек зрения точки облачных данных поворачиваются в одну и ту же опорную рамку и собираются в точную трехмерную модель отсканированной детали на 360 градусов.

    Точки данных для этого тематического исследования были отредактированы с помощью программного обеспечения Geomagic Studio. После этого вся трехмерная поверхность лезвия была создана в одной и той же среде. «Идеальная» CAD-модель необходима для обработки и FEA, потому что лопатки турбины должны иметь одинаковую форму, вес и геометрию, чтобы избежать вибрации и других характеристик, снижающих производительность.Всю модель САПР можно сравнить с исходной деталью, чтобы убедиться в ее качестве. Проверка для этого тематического исследования была проведена с помощью инженерного программного обеспечения Geomagic Qualify. Осмотр модели и оригинальной детали показал очень хорошее соответствие (~ ± 0,1 мм).

    Проверка, анализ и установка шипа

    Контроль качества узла вала турбины распространяется на ступеньку колеса и лопасть, чтобы собрать информацию о структурной целостности деталей и сделать вывод о процессе ремонта, который может включать фактический ремонт или перепроектирование.В этом случае неразрушающий контроль (NDT) шипа лопасти показал, что трещина возникла в основании области радиуса шипа (рис. 2).

    2. Теноновая трещина. Сравнение исходной детали с разработанной моделью выявило трещину, которая началась в основании области радиуса шипа. Области с наибольшим напряжением показаны красным. Три цифры справа представляют собой поперечное сечение лопасти рядом с основанием, средней частью и вершиной. Источник: Alstom Thermal Services

    Трещина в области основания шипа у основания существующей лопасти, вероятно, была вызвана неправильным радиусом основания ножки, что могло вызвать растрескивание после процесса клепки. Трещины появляются после каждого цикла работы турбины. Анализ был необходим, чтобы определить механизм зарождения трещины в основании шипа.

    Двумерный анализ методом конечных элементов показал искажение в области радиуса корня шипа после упрочнения, как показано на Рисунке 3.Уплотнение шипа предполагает преднамеренную пластическую деформацию, что позволяет легко понять важность высокой пластичности материала лезвия.

    3. Выявлено искажение. 2-D модель ANSYS шипа клинка после упрочнения. Нижний график указывает на некоторую деформацию лучевой кости корня после упрочнения. Источник: Alstom Thermal Services

    Низкая пластичность может создать серьезные проблемы во время процесса упрочнения, включая трещины и даже переломы шипов.Самый ответственный процесс — это заклепка шипа для придания ему классической «речной» формы как часть процесса крепления кожуха; без этого шага шип не может быть прикреплен. Очевидно, что правильная сборка сегментов бандажной ленты и заклепка шипов имеют решающее значение для долгосрочной надежности.

    Принятый метод восстановления сборки шипа лезвия заключается в повторном прикреплении или повторном закреплении защитной ленты. Ремонт сварных швов для лопаток, в которых была обнаружена трещина, — это один из методов, который был применен для целей данного тематического исследования.Дополнительное использование пайки под покровной лентой еще больше повысило надежность крепления.

    Проверка и модернизация упора вала

    NDT

    колокольни показал, что трещина зародилась в основании радиальных областей колокольни и появилась на каждом крюке. Чтобы изменить поле напряжений в области трещин на крюках шпиля, была предложена ступенчатая конфигурация «ель» на стыке между лопаткой турбины и диском. Это соединение представляет собой наиболее критический путь нагрузки в этой сборке.Конфигурация лезвия с крюком в виде елки обычно используется в турбинах, потому что эта конструкция может выдерживать несколько областей контакта при больших контактных нагрузках. На рис. 5 показана предлагаемая конфигурация шпиля из елки в качестве возможного ремонтного решения. Новая конструкция основания лезвия показана на Рисунке 6.

    5. Предлагаемая конфигурация. Схема предлагаемой конфигурации елки и сравнения оригинальных деталей. Источник: Alstom Thermal Services
    6. Новая конструкция основания лезвия. Конструкция предлагаемой елочной основы клинка. Источник: Alstom Thermal Services

    Расчет геометрии елки был выполнен с использованием имеющегося в продаже пакета САПР. Модель была определена параметрически, чтобы учесть изменения в процессе оптимизации проекта.Каждый шаг процесса моделирования проверялся, чтобы убедиться, что можно создать адекватную геометрию; в противном случае геометрический сбой был сигналом оптимизатору для отмены или изменения модели и анализа. Стержень лопасти и геометрия ступенчатого диска были определены так же, как и базовый зуб, с дополнительными параметрами и необходимыми правилами.

    Поскольку геометрия поперечного сечения шпиля ели постоянна вдоль центральной линии корня, можно предположить, что напряжение присутствует в двух измерениях, хотя на самом деле нагрузка является трехмерной.Тем не менее, все же можно предположить, что каждая секция ведет себя по существу как двумерная осесимметричная задача с различной нагрузкой на крюки.

    Чтобы проверить выполнимость конфигурации «елка», были выполнены комплексные двухмерные осесимметричные (ступенчатая) и трехмерная (лопастная) МКЭ на исходной и обновленной области «елка» узла лопаточного диска. Две основные цели этого анализа заключались в создании геометрического элемента, способного вписаться в существующую ступенчатую область (другими словами, деталь может быть обработана в существующей геометрии прямого крюка), и в значительном уменьшении концентрации напряжения в надрезе, чтобы увеличить малоцикловая усталостная долговечность конструкции.

    Двухмерная модель конечных элементов была разработана с использованием коммерческого кода ANSYS, и были применены осесимметричные граничные условия. Высокая плотность сетки использовалась во всей области раздела, где ожидался крутой градиент напряжения и деформации. Двухмерные модели были объединены с восьмиузловыми четырехугольными элементами, что обеспечило гораздо лучшее решение. Результаты FEA показали, что пиковые напряжения на участках надреза были значительно уменьшены при использовании конфигурации корня ели.

    С целью обеспечения точности решения конечно-элементной модели была разработана трехмерная модель лопатки.Ступень турбины состояла из 20 лопаток, состоящих из семи частей. Для получения точного решения с использованием конечно-элементной модели было крайне важно воссоздать реальные условия работы, особенно при моделировании детали большой сборки. Для анализа всей ступени к модели применялось циклическое граничное условие, а между поверхностями сопряжения лопатка-ступенька устанавливались фрикционные контактные элементы (с коэффициентом трения = 0,15). Модель была составлена ​​из 10-узловых элементов тетраэдра, при этом контактные поверхности и области радиуса крюка были уточнены для повышения точности.Все модели подвергались центробежной нагрузке, позволяя диску и прикрепленным к ним лопастям вращаться с определенной угловой скоростью. В этом исследовании угловая скорость составляла 3600 оборотов в минуту.

    Эквивалентное распределение напряжений базовой линии и крючков пихтового лезвия показано на рисунках 7 и 8. Результаты показывают, что при применении конфигурации корня пихты общий уровень напряжения значительно снижается. Можно видеть, что уменьшение максимального напряжения надреза примерно на 25% может быть достигнуто для конструкции корня ели, а долговечность при малоцикловой усталости увеличивается пропорционально.

    7. Снижение стресса. Показано распределение эквивалентных напряжений на крюках лопастей базовой линии. Области, отмеченные красным цветом, указывают на наличие очень высоких напряжений во время работы и в местах образования трещин по радиусу корня. Источник: Alstom Thermal Services
    8. Повышение усталостной долговечности. Распределение эквивалентных напряжений крюков для лезвий из ели было значительно уменьшено благодаря новой конструкции крепления. Источник: Alstom Thermal Services

    В многоступенчатом турбомашинном оборудовании взаимодействие между соплами и лопатками создает на них возбуждающую силу, которая возникает из следа за соплами, расположенными выше / ниже по потоку. Основная частота возбуждающей силы из-за взаимодействия между соплом и лопастью — это скорость ротора, умноженная на количество сопел. Если собственная частота лопасти совпадает с частотой сил возбуждения, возникающее в результате напряжение может вызвать отказ лопасти из-за многоцикловой усталости.

    Модальный анализ — мощный инструмент, помогающий выявить и устранить эту проблему усталости. В этом исследовании FEA использовался для изучения реакции лопаток турбины в рабочих условиях. Конечно-элементное моделирование может использоваться для прогнозирования собственных частот колебаний и форм колебаний. Скорость ротора, при которой может возникнуть значительная вынужденная вибрация, прогнозируется с помощью частотной скорости. Собственная частота каждого режима вибрации лопасти, предсказанная моделированием, и частоты нагнетания как функция скорости ротора могут быть отображены на одном графике.Пересечение кривых, полученных в результате этого анализа, указывало на точки резонанса интегрального порядка, в которых существуют возможные вибрационные напряжения.

    Юджин А. Чизли, доктор философии, PE и Эрик Прескотт работают в Alstom Thermal Services.

    Технология паровых турбин | SwRI

    С начала прошлого века паротурбинные генераторы заслужили завидную репутацию благодаря экономичности и надежности преобразования тепловой энергии в электрическую в самых сложных условиях эксплуатации.Юго-западный научно-исследовательский институт (SwRI) предоставляет опыт и обширную лабораторную базу для решения задач, возникающих при проектировании, сборке и надежной эксплуатации турбин любых размеров.

    Возможности

    Оценка оставшегося срока службы

    Критические компоненты турбины должны быть оценены, чтобы гарантировать безопасную работу в течение всего срока их службы. Точные процедуры оценки срока службы в сочетании со знанием конкретных свойств материала ротора предотвращают дорогостоящий преждевременный вывод роторов из эксплуатации.

    Широкий спектр программ конечных элементов используется в SwRI для выполнения структурных оценок и оценки оставшегося срока службы, в том числе:

    • ANSYS®: структурный анализ
    • NASTRAN®: структурный анализ
    • STRAP / SAFER: целостность и срок службы ротора EPRI анализ
    • BIGIF: Механика разрушения EPRI
    • ADINA / ADINA-T: Структурный / термический анализ
    • ABAQUS: Нелинейный структурный анализ
    • NESSUS®: Вероятностный структурный анализ

    Код SAFER рассчитывает контуры установившейся температуры (oF) для ротор высокого давления (ВД) (вверху).Контуры установившегося напряжения (фунт / кв. Дюйм) для ротора ВД определяются с помощью кода конечных элементов SAFER (внизу).

    Растрескивание диска паровой турбины низкого давления (НД) в результате коррозии под напряжением наблюдается во всем мире в роторах, используемых как на атомных электростанциях, так и на электростанциях, работающих на ископаемом топливе. Трещины возникают в дисках ротора LP в шпоночных пазах, в местах крепления лопастей ободьев, на поверхностях отверстий и на поверхностях перемычек. В рамках совместного отраслевого исследовательского проекта, финансируемого консорциумом электроэнергетических компаний, SwRI разработала технологию, необходимую для прогнозирования оставшегося срока службы при усаживании дисков турбины низкого давления.Анализ теплопередачи и анализ напряжений определяют напряжения посадки, термические напряжения и напряжения, возникающие из-за массы лопатки и диска. Проводится оценка целостности диска и оставшегося срока службы, а также предоставляются рекомендации, помогающие определить интервалы запуска, замены или повторного осмотра.

    Неразрушающий контроль

    Система проверки / оценки ротора турбины SwRI (TREES) обладает уникальными возможностями исследования и отличным разрешением дефектов, достигаемым с помощью сконструированных на компьютере фокусирующих линз, прикрепленных к ультразвуковым преобразователям.Шесть конфигураций линз используются для исследования зон внутри ротора с диаметром луча от 0,031 до 0,125 дюйма.

    SwRI предлагает многочисленные методы неразрушающей оценки для проверки роторов турбин, ступеней дисков и шпоночных пазов, включая ультразвуковой контроль периферии, дефектоскопию красителя, магнитопорошков и вихретоковый контроль.

    SwRI разработала систему исследования / оценки ротора турбины (TREES), автоматизированную систему ультразвукового исследования отверстия ротора для паровых турбин, которая включает в себя такие функции, как узлы сфокусированного поиска и объемную структуру ячеек, чтобы обеспечить уникальные возможности исследования и отличное разрешение дефектов.Блоки поиска сфокусированным лучом обеспечивают надежные средства обнаружения и определения размеров дефектов без использования обычных методов измерения амплитуды сигнала. Автоматизированная компьютерная система сбора и обработки данных обрабатывает данные. SwRI может индивидуально собрать пакет TREES и предоставить услуги борезонического контроля.

    SwRI имеет обширный лабораторный и практический опыт разработки и внедрения международно признанных процедур инспекции и оценки. В рамках программы консорциума коммунальных предприятий была разработана система ультразвукового контроля обода диска, которая обнаруживает и определяет размеры трещин в местах крепления лезвия без снятия лезвия.

    SwRI также проводит измерения твердости, тиражирование и микроструктурные оценки в полевых условиях с использованием портативного оборудования.

    Анализ и предотвращение отказов

    SwRI использует междисциплинарный подход к анализу металлургических отказов на широком спектре компонентов паровых турбин и котлов. Металлургия, коррозия, анализ напряжений, механика разрушения и неразрушающая оценка объединены для выявления механизмов и коренных причин отказа. Такой анализ помогает прогнозировать и контролировать оставшийся срок службы компонентов.

    SwRI имеет сертифицированную горячую лабораторию для работы с материалами, загрязненными радиацией.

    Испытания и оценка материалов

    Статическая прочность, ползучесть, усталость, удар, вязкость разрушения, скорость роста трещин, макро- и микротвердость, а также другие методы испытаний и оценки доступны в обширных лабораториях SwRI.

    Контролируемые испытательные среды включают температуру, влажность, вакуум, высокое давление и погружение в химически контролируемую газовую или водную среду.Возможности специализированных испытаний включают контролируемые условия многоосного напряжения, скорость деформации, плавно изменяемую от 10 -6 до 10 -4 с -1 , комбинированные термические и механические испытания, запрограммированную спектральную нагрузку и прямую одноосную нагрузку до 1650 ° С (3000 ° F).

    Доступны сложные сервогидравлические испытательные системы с компьютерным управлением, многие измерения физических и теплофизических свойств выполняются в соответствии со стандартами ASTM. Специализированное испытательное оборудование может быть спроектировано и собрано для удовлетворения уникальных требований к испытаниям.

    Диагностика проблем, связанных с вибрацией

    Используя передовые методы полевых измерений, обработки сигналов, диагностического анализа и других инструментов прогнозирования, SwRI может выявлять и решать проблемы ротора, лопатки и структурной динамики, которые выводят из строя паротурбинные генераторы. Эти методы используются для решения полевых задач, обеспечивая при этом уверенность на стадии проектирования в том, что турбинные агрегаты будут демонстрировать низкие уровни вибрации.

    • Лабораторный анализ проблем вибрации вращающегося оборудования и трубопроводов
    • Балансировка ротора паровой турбины и генератора
    • Индивидуальный дизайн контрольно-измерительных приборов и компонентов для специальных применений
    • Тестирование компонентов клапанов, насосов, сосудов под давлением и инструментов

    Другое Возможности включают:

    • Исследования разрушения материалов
    • Анализ структурной целостности
    • Телеметрические испытания
    • Полевые испытания на твердость и воспроизведение

    Чтобы заключить договор с SwRI, свяжитесь с горячей линией обслуживания машинного оборудования по телефону +1 210 522 3000.

    Для получения дополнительной информации свяжитесь с Гектором А. Дельгадо Гарибаем или позвоните по телефону +1 210 522 2960.

    (PDF) Конструктивная модификация лопатки паровой турбины

    2

    1234567890

    Международная конференция по машиностроению, науке и технологиям IOP Publishing

    IOP Conf. Серия: Материаловедение и инженерия 203 (2017) 012007 doi: 10.1088 / 1757-899X / 203/1/012007

    тепловая / аэродинамическая характеристика определяет целевую функцию.Проектирование блейда — это итерационный процесс с несколькими уровнями итераций

    . На первом уровне термодинамические граничные условия рассчитываются на основе моделей

    черного ящика, представляющих трубы, группы ступеней, секции турбины, клапаны и т. Д. На втором уровне итерации

    отмечается группа ступеней с ее геометрическими данными и учитывается аэродинамика

    переменных, например структурные механические переменные, например собственные частоты и напряжения.На следующих уровнях выполняется

    индивидуальных оптимизаций для фиксации лезвий. Индивид состоит либо из механических

    , либо из аэродинамических переменных [4, 5].

    Лопасти подвержены выходу из строя из-за напряжений, возникающих в основном из-за центробежных нагрузок и изгибающих сил

    , связанных с массовым расходом пара [6]. Кроме того, коррозия, вызывающая возникновение трещин и распространение

    , является важным механизмом разрушения лопаток.Это вызывает необходимость замены лопастей или ремонта

    и даже возможного изменения конструкции элементов [7]. Чтобы спроектировать высокоэффективную паровую турбину

    , важно одновременно учитывать множество целевых функций, касающихся гидродинамических характеристик

    (плавное направление рабочего пара и т. Д.). Кроме того, паровая турбина

    имеет ряд геометрических и топологических переменных (форма лопатки, количество лопаток, количество ступеней

    и т. Д.)), которые также необходимо учитывать на этапе проектирования одновременно [8].

    Существуют различные лопатки, которые в зависимости от их использования в трех модулях турбины можно разделить на

    лопатки высокого давления (HP), среднего давления (IP) и низкого давления (LP). Первые два модуля турбины

    , HP и IP, характеризуются высокими температурами и содержат небольшие лопатки, которые должны выдерживать небольшие центробежные силы

    , однако большие лопатки содержат изгибающие силы из-за импульсных изменений

    и высокого статического давления.Они оснащены тройниками, установленными в тангенциальных пазах вокруг ротора

    . Лезвия связаны друг с другом посредством цельных корней и бандажей, что обеспечивает высокую жесткость

    ряда лезвий, а также демпфирование трения конструкции. Для лопаток последней ступени центробежные силы

    настолько велики, что изгиб под действием пара практически незначителен. Самые большие вращающиеся лопасти

    оснащены еловыми корнями, собранными в осевые канавки.Эти корни включают три или более пары выступов

    , передающих силы по частям в соответствующие выступы ротора [5].

    Richter et al. представил обзор конструкции лопаток современных паровых турбин на электростанции Siemens

    с использованием кода конечных элементов ADINAe [1]. Были подробно описаны различные типы лопастей, включая

    типов корневой формы, ступеньку корня плюс ротор, различные типы кожухов и различные типы демпферов

    с их геометрией и нагрузкой.Для различных анализов был реализован постпроцессор усталости

    . Gajbhiye et al. провели анализ вибрации с использованием метода анализа конечных элементов (FEA)

    на лопатке турбины и рассчитали максимально допустимую частоту. Они показали, что если значение частоты лезвия

    превышает собственную частоту лезвия, то необратимое повреждение приводит к повреждению лезвия

    [9]. Saxena et al. исследовал отказ на теплоэлектростанции

    конструкции LMW более 30 лет, используя FEA.Представленная поломка лопатки турбины произошла на турбине низкого давления, имеющей 8 ступеней. Результаты каждого исследования

    были интерпретированы, что привело к поиску места первичного отказа лопатки турбины, последовательности

    и основной причины его отказа [10]. Сегава и др. разработана новая лопатка ротора для паровых турбин

    [11]. Новая конструкция лопасти оптимизировала аэродинамику лопасти вблизи корневой части лопасти

    , тем самым уменьшив потери как в профиле, так и на торцевых стенках.Было обнаружено, что новая лопасть ротора увеличивает КПД ступени

    примерно на 0,3%.

    В данной статье исследуется трехмерная (3D) модель лопатки паровой турбины с разной длиной и толщиной

    . Трехмерная модель лопатки паровой турбины была разработана с использованием компьютерной программы проектирования (CAD)

    . Применялись свойства материала и граничные условия. Модели

    были проанализированы с использованием метода конечных элементов (МКЭ), чтобы получить напряжение и деформацию по фон Мизесу в лопатках

    .

    2. Материалы и методы

    Лопатка паровой турбины моделировалась с помощью программы SolidWorks (Dassault Systemes SolidWorks Corp, США)

    . SolidWorks — это компьютерная программа для твердотельного моделирования и автоматизированного проектирования (CAE)

    . CAD-модель была подготовлена ​​путем взятия размеров лопатки паровой турбины из предыдущих исследований

    (Рисунок 1b). Для моделирования была выбрана лопатка паровой турбины первой ступени. Моделирование профиля лопатки

    является важной задачей из-за его прямого влияния на результаты моделирования.Cosmosworks (Dassault

    Frontiers | Интегрированная стратегия обратного проектирования для крупномасштабных механических систем: применение к ротору паровой турбины

    Введение

    Наибольшая часть электроэнергии в мире производится с использованием турбин какого-либо типа (паровой, гидроэнергетической, атомной и т. Д.). Поскольку через турбины проходит большая плотность энергии, скорости вращения чрезвычайно высоки, возникают большие инерционные нагрузки, вал и лопасти сильно деформируются, лопасти подвержены коррозии и возникают высокие уровни вибрации, что приводит к сильной динамической нестабильности (Bavastri et al., 2008). Проблемы нестабильности турбин, особенно при вращении на высоких скоростях, могут привести к частичным отказам или остановке системы. Принимая во внимание размер этих конструкций, необходимо избегать перебоев из-за сбоя системы, но, что наиболее важно, несчастных случаев, которые, помимо финансового ущерба, могут привести к серьезным травмам или даже смертельному исходу. Это означает, что необходимы детальное изучение и разработка каждой турбины в различных сценариях эксплуатации в сочетании с надлежащим техническим обслуживанием, даже за пределами нормального использования.

    Более того, в стремительных темпах сегодняшних наиболее развитых обществ отрасли постоянно пытаются справиться с быстрым технологическим развитием, увеличивающимся проникновением технологий в нашу повседневную жизнь и огромной конкуренцией, растущей в результате глобализации. Таким образом, крайне важно минимизировать время и затраты, от проектирования до производства и обслуживания, чтобы продукт был разработан и функционировал должным образом. Таким образом, либо из соображений конкуренции, либо из соображений безопасности или повышения надежности в дополнение к отсутствию информации о продукте, используется широко распространенная методология, т.е.е., обратная инженерия (Abella et al., 1994; Várudy et al., 1997; Wang et al., 2012; Ouamer-Ali et al., 2014; Dagli, Idowu, 2015). Обратный инжиниринг — это процесс, в ходе которого мы извлекаем знания, разрабатываем информацию о деталях, из которых состоит машина, и о том, как они функционируют. Учитываются вопросы, которые включают разработку CAD и FE модели исследуемой конструкции, а также процедуры экспериментального модального анализа и применение надежных и эффективных методов обновления расчетной конечно-элементной модели.

    Основная цель настоящей работы — продемонстрировать преимущества стратегии обратного инжиниринга с применением разработанной вычислительной структуры обновления модели (Giagopoulos and Arailopoulos, 2017) для обработки крупномасштабных линейных и нелинейных моделей. Применимость структуры исследуется путем калибровки конструктивных параметров высокоточной FE-модели ротора паровой турбины с несколькими миллионами степеней свободы с использованием экспериментально определенных модальных параметров.Методы модальной идентификации (Eykhoff, 1974; Beck and Katafygiotis, 1998; Beck, 2011) используются для извлечения собственных частот и коэффициентов модального демпфирования из измерений ускорения. Измеренные и предсказанные модальные параметры используются для количественной оценки расхождения между численными и экспериментальными моделями, определяя как модальные остатки, так и остатки отклика (Giagopoulos and Arailopoulos, 2015a, b, 2016; Arailopoulos and Giagopoulos, 2016) в задаче оптимизации с одной целью. Затем, бесплатное распространение алгоритма безградиентной, ненавязчивой оптимизации, Ковариационная матричная адаптация — стратегия эволюции (CMA-ES) (Hansen et al., 2003; Hansen, 2006, 2011), в рамках Π4U (Hadjidoukas et al., 2015), в сочетании с надежным и точным программным обеспечением FE Analysis (DTECH, 2013) применяются в параллельных вычислениях на основе библиотеки параллельных вычислений, то есть TORC (Hadjidoukas и др., 2012). Параметры модели конструкционного материала, такие как модуль упругости и плотность, настраиваются для наилучшего согласования экспериментальных и аналитических данных.

    Кроме того, в этой работе представлена ​​упрощенная численная модель, основанная на обновленной полномасштабной КЭ модели паровой турбины, чтобы получить более глубокое понимание ротородинамического поведения и гироскопических явлений исследуемого ротора.Основная цель — изучить осевые, поперечные и крутильные динамические характеристики, чтобы оценить уровни вибрации вала и получить опыт определения допустимых пределов вибрации и пределов, при которых необходимо техническое обслуживание. Стабильность системы и критические скорости также определяются путем построения диаграммы Кэмпбелла (Campbell, 1924; Meher-Homji and Prisell, 2005) спектра реакции турбины в зависимости от скорости вращения. Его устойчивость к нормальным или даже ненормальным уровням вибрации на критических скоростях определяет адекватность работы турбины.Следовательно, поскольку свойства демпфирующего подшипника существенно влияют на уровни вибрации турбины, оптимальная конструкция может быть принята за счет минимизации дисбаланса рабочих скоростей вращения. Накопленные знания о динамическом поведении системы паровой турбины могут быть позже применены для оценки состояний устойчивости или нестабильности, роста усталости лопаток турбины, изменений в демпфировании системы подшипников и выполнения необходимого планового оптимального и экономичного обслуживания. стратегии (Bavastri et al., 2008; Booysen et al., 2015; Plesiutschnig et al., 2016). Кроме того, после серии запланированного сбора экспериментальных данных может быть установлена ​​постоянная система мониторинга состояния конструкций, работающая только на выходе, и даже может быть исследована и спроектирована надлежащая динамическая балансировка.

    Работа посвящена исследованию ротора паровой турбины, работающего в IV блоке электростанции Греческой государственной энергетической корпорации (PPC). Паровая турбина представляет собой паротурбинную установку К-300-170-1 Ленинградского Металлического завода © (ЛМЗ) с максимальной номинальной выходной мощностью 310 МВт.Исследуемый вал турбины состоит в основном из трех роторов высокого, среднего и низкого давления, начиная слева направо, как показано на рисунке 1. Между турбинами среднего и низкого давления имеется цилиндрическая часть, используемая для соединения двух секций вместе. Длина турбин высокого, среднего и низкого давления составляет 5,7, 6,9 и 5,9 м, состоящих из 10, 17 и 10 ступеней (дисков), на которых размещены 954, 1 948 и 1224 лопатки соответственно. Общая длина турбины составляет 18,5 м, но при сборке всей турбинной системы могут применяться дополнительные компоненты, чтобы обеспечить надежное соединение с генератором.Таким образом, при выходной мощности 310 МВт имеется 37 ступеней с общим количеством 4 126 лопаток. Ступени правой половины турбины низкого давления состоят из тех же последних пяти ступеней турбины среднего давления. С другой стороны, левая половина состоит из тех же ступеней в зеркальном расположении, так что индуцированный импульс такой же, как и импульс остальной части турбины. Поэтому для удобства лопасти низкого давления будем называть названиями, уже данными в валу промежуточного давления.

    Рисунок 1 . Турбины высокого, среднего и низкого давления с пронумерованными ступенями.

    Организация работы установлена ​​следующим образом. Теоретическая формулировка фактической меры соответствия методологии обновления на основе модальных режимов, модальных частот и функций частотной характеристики кратко представлена ​​в разделе «Формулировка целевой функции». В разделе «Структура обновления линейных FE-моделей» представлена ​​реализованная методология обновления FE-модели.В разделе «Стратегия обратного проектирования» представлена ​​трехмерная оцифровка лопаток и двухмерное проектирование трех валов отдельных секций полной турбины, а также их комбинация, приводящая к окончательной параметрической модели САПР. Далее описывается экспериментальная процедура идентификации мод, чтобы идентифицировать модальные режимы и частоты реальных конструкций секций промежуточного давления. Результаты обновления параметризованной турбины промежуточного давления представлены в разделе «Обновление конечно-элементной модели»._ исследуемых турбин, где N o, r — количество измеряемых компонентов для каждого r , m — количество идентифицированных режимов. Рассмотрим параметризованную линейную FE-модель конструкций и пусть θ_∈RNθ будет вектором параметров модели свободного материала, которые необходимо настроить. Цель состоит в том, чтобы оценить значения набора параметров θ так, чтобы прогнозируемые модальные частоты и формы колебаний {λr (θ _), φr_ (θ_) ∈RN0, r, r = 1, ⋯, m} в соответствующий N 0, r степеней свободы, уменьшает расхождения между модальными частотами, идентифицированными в D ._ при измеренных степенях свободы наиболее близко к модельной форме моды βr (θ_) ϕr_ (θ_), предсказанной конкретным значением θ .

    J 1 ( θ ) и J 2 ( θ ) выбраны для представления меры соответствия между измеренными и прогнозируемыми моделями частотами и модами в виде:

    J1 (θ _) = ∑r = 1mελr2 (θ_) и J2 (θ _) = ∑r = 1mεϕ_r2 (θ_) (2)

    Амплитудно-частотная характеристика Fit

    Можно использовать глобальный коэффициент корреляции формы между экспериментально идентифицированными и численно предсказанными FRF (Grafe, 1995, 1999) для любой измеренной частотной точки λ k следующим образом:

    xs (λk) = | {HX (λk)} H {HA (λk)} | 2 ({HX (λk)} H {HX (λk)}) ({HA (λk)} H {HA (λk)} ) (3)

    , где { H X k )} — экспериментально идентифицированные FRF, тогда как { H A k )} являются численно вычисленными FRF. при совпадении мест возбуждения и направлений реакции.В качестве значения MAC x s k ) принимает значение от нуля до единицы и указывает на идеальную корреляцию с x s k ) = 1. Для x s k ) = 1 экспериментальные и числовые данные полностью коррелируют, в отличие от нулевого значения, не имеющего отношения к корреляции вообще. Если используется только одно измерение, { H X k )} и { H A k )} уменьшаются с векторов-столбцов до скаляр и x с = 1 по всему спектру частот для некоррелированных FRF.

    Таким образом, дополнительный коэффициент амплитудной корреляции x a k ) для любой измеренной частотной точки λ k реализуется, количественно определяя расхождения в амплитуде, определяемые как:

    xa (λk) = 2 | {HX (λk)} H {HA (λk)} | ({HX (λk)} H {HX (λk)}) + ({HA (λk)} H {HA (λk) }) (4)

    определено как лежащее между нулем и единицей, только если { H A k )} = { H X k )}. (w) (Christodoulou et al., 2008; Нтоциос и Пападимитриу, 2008; Пападимитриу и др., 2012; Giagopoulos et al., 2013).

    Платформа обновления линейной модели FE

    Поскольку целевая функция J ( θ ) не является аналитическим выражением, стохастический алгоритм поиска черного ящика, а именно стратегия эволюции адаптации ковариационной матрицы (CMA-ES) (Hansen et al., 2003; Hansen, 2006, 2011), как ранее успешно применялось для настройки линейных и нелинейных моделей КЭ (Giagopoulos and Arailopoulos, 2017).Цель состоит в том, чтобы итеративно найти возможные решения набора параметров θ ∈ R n , которые производят минимум J ( θ ), где значения функции выбираются из многомерной нормальной распределение в каждой итерации (Hansen, 2006, 2011).

    CMA-ES позволяет избежать попадания в локальные минимумы, достигая глобального оптимума выбранной целевой функции. Алгоритм связан с коммерческим решателем КЭ Dynamis (DTECH, 2013), что исключает необходимость использования методов сокращения или субструктурирования модели и использует необработанные экспериментальные измерения для повышения точности.Таким образом, имея возможность сравнивать модальные режимы и функции частотной характеристики узел за узлом и модальные частоты в большом частотном диапазоне, общая точность обновленных моделей FE реальным структурам поддерживается в высокой степени. Более того, из-за чрезвычайно большого масштаба разработанных моделей FE и многочисленных итераций, необходимых для сходимости, применяется схема параллельных вычислений, чтобы компенсировать время вычислений. Подробную информацию о последовательности составления CMA-ES и применяемой структуре можно найти в Giagopoulos и Arailopoulos (2017).

    Минимальные потомки становятся родителями в следующем наборе итераций, а статистические значения (среднее и ковариационная матрица) обновляются в последовательности итераций с улучшенными значениями приспособленности. Описанная структура работает параллельно, чтобы сразу произвести выборку из заданной совокупности, чтобы произвести общие прогоны каждого поколения. Далее проверяются критерии сходимости. Введенные критерии включают заданный порог целевой функции J ( θ ) = 0, что практически неприменимо, и разность лучших значений двух последовательных наборов итераций Δ J ( θ ) = 10 −3 .

    Стратегия обратного проектирования

    Комплексная методология обратного инжиниринга полностью представлена ​​в этом разделе паровой турбины, которая в настоящее время работает на тепловой электростанции Греческой государственной энергетической корпорации. Методология сочетает в себе современные методы представления геометрии и разработки моделей CAD и FE, современные методы модальной идентификации и оценки динамических характеристик физической структуры на основе измерений ускорения и современные методы обновления моделей, чтобы создать высокоточную модель FE, адекватно имитирующую систему паровой турбины.

    Турбины высокого, среднего и низкого давления представлены на рисунках 2A – C соответственно при регулярном техническом обслуживании. Конструкция изготовлена ​​из стали с модулем Юнга E = 210 ГПа , коэффициентом Пуассона v = 0,3 и плотностью ρ = 7850 кг / м 3 (Giagopoulos et al., 2017).

    Рисунок 2. (A) Турбина высокого давления. (В) Турбина промежуточного давления. (С) Турбина низкого давления.

    Оцифровка и CAD-модель паровой турбины

    Сначала с помощью двух типов устройств 3D-сканера, то есть структурированного света и лазерного сканера, была реконструирована цифровая форма каждого лезвия. Сбор исходных данных и последовательная обработка до разработки окончательной модели САПР выполняются в четыре основных этапа, как показано на рисунке 3. Сначала была захвачена геометрия каждого лезвия, чтобы собрать исходную стереолитографию ( STL) файл. Из-за различных недостатков и несовершенств первоначального проекта, таких как отверстия, неровности, грубые и прерывистые поверхности, вторым шагом было использование совместимого программного обеспечения для разработки окончательного файла STL захваченной геометрии перед проектированием модели САПР ( Béchet et al., 2002; Бьянкони, 2002; Rypl and Bittnar, 2006). Следующим шагом была подготовка последовательных секций фольги, представляющих каждое лезвие. После совмещения отсканированной геометрии были созданы автоматические кривые по секциям по длине основного корпуса лезвия с различными приращениями, в зависимости от его длины и сложности, а также от потребностей проектирования. Эти кривые были параллельны друг другу, а также основанию лопастей. Последним шагом было выбрать наиболее представимые кривые каждой лопасти и использовать их для восстановления моделей САПР.

    Рисунок 3 . Оцифровка и финальная 3D CAD модель одиночной лопатки ступени ИП 15 турбины промежуточного давления.

    Помимо проектирования основной части лопастей, основания и головки были спроектированы с нуля при тщательных измерениях. Четыре лезвия были закрыты головками, которые были спроектированы отдельно и размещены на верхней части основного корпуса с использованием вертикальных изгибов, чтобы обеспечить наилучшее позиционирование. Кроме того, все основания лопастей были спроектированы отдельно с учетом их небольшой кривизны, чтобы касательно прилегать к валу ротора.Наконец, верхняя часть каждой базы была плоской, чтобы идеально подходить к основному корпусу лезвия.

    Для проектирования валов ротора паровой турбины использовались технические чертежи. Чертежи представляли собой бумажные копии турбин высокого, среднего и низкого давления в управляемом масштабе, используемые для создания двухмерной осесимметричной конструкции валов.

    Комбинируя полные CAD-модели лопаток с тремя валами ротора, была создана окончательная CAD-модель всей паровой турбины.На следующих рисунках 4A – C представлены валы ротора и полные 3D CAD-модели турбин высокого, среднего и низкого давления соответственно. Кроме того, окончательная трехмерная CAD-модель всей паровой турбины представлена ​​на рисунке 4D.

    Рис. 4. (A) Вал ротора и полная сборка турбины высокого давления в 3D CAD. (B) Вал ротора и полная сборка турбины промежуточного давления в 3D CAD. (C) Вал ротора и полная сборка турбины низкого давления в 3D CAD. (D) Окончательный 3D CAD полной паровой турбины.

    FE Модели ротора паровой турбины

    Геометрия секций турбины дискретизирована твердотельными элементами (четырехгранная). Из-за сложной геометрии конструкции общее количество степеней свободы секций высокого, среднего и низкого давления составляло около 10 000 000, 20 000 000 и 19 500 000 соответственно, тогда как полученная полная модель ротора имела около 55 000 000 степеней свободы, включая детали соединения между секциями.Подробные КЭ-модели турбин высокого, среднего и низкого давления представлены на рисунке 5A соответственно, а на рисунке 5B показана окончательная конечно-элементная модель всей паровой турбины. Программное обеспечение препроцессора FE и программное обеспечение анализа FE использовались для разработки и анализа модели FE (DTECH, 2013; BETA CAE Systems, 2018). Ориентировочные формы колебаний трех секций в свободном состоянии и полная модель с типичными опорами представлены на рисунке 6.

    Рисунок 5.(A) Подробные модели FE турбин высокого, среднего и низкого давления. (B) Подробные модели FE полной паровой турбины.

    Рисунок 6 . Ориентировочные собственные режимы секций высокого, среднего и низкого давления и всей паровой турбины, спрогнозированные с помощью номинального МКЭ.

    Экспериментальный модальный анализ

    В этом разделе определяются динамические характеристики всей паровой турбины, чтобы вычислить степень соответствия между численной КЭ-моделью и реальной конструкцией.Для количественной оценки динамических характеристик всей паровой турбины был проведен экспериментальный модальный анализ трех секций турбины. Из-за большого размера результатов выбрано представление результатов только для ротора промежуточного давления.

    Кран промышленного размера использовался для установки каждой турбины отдельно, моделируя безопорное состояние для экспериментальной процедуры. Импульсная нагрузка была приложена в различных местах и ​​направлениях к конструкции, чтобы оценить элементы матрицы FRF — уравнение (7) (Ewins, 1984; Mohanty and Rixen, 2005; Giagopoulos и Natsiavas, 2007, 2015; Spottswood and Allemang, 2007).

    [ü1v¨1ẅ1 ⋯ ẅn] = [Hu1u1 ⋯ Hu1wnHv1u1 ⋯ Hv1wnHw1u1 ⋯ Hw1wn ⋮ ⋱ ⋮ Hwnu1 ⋯ Hwnwn] 3n × 3n [Fu1 ⋮ Fwn] 3n × 3n (7)

    Частотный диапазон 0–2048 Гц был получен во время измерений, включая интересующий числовой частотный диапазон, то есть 0–200 Гц, включая первые десять модальных частот. Схематическая иллюстрация геометрии измерения для модального анализа ротора промежуточного давления с реальной экспериментальной установкой этого испытания представлена ​​на рисунке 7. Например, на рисунке 8 представлены величины репрезентативных элементов матрицы FRF.

    Рисунок 7 . Экспериментальная установка турбины промежуточного давления.

    Рисунок 8 . Типовые элементы экспериментальной матрицы FRF для ротора промежуточного давления.

    Метод полиномов рациональных дробей (RFPM) (Richardson and Formenti, 1985; Friswell and Penny, 1990; Ntotsios and Papadimitriou, 2008) использовался для оценки экспериментальных собственных частот и коэффициентов демпфирования турбины промежуточного давления на основе измеренные функции FR.

    Ориентировочно, два типичных элемента экспериментально измеренной матрицы FRF турбин промежуточного давления сравниваются с расчетными контурами RFPM, как показано на рисунке 9. На этом же рисунке также представлены экспериментально измеренные и аналитически оцененные временные диаграммы. Функции FR, соответствующие акселерометрам A3 и A7 секции промежуточного давления при локальной составляющей Y, представлены на рисунке 9. Красная линия соответствует экспериментально измеренной FRF и временной истории по сравнению с пунктирной синей линией, соответствующей расчетному контуру, отфильтрованному с помощью Велча. (1967) метод.Кроме того, идентифицируются все экспериментально модальные формы мод, чтобы их можно было использовать при формулировании меры соответствия, передаваемой в алгоритм оптимизации.

    Рисунок 9 . Сравнение частотных характеристик и временных диаграмм ускорений, соответствующих частотным характеристикам | H 3 Y 16 | и | H 7 Y 16 | акселерометров A3 и A7 местного направления Y.

    В таблице 1 приведены результаты экспериментального модального анализа турбины среднего давления.Значения самых низких собственных частот ω rE представлены во втором столбце таблицы 1, тогда как в пятом столбце перечислены соответствующие коэффициенты демпфирования. Значения собственных частот, спрогнозированные на основе численной модели ω rN FE с использованием номинальных параметров материала с использованием матрицы сосредоточенных масс, реализованной в решающей программе Dynamis (DTECH, 2013), перечислены в третьем столбце, тогда как сравнение представлены в четвертом столбце.Недооценка прогнозируемых собственных частот номинальной модели FE объясняется тем, как Dynamis обрабатывает матрицу масс. Несмотря на довольно незначительные расхождения между номинальной моделью КЭ и экспериментальными данными, для уменьшения этих ошибок необходим последующий процесс обновления модели КЭ.

    Таблица 1 . Идентифицированные и номинальные предсказанные FEM модальные частоты и модальные коэффициенты демпфирования турбины промежуточного давления.

    Точность экспериментальных измерений сильно зависит от качества экспериментальных устройств и способностей пользователей.Неточные данные измерений могут быть получены из-за неисправного устройства или неправильного обращения со стороны пользователя. Надежность собранных данных во время экспериментальных процедур была проверена по небольшому изменению данных. Такое обследование обязательно, поскольку результаты экспериментов сильно влияют на точность всей методики.

    Обновление модели конечных элементов

    Параметризация моделей FE

    В этом разделе вводится параметризация конечно-элементной модели промежуточной секции, чтобы применить методологию обновления.Эта модель имеет около 23 миллионов степеней свободы. Параметризованная модель, состоящая из 44 частей, показана на рисунке 10. В каждой из этих частей в качестве расчетных переменных используются модуль Юнга и плотность. Таким образом, окончательное количество проектных параметров составляет восемьдесят восемь (88) переменных. Первые части описывают валы ротора, тогда как каждая ступень моделируется двумя или тремя частями. Две части используются для моделирования лопаток и их окружного кольца на ступенях малого диаметра, тогда как три части используются для моделирования восьми ступеней большого диаметра промежуточного давления, приписывая две части для лопаток и одну для кольцевого кольца.Хотя и вал ротора, и лопатки турбины были изготовлены из одного материала — стали, механическая обработка, которую проводят все детали, чтобы принять их окончательную форму и форму, а также их сборка, может изменить общую жесткость конструкции, связанную с FE-модель, в которой допущения делаются заранее. В частности, формование стали во время промышленного изготовления деталей турбины может привести к небольшому изменению модуля упругости и плотности фактически используемого материала.Кроме того, могут возникать оставшиеся напряжения, увеличивающие жесткость. Кроме того, плотная сборка лопастей на валу ротора и между собой приводит к дополнительным остающимся напряжениям, которые не могут быть смоделированы в FEM и могут быть устранены только путем настройки соответствующего материала. В этом направлении пространство параметров для каждой проектной переменной было выбрано в диапазоне ± 10% от номинальных значений, вводя верхние и нижние ограничения свойств материала, чтобы поддерживать реалистичные значения и сохранять их физический смысл.

    Рисунок 10 . Части параметризованных КЭ моделей турбин промежуточного давления.

    Модель конечных элементов обновляется с использованием десяти идентифицированных модальных частот и форм колебаний, показанных в таблице 1. Компоненты во всех 17 местоположениях датчиков используются для идентификации форм колебаний конструкции. Более того, общий вес модели FE определяется как глобальное поведенческое ограничение дизайна, помимо ограничений прямоугольника переменных дизайна в процессе оптимизации.Это глобальное поведенческое ограничение было реализовано для отклонения и повторной выборки параметров материала, выбранных из пространства дизайна ограниченных рамкой (нижняя и верхняя границы), которые производят общий вес модели FE, который значительно отличается от фактического веса конструкции. .

    Результаты обновления и проверка модели

    Структура CMA-ES, представленная в предыдущей работе (Giagopoulos and Arailopoulos, 2017), применяется для обновления разработанных моделей FE. Во время анализа модели FE не применялись методики сокращения модели или субструктурирования, чтобы повысить точность по отношению к реальным структурам.Кроме того, большое количество степеней свободы каждой модели FE в сочетании с большим количеством выборок, необходимых CMA-ES для сходимости, требовало непомерно много времени при высоких вычислительных затратах. Таким образом, была реализована распараллеленная схема применяемого алгоритма, связывание решателя FE Dynamis (DTECH, 2013) с CMA-ES, как было ранее продемонстрировано в Giagopoulos и Arailopoulos (2017), чтобы уравновесить вычислительную эффективность затрат и сделать возможными и применима такая методология оптимизации к чрезвычайно крупномасштабной модели FE.Ориентировочно, процесс оптимизации длился ~ 15 дней для турбины промежуточного давления. На используемом компьютере установлены два (2) процессора Intel ® Xeon ® E5-2630 v3 (20 МБ кэш-памяти, 2,40 ГГц) с 8 ядрами и 16 потоками, в результате получается в общей сложности тридцать два ( 32) логических (виртуальных) ядра и 64 ГБ ОЗУ в операционной системе Linux Ubuntu 16.04.

    В таблице 2 представлен расчетный вектор оптимизированных свойств материала показательных частей турбины промежуточного давления.Часть P1 соответствует валу ротора, а оптимизированные параметры близки к номинальным значениям параметров стали, поскольку это единственная часть турбины, которая практически не повреждена и не подвержена влиянию длительной эксплуатации. Детали P3, P9, P27, P30, P33, P35 и P43 соответствуют оптимизированным свойствам материала, которые показали максимальное отклонение от номинальных значений. Все части относятся к лезвиям. Лопасти являются наиболее уязвимыми частями турбины, которые подвержены коррозии во время работы и нуждаются в регулярном обслуживании.Кроме того, все лопасти прочно закреплены стальными стержнями, которые создают остаточные напряжения, увеличивающие жесткость.

    Таблица 2 . Оптимизированы значения параметров свойств материала для вала ротора и показательных лопаток турбины промежуточного давления.

    Достигнута сходимость в отношении целевой функции с использованием критерия сходимости, определенного в разделе «Структура обновления линейной КЭ-модели», заключающегося в разнице лучших значений двух последовательных наборов итераций Δ J ( θ ) = 10 −3 .Чтобы одинаково учесть вклад четырех остатков, были выбраны равные весовые коэффициенты. Различные весовые коэффициенты будут учитывать повышенную надежность формулировки одного из четырех остатков, являющуюся результатом опыта или экспериментальной уверенности.

    На рисунке 11 представлена ​​история сходимости, где значение целевой функции представлено в зависимости от количества итераций, где мы можем видеть быструю скорость сходимости, а в таблице 3 представлены обновленные модальные частоты при сравнении идентифицированных (ω rE ) и оптимизированные FE предсказанные модальные частоты (ω rO FE ).Небольшая разница между оптимальной и экспериментальной модальными частотами неизбежна из-за различных неконтролируемых неопределенностей.

    Рисунок 11 . Диаграмма значений целевой функции турбины промежуточного давления.

    Таблица 3 . Идентифицированные и оптимизированные FE предсказанные модальные частоты турбины промежуточного давления.

    Роторно-динамический анализ упрощенной эквивалентной модели полной паровой турбины

    Представленные анализы относятся к системе, находящейся в свободном колебании, без учета скорости вращения ротора и без знания эффекта гироскопических явлений и явлений сдвига, вызванных вращением.Большой масштаб разработанной модели конечных элементов делает роторно-динамический анализ от чрезвычайно дорогостоящего в вычислительном отношении до невозможного. Таким образом, упрощенная модель турбины, которая учитывает гироскопические явления, происходящие во время вращения турбины, была введена в Matlab (Mathworks, 2016) с использованием бесплатных скриптов программного обеспечения ротора (Friswell et al., 2010b), разработанных для анализируя динамику вращающихся машин (Friswell et al., 2010a). Упрощенная модель была протестирована на точность результатов с разработанной полной конечно-элементной моделью путем модального анализа в нерабочем положении.Основанная на натурной паровой турбине, упрощенная КЭ модель состоит из 73 балочных элементов Тимошенко, имитирующих вал, и 37 дисковых элементов, имитирующих ступени лопаток турбины. Общее количество узлов составляло 74, и в 5 узлах были размещены изотропные несущие элементы во всех направлениях, которые относятся к опорной точке ротора. На рисунке 12 показана упрощенная модель паровой турбины, где голубым цветом обозначены элементы вала, зеленые точки относятся к узлам, желтым цветом обозначены лопатки каждой ступени, а красными треугольниками показаны подшипники ротора.

    Рисунок 12 . Схематическое изображение упрощенной КЭ-модели полной паровой турбины.

    Для свойств оси использовались обновленные параметры материала полной модели турбины. Единственная разница в плотности дисков. Поскольку каждая ступень состоит из большого количества лопастей, между которыми явно имеется зазор, их нельзя моделировать как сплошные диски. Таким образом, плотность диска была скорректирована в соответствии с фактическим объемом и фактической массой предметного столика из полномасштабной модели FE.Во-первых, частоты упрощенной модели при нулевой скорости вращения (холостого хода) сравнивались с частотами полной модели FE, как показано в таблице 4. В частности, во втором и третьем столбцах представлены частоты упрощенной и полномасштабной модели FE, тогда как в последнем столбце представлены отклонения между ними.

    Таблица 4 . Сравнение модальных частот упрощенной модели FE в состоянии покоя и полномасштабной модели FE.

    Ориентировочно 2-й, 4-й и 5-й режимы полной шкалы и упрощенный для нулевой скорости вращения, модели FE представлены на рисунке 13.Заметим, что режимы очень похожи на обе модели. Раскрашивание результатов упрощенной и полномасштабной модели на основе перемещений помогает нам понять движение тела в каждом режиме. Таким образом, окраска упрощенной модели красной линией соответствует валу, а синие линии — смещениям внутренних узлов, тогда как окраска полноразмерной модели КЭ изображена на цветной легенде.

    Рисунок 13 . 2-я, 4-я и 5-я собственные моды упрощенной модели FE в состоянии покоя на 1.93, 16,05 и 38,13 Гц и эквивалентные собственные моды полномасштабной модели FE на 1,72, 16,02 и 36,87 Гц.

    Кроме того, при частоте электрического тока 50 Гц турбина будет вращаться со скоростью 3000 об / мин. В таблице 5 приведены 30 первых частот вращения упрощенной модели при скорости вращения 3000 об / мин. Ориентировочные режимы представлены на рисунке 14. Упрощенная модель FE может быть дополнительно обновлена ​​в отношении подшипников для повышения точности и соответствия реальной конструкции паровой турбины в рабочем состоянии.В частности, экспериментальные измерения вибрации могут быть собраны во всех точках опоры в реальных рабочих условиях, чтобы обновить параметры жесткости и демпфирования во всех направлениях опоры во время вращения паровой турбины на рабочей скорости вращения. Толстая черная линия представляет ось ротора, а вертикальные круговые линии представляют орбиты узлов в период вращения.

    Таблица 5 . Собственные частоты вращения упрощенной модели при частоте вращения 3000 об / мин.

    Рисунок 14 . Ориентировочные собственные режимы вращения 1, 3, 5, 7, 9 и 13, соответствующие 1,48, 1,83, 6,43, 15,13, ​​37,34 и 92,05 Гц упрощенной модели FE при скорости вращения 3000 об / мин.

    Наконец, на рисунке 15 представлена ​​диаграмма Кампелла (Campbell, 1924; Meher-Homji and Prisell, 2005) спектра реакции турбины в зависимости от скорости вращения в диапазоне 0–4 500 об / мин, которая представляет изменение частот вращения как скорость вращения меняется.

    Рисунок 15 . Диаграмма Камбелла в диапазоне скоростей отжима 0–4 500 об / мин.

    Выводы

    В данной работе представлена ​​интегрированная методология обратного проектирования ротора крупногабаритной паровой турбины с учетом вопросов, связанных с разработкой CAD и FE модели, экспериментальными процедурами модального анализа и применением надежной и эффективной вычислительной модели конечных элементов. методы обновления. Были реализованы численные и экспериментальные методики для определения параметров модели и разработки конечно-элементной модели исследуемой конструкции с высокой точностью.Расширяемая структура CMA Evolution Strategy для сложных и требовательных к вычислениям физических моделей реализована для точной настройки параметров материала, таких как модуль упругости и плотность, для наилучшего согласования экспериментальных и численных данных. Кроме того, представлена ​​упрощенная КЭ-модель, основанная на обновленной полномасштабной КЭ-модели паровой турбины, чтобы получить более глубокое представление о ротородинамическом поведении и гироскопических эффектах исследуемого ротора. Накопленные знания о динамическом поведении системы паровой турбины могут быть позже применены для оценки состояний устойчивости или нестабильности, роста усталости лопаток турбины, изменений в демпфировании системы подшипников и выполнения необходимого планового оптимального и экономичного обслуживания. стратегии.Кроме того, после серии запланированного сбора экспериментальных данных можно было установить постоянную вибрационную SHM-систему только с выходом и даже исследовать и спроектировать надлежащую динамическую балансировку.

    Авторские взносы

    DG участвовал в разработке вычислительной основы, конечно-элементных моделей и экспериментального модального анализа, AA с разработкой вычислительной основы и обновлением конечно-элементной модели, в то время как IZ и EP со сканированием поверхностей и разработкой трех -мерная геометрия.

    Заявление о конфликте интересов

    Авторы заявляют, что исследование проводилось при отсутствии каких-либо коммерческих или финансовых отношений, которые могут быть истолкованы как потенциальный конфликт интересов.

    Рецензент, ARC и редактор заявили о своей общей принадлежности.

    Список литературы

    Абелла, Р. Дж., Дашбах, Дж. М., и Макниколс, Р. Дж. (1994). Обратное проектирование промышленных приложений. Комп. Инд. Англ. 26, 381–385.DOI: 10.1016 / 0360-8352 (94) -X

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Араилопулос, А., Джагопулос, Д. (2016). «Методы обновления конечноэлементных моделей сложных сборок с линейными и нелинейными компонентами», 34-я конференция IMAC, Конференция и выставка по структурной динамике, 2016 (Орландо, Флорида: Springer New York LLC).

    Google Scholar

    Бавастри, К. А., Феррейра, Э. М. Д. С., Эспиндола, Дж. Дж. Д., и Лопес, Э. М. Д. О.(2008). Моделирование динамических роторов с упругими подшипниками за счет использования вязкоупругих материалов. J. Br. Soc. Мех. Sci. Англ. 30, 22–29. DOI: 10.1590 / S1678-58782008000100004

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Беше, Э., Кильер, Дж. К., и Трошю, Ф. (2002). Создание сетки конечных элементов из файлов стереолитографии (STL). Comput. Помощь Дес. 34, 1–17. DOI: 10.1016 / S0010-4485 (00) 00146-9

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Бек, Дж.Л. (2011). «Байесовское обновление, выбор класса модели и надежные стохастические прогнозы структурной реакции», в материалах Труды 8-й Международной конференции по структурной динамике, EURODYN 2011 (Лёвен).

    Google Scholar

    Бек, Дж. Л., и Катафигиотис, Л. С. (1998). Обновление моделей и их неопределенности. I: Байесовская статистическая основа. J. Eng. Мех . 124, 455–461.

    Google Scholar

    BETA CAE Systems, S.A. (2018). ANSA и META-Post. Салоники: BETA CAE Systems. S.A.

    Бьянкони, Ф. (2002). Устранение разрыва между CAD и CAE с помощью файлов STL. Внутр. J. CAD CAM 2, 55–67.

    Google Scholar

    Бойзен, К., Хейнс, П. С., Хиндли, М. П., и Шиперс, Р. (2015). Оценка усталостной долговечности лопатки паровой турбины низкого давления в переходных резонансных условиях с использованием вероятностного подхода. Внутр. J. Fatig. 73, 17–26. DOI: 10.1016 / j.ijfatigue.2014.11.007

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Кэмпбелл, W. (1924). Защита дисковых колес паровой турбины от осевой вибрации. Скенектади, Нью-Йорк: General Electric Co.

    Christodoulou, K., Ntotsios, E., Papadimitriou, C., and Panetsos, P. (2008). Обновление структурной модели и вариативность прогноза с использованием оптимальных по Парето моделей. Комп. Методы Прил. Мех. Англ. 198, 138–149. DOI: 10.1016 / j.cma.2008.04.010

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Дагли, К.Х., Идову М.А. (2015). «Мгновенное моделирование и обратный инжиниринг простых моделей, согласованных с данными, за секунды», в Procedure Computer Science Complex Adaptive Systems (Сан-Хосе, Калифорния), 373–380.

    DTECH (2013). ДИНАМИКА 3.1.1 . Салоники: DTECH.

    Эвинс, Д. Дж. (1984). Модальное тестирование: теория и практика. Somerset: Research Studies Press.

    Эйхофф П. (1974). Параметр идентификации системы и оценка состояния. Лондон, Великобритания: John Wiley & Sons, Inc.

    Фрисвелл М. И. и Пенни Дж. Э. Т. (1990). Обновление параметров модели из данных частотной области с помощью моделей пониженного порядка. мех. Syst. Сигнальный процесс. 4, 377–391. DOI: 10.1016 / 0888-3270 (90) -R

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Фрисвелл, М. И., Пенни, Дж. Э. Т., Гарви, С. Д., и Лис, А. В. (2010a). Динамика вращающихся машин. Кембриджская аэрокосмическая серия . Кембридж, Калифорния: Издательство Кембриджского университета.

    Google Scholar

    Фрисвелл, М. И., Пенни, Дж. Э. Т., Гарви, С. Д., и Лис, А. В. (2010b). Руководство по программному обеспечению Роторной динамики, Динамика вращающихся машин. Кембридж: Кембриджский университет.

    Google Scholar

    Джагопулос Д. и Араилопулос А. (2015a). «Обновление конечно-элементной модели геометрически сложной конструкции путем измерения ее динамического отклика», 1-я Тематическая конференция ECCOMAS по количественной оценке неопределенности в вычислительных науках и технике, UNCECOMP 2015 (Остров Крит: Национальный технический университет Афин).

    Джагопулос Д., Араилопулос А. (2015b). «Определение параметров сложных конструкций с использованием методов обновления модели конечных элементов», ASME 2015 International Design Engineering Technical Conference и Computers and Information in Engineering Conference, IDETC / CIE 2015 (Бостон, Массачусетс: Американское общество инженеров-механиков (ASME)) .

    Google Scholar

    Джагопулос Д., Араилопулос А. (2016). «Оценка параметров нелинейных крупномасштабных систем с помощью стохастических методов и измерение их динамического отклика», , 7-й Европейский конгресс по вычислительным методам в прикладных науках и технике, Конгресс ECCOMAS 2016 (Остров Крит: Национальный технический университет Афин).

    Google Scholar

    Джагопулос Д., Араилопулос А. (2017). Вычислительная среда для обновления крупномасштабных линейных и нелинейных конечно-элементных моделей с использованием современной стратегии развития. Комп. Struct. 192, 210–232. DOI: 10.1016 / j.compstruc.2017.07.004

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Джагопулос Д., Араилопулос А., Захаракис И. и Пипили Э. (2017). «Разработана конечно-элементная модель и модальный анализ ротора крупномасштабной паровой турбины: количественная оценка неопределенностей и обновление модели», 2-я Тематическая конференция ECCOMAS по количественной оценке неопределенностей в вычислительных науках и технике (UNCECOMP) Родос: ECCOMAS.

    Google Scholar

    Джагопулос Д. и Нациавас С. (2007). Гибридное (численно-экспериментальное) моделирование сложных конструкций с линейной и нелинейной составляющими. Нелинейная динамика. 47, 193–217. DOI: 10.1007 / s11071-006-9067-3

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Джагопулос Д., Нациавас С. (2015). Динамический отклик и идентификация критических точек в надстройке транспортного средства с использованием комбинации численных и экспериментальных методов. Exp. Мех. 55, 529–542. DOI: 10.1007 / s11340-014-9966-z

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Джагопулос Д., Пападиоти Д.-К., Пападимитриу К. и Нациавас С. (2013). «Байесовская количественная оценка и распространение неопределенности в нелинейной структурной динамике», в Темах проверки моделей и количественной оценки неопределенности, Том 5: Труды 31-го IMAC, Конференция по структурной динамике, 2013 г. , ред. Т. Симмермахер, С. Коган, Б. Моавени и К.Пападимитриу (Нью-Йорк, штат Нью-Йорк: Springer), 33–41.

    Google Scholar

    Граф Х. (1995). Обзор методов обновления функции частотной характеристики . BRITE-URANUS BRE2-CT94-0946.

    Граф Х. (1999). Обновление моделей больших структурных динамических моделей с использованием функции измеренного отклика. Лондон: факультет машиностроения, Имперский колледж.

    Google Scholar

    Hadjidoukas, P.E., Angelikopoulos, P., Papadimitriou, C., и Кумутсакос, П. (2015). Π4U: высокопроизводительная вычислительная среда для количественной оценки байесовской неопределенности сложных моделей. J. Comput. Phys. 284, 1–21. DOI: 10.1016 / j.jcp.2014.12.006

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Хаджидукас, П. Э., Лаппас, Э., и Димакопулос, В. В. (2012). «Библиотека времени выполнения для независимого от платформы параллелизма задач», , 2012 г., 20-я Международная конференция Euromicro по параллельной, распределенной и сетевой обработке, .(Гархинг).

    Google Scholar

    Хансен, Н. (2006). Сравнительный обзор стратегии развития CMA. К новой эволюции. Comput. 192, 75–102. DOI: 10.1007 / 3-540-32494-1_4

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Хансен, Н. (2011). Стратегия развития CMA: Учебное пособие. Исследовательский центр Сакле — Иль-де-Франс, Университет Париж-Сакле, LRI.

    Хансен, Н., Мюллер, С. Д., и Кумутсакос, П. (2003). Снижение временной сложности стратегии дерандомизированной эволюции с помощью адаптации ковариационной матрицы (CMA-ES). Evol. Comput. 11, 1–18. DOI: 10.1162 / 106365603321828970

    PubMed Аннотация | CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Mathworks (2016). MATLAB , Натик, Массачусетс: Mathworks Inc.

    Мехер-Хомджи, К. Б. и Приселл, Э. (2005). Доктор Макс Бентеле — пионер реактивного века. J. Eng. Газ Турб. Power 127, 231–239. DOI: 10.1115 / 1.1807412

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Моханти П. и Риксен Д. Дж. (2005).Идентификация форм колебаний и модальных частот с помощью оперативного модального анализа при наличии гармонического возбуждения. Exp. Мех. 45, 213–220. DOI: 10.1007 / BF02427944

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Моттерсхед, Дж. Э., Линк, М., Фрисвелл, М. И. (2011). Метод чувствительности при обновлении конечно-элементной модели: учебное пособие. мех. Syst. Сигнальный процесс. 25, 2275–2296. DOI: 10.1016 / j.ymssp.2010.10.012

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Нтоциос, Э.и Пападимитриу К. (2008). «Алгоритмы многокритериальной оптимизации для обновления конечно-элементной модели», Международная конференция по проектированию шума и вибрации (ISMA2008). Leuven: Katholieke Universiteit Leuven, 66–80.

    Google Scholar

    Уамер-Али, М.-И., Ларош, Ф., Бернар, А., Реми, С. (2014). «К подходу, основанному на методологических знаниях, для частичной автоматизации реверс-инжиниринга», , 24-я конференция по дизайну CIRP, (Эльзевьер), 270–275.DOI: 10.1016 / j.procir.2014.03.190

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Пападимитриу К., Нтоциос Э., Джагопулос Д. и Нациавас С. (2012). Изменчивость обновленных моделей конечных элементов и их прогнозов, согласующихся с измерениями вибрации. Struct. Контроль за состоянием здоровья. 19, 630–654. DOI: 10.1002 / stc.453

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Plesiutschnig, E., Fritzl, P., Enzinger, N., and Sommitch, C. (2016). Анализ разрушения лопатки паровой турбины низкого давления. Шпилька корпуса. Англ. Неудача. Анал . 5–6, 39–50. DOI: 10.1016 / j.csefa.2016.02.001

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Ричардсон, М. Х., и Форменти, Д. Л. (1985). «Подбор глобальной кривой измерений частотной характеристики с использованием метода полинома рациональной дроби», Третья конференция IMAC (Орландо, Флорида).

    Google Scholar

    Rypl, D., и Bittnar, Z. (2006). Построение расчетных поверхностных сеток моделей STL. Дж.Comput. Прил. Математика. 192, 148–151. DOI: 10.1016 / j.cam.2005.04.054

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Споттсвуд, С. М., и Аллеманг, Р. Дж. (2007). Об исследовании некоторых параметров идентификации и экспериментальных проблем модальной фильтрации для нелинейных моделей пониженного порядка. Exp. Мех. 47, 511–521. DOI: 10.1007 / s11340-007-9047-7

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Варади, Т., Мартин, Р. Р., Кокс, Дж., Варади, Т., Мартин, Р.Р. и Кокс Дж. (1997). Обратный инжиниринг геометрических моделей. Обратный инжиниринг геометрических моделей — введение. Comput. Помощь Дес. 29, 255–268. DOI: 10.1016 / S0010-4485 (96) 00054-1

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Ван, Дж., Гу, Д., Ю, З., Тан, К., и Чжоу, Л. (2012). Фреймворк для реконструкции 3D-модели в обратном инжиниринге. Комп. Ind. Eng. 63, 1189–1200. DOI: 10.1016 / j.cie.2012.07.009

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Велч, П.(1967). Использование быстрого преобразования Фурье для оценки спектров мощности: метод, основанный на усреднении по времени по коротким модифицированным периодограммам. IEEE Trans. Аудио Электроакуст. 15, 70–73. DOI: 10.1109 / TAU.1967.1161901

    CrossRef Полный текст | Google Scholar

    Оптимизация аэродинамики многоступенчатой ​​центробежной паровой турбины и анализ ее нерасчетных характеристик

    Центробежная турбина с меньшей занимаемой землей, простой конструкцией и высокой аэродинамической эффективностью подходит для использования в качестве паровых турбин малых и средних размеров или для рекуперации отработанного тепла растение.В этой статье одномерное проектирование многоступенчатой ​​центробежной паровой турбины было выполнено с использованием собственной программы одномерного аэродинамического проектирования. Кроме того, было проведено трехмерное численное моделирование для анализа проектных и внепроектных аэродинамических характеристик предлагаемой центробежной паровой турбины. Результаты показывают разумное поле потока и плавную линию тока; аэродинамические характеристики разработанной турбины соответствуют нашим первоначальным ожиданиям. Эти результаты показывают, что программа одномерного аэродинамического проектирования надежна и эффективна.Были проанализированы нерасчетные аэродинамические характеристики центробежной паровой турбины, и результаты показывают, что массовый расход увеличивается с уменьшением степени сжатия при постоянной скорости, пока не будет достигнут критический массовый расход. Кривая КПД с коэффициентом давлений имеет точку оптимального КПД. И степень сжатия оптимальной эффективности хорошо согласуется с одномерным дизайном. Мощность на валу уменьшается по мере увеличения степени сжатия при постоянной скорости. В целом центробежная турбина имеет широкий диапазон и хорошие нерасчетные аэродинамические характеристики.

    1. Введение

    В связи с постоянным сокращением использования ископаемой энергии и повышением осведомленности людей об окружающей среде все большее внимание уделяется высокоэффективному использованию энергии, где турбина является компонентом преобразования энергии; если турбина будет эффективно улучшена, это может помочь повысить эффективность использования энергии.

    Центробежная турбина — это новый тип газотурбинного двигателя, имеющий множество преимуществ. В центробежной турбине газ течет наружу от центра, и площадь канала пути потока естественным образом увеличивается по мере увеличения объемного расхода жидкости во время процесса расширения.Это соответствует принципу аэродинамического и геометрического соответствия. Кроме того, центробежную турбину легче использовать для многоступенчатой ​​конструкции [1], чем центростремительную турбину. Таким образом можно избежать ограничения сверхзвукового потока. Это более полезно для расчетных условий, особенно для нестандартных рабочих условий.

    Что касается турбины как ключевого компонента, многие ученые в этой области провели некоторые соответствующие исследования, но центробежных турбин мало. Внутри страны, в основном, Цзин и Пэн изучали пневматический анализ прототипа пускателя ракетной центробежной турбины и спроектировали модификацию турбины [2]; Yin-Ge et al.[3] и Xin et al. [4, 5] исследовали конструкцию одноступенчатой ​​центробежной турбины и ее нерасчетные характеристики. За рубежом предварительный гидродинамический проект небольшой центробежной турбины для ORC был изучен Касати и другими сотрудниками Делфтского технологического университета. Они ввели оптимизацию, основанную на методе промежуточной линии тока, для оценки конструкции и производительности турбины [6–10].

    В данной статье предлагается метод одномерного проектирования центробежной паровой турбины на основе традиционной турбины [11].Численное моделирование и оптимизация многоступенчатой ​​центробежной турбины были изучены с учетом тепловых параметров на входе и выходе небольшой осевой паровой турбины.

    2. Аэродинамическое устройство паровой центробежной турбины
    2.1. Метод одномерного проектирования

    Был разработан одномерный проект центробежной турбины, который основан на методе одномерного проектирования обычной турбины. Программа одномерного термодинамического расчета была разработана FORTRAN.Основные принципы проектирования программы одномерного проектирования центробежных турбин заключаются в следующем: (1) Расширяющийся поток предполагается адиабатическим, установившимся и одномерным в канале каскада. (2) Свойства рабочих жидкостей получены с помощью вызывая Refpro 9.0, который применим к различным рабочим жидкостям. (3) Чтобы упростить конструкцию лопасти, лопасть спроектирована так, чтобы иметь прямую и постоянную высоту. (4) Коэффициенты скорости статора и ротора и основаны на по предыдущему опыту [12].(5) Каждая ступень абсолютного угла потока ротора составляет 90 градусов. (6) Программа в основном состоит из уравнений непрерывности и энергии для достижения одномерного дизайна.

    На рис. 1 представлен процесс проектирования центробежной одномерной аэродинамической программы. Термодинамические параметры центробежной турбины, температура торможения на входе, давление торможения на входе, давление на выходе, массовый расход и скорость вращения основаны на исходной традиционной турбине. Другие параметры, соотношение диаметров рабочего колеса (влияние отношения диаметров на КПД колеса центробежной турбины описано в [3]; оптимальный КПД колеса, рассчитанный при оптимальной степени реакции и передаточном числе, увеличивается по мере уменьшения отношения диаметров;), угол потока на выходе каждой ступени статора, радиальный зазор (или, поскольку площадь прохода вдоль пути потока остается постоянной в турбине с осевым потоком или площадь потока уменьшается в турбине с радиальным потоком, поэтому радиальный зазор может быть большим в традиционной турбине, в то время как в центробежной турбине проходное сечение увеличивается с расширением рабочего тела.Если радиальный зазор будет слишком большим, рабочая жидкость будет сжиматься в зазоре, что плохо для работы турбины. Таким образом, радиальный зазор для центробежной турбины должен быть небольшим.), А количество ступеней предварительно оценивается. Итерационный и скрининговый методы используются для поиска максимального КПД колеса центробежной турбины.


    На рисунке 2 показана общая схема этапов. Верхний индекс представляет застойное состояние. Вторые цифры нижнего индекса следующие: 1 представляет статор, а 2 представляет ротор.Если взять первый этап в качестве примера, введение процесса проектирования выглядит следующим образом: (1) В статоре пар расширяется из состояния 0 в состояние 1. Линии 0-1 представляют фактическое расширение, а линии 0-1 — идеальный вариант. расширение. В этом процессе энергии давления передаются кинетическим энергиям. Затем тепловые параметры, скорость и геометрические параметры могут быть рассчитаны с использованием (2). Затем в роторе пар продолжает расширяться из состояния 1 в состояние 2. Строки 1-2 представляют фактическое расширение, а линии 1-2 — идеальное расширение.Кинетическая энергия жидкости передается механической энергии, которая заставляет турбину выводить мощность на валу. Тепловые параметры и треугольники скорости могут быть рассчитаны с помощью (3) Фактическая плотность на выходе ротора сравнивается с расчетной плотностью. Если (является минимумом), предположение плотности действительно. Затем определяется точка выхода ротора. Если он не удовлетворен, то снова предположите и повторяйте вышеуказанные шаги до тех пор, пока не будут выполнены условия. (4) Подобно турбине с осевым потоком, соответствующий адиабатический КПД определяется формулой (3), которая упоминается в [13].


    КПД колеса рассчитывается при разном передаточном числе для выбора оптимального передаточного числа и других соответствующих параметров при максимальной эффективности. Геометрические и термодинамические параметры определяются при оптимальном передаточном числе. Вышеупомянутые шаги также используются для проектирования других стадий.

    2.2. Результаты одномерного проектирования

    Программа одномерного проектирования центробежной турбины используется для проектирования многоступенчатой ​​центробежной турбины.Начальные расчетные тепловые параметры получены для небольшой осевой турбины и приведены в таблице 1.


    Полное давление (Па) 1275000
    Общая температура (К) 613
    Противодавление (Па) 294000
    Скорость вращения (об / мин) 6500
    Массовый расход (кг / с) 16,7
    кВт Номинальная мощность кВт

    Поскольку информация о номере ступени оригинальной осевой турбины из информации о продукте отсутствует, для проектирования центробежной турбины с использованием программы одномерного проектирования был протестирован другой номер ступени.Результаты показывают, что если номер ступени 1 и 2, в центробежной турбине присутствует сверхзвуковой сигнал. По мере увеличения числа ступеней в центробежной турбине нет сверхзвуковой, но размер центробежной турбины становится все больше и больше. Когда число ступеней равно 3, а отношение диаметров составляет 1,12, центробежная турбина является дозвуковой, и она может удовлетворить падение энтальпии, а также высокий КПД. Таким образом, центробежная турбина имеет три ступени.

    Тогда одинаковая высота лопастей и абсолютный угол воздушного потока каждой ступени равны 90 градусам в качестве критериев, соотношение диаметров крыльчатки оценивается как 1.12 для каждой ступени, предполагается, что угол потока на выходе каждой ступени из статора составляет 12 градусов, а радиальный зазор между статором и ротором установлен равным 2 мм. Оптимальная эффективность и разумная структура — вот цели. Расчетные параметры рассчитываются с использованием вышеупомянутой программы одномерных расчетов с итерационным и скрининговым методами. В этой статье спроектированная трехступенчатая центробежная турбина просто соответствует требуемому падению энтальпии и имеет очень высокий КПД колеса. Основные аэродинамические параметры каждой ступени приведены в таблице 2, а основные аэродинамические параметры всей центробежной турбины — в таблице 3.Геометрические параметры показаны в таблице 4, а данные треугольника скорости показаны в таблице 5. Принципиальная схема треугольника скорости показана на рисунке 3.

    93

    93
    Коэффициент расхода мощность вала 1205

    Номер стадии 1-й 2-й 3-й
    Передаточное число 0,69 0,86 0,87
    Степень реакции 0,322 0,453 0,493 01194
    119397 0,97 0,97
    Коэффициент расхода 0,95 0,95 0,95
    Число Маха статора 0,55 0,58 0,795 1551 2436
    КПД колеса 91,20% 90,97% 90,98%

    90.50%
    Общая мощность на валу (кВт) 5192
    Массовый расход (кг / с) 16,7
    Противодавление (Па) 294000

    Номер стадии 1-я 2-я 3-я
    Диаметр входа статора (м) 0,597 758 0,959
    Диаметр выходного отверстия ротора (м) 0,754 0,955 1,208
    Радиальный зазор (м) 0,002 0,002 2 Высота отвала 0,03 0,03 0,03
    Угол симметричного конуса (градусы) 0 0 0
    Отношение диаметров статора 1.12 1,12 1,12
    Передаточное отношение диаметров ротора 1,12 1,12 1,12

    1-й 2-й 3-й (°) 12 12 12 (°) 37,93 64.47 68,44 (м / с) 322,1 328,7 408,1 (м / с) 108,9 75,74 ,22 ,22 229,1 290,3 367,0 (°) 90 90 90 (°) 14,18 12 94 м 64.81 71,02 101,3 (м / с) 264,6 332,8 423,3 (м / с) 256,6 325,1 ,0 ,0 ,0
    3. Конструкция и оптимизация аэродинамического профиля

    В центробежной турбине потоки рабочего тела направлены наружу от центра. Площадь прохода вдоль пути потока увеличивается естественным образом с расширением рабочего тела, благодаря чему разнообразие удельного объема соответствует изменению площади прохода потока.Видно, что центробежная турбина намного превосходит обычную турбину по конструкции. В центробежной турбине проточный канал в плоскости лопатки расширяется наружу с увеличением радиуса. Очевидно, что в настоящее время использовать аэродинамический профиль обычной турбины нецелесообразно. Поэтому необходимо разработать подходящий профиль для центробежной турбины.

    3.1. Параметрическое выражение аэродинамического профиля

    Метод расчета угла и толщины принят для расчета аэродинамического профиля с использованием геометрического угла входа и выхода, высоты лопасти и диаметров передней и задней кромки, которые основаны на результатах одномерного расчета в таблицах 3 и 4. .На платформе BladeGen идентифицируется двухмерная структура статора и ротора. Статор и ротор первой ступени являются примером, как показано на рисунках 4 (а) и 4 (б). Поверхность лопасти включает четыре участка, а именно переднюю кромку и заднюю кромку, а также сторону всасывания и сторону давления. Средняя линия изгиба контролируется кубической кривой Безье. Передняя и задняя кромки имеют форму эллипса. Номер лопасти изначально определяется исходя из относительного шага и коэффициента выталкивания, данные приведены в [12].Конечные числа статора и ротора для каждой ступени равны 65.


    (a) Начальный профиль статора первой ступени
    (b) Начальный профиль ротора первой ступени
    (a) Начальный профиль статора первой ступени
    (б) Начальный профиль ротора первой ступени
    3.2. Оптимизация лопаток для трехступенчатой ​​центробежной паровой турбины

    В процессе оптимизации лопастей количество лопастей, углы геометрии входа и выхода лопатки, а также толщина передней и задней кромок являются фиксированными параметрами и двумя контрольными точками касательного угла а в качестве параметров оптимизации приняты две контрольные точки толщины лопасти.Workbench используется в качестве программного обеспечения для оптимизации, а алгоритм NLPQL используется в качестве метода оптимизации.

    В процессе оптимизации статора минимальный коэффициент потерь является объектом, а противодавление статора является условием ограничения. Соответственно оптимизированы статоры трехступенчатой ​​центробежной турбины. Математическая модель оптимизации статора выражается как Расчетные переменные, соответственно, горизонтальные и вертикальные координаты контрольных точек касательного угла. и — горизонтальные и вертикальные координаты контрольных точек толщины лопасти.Всего в оптимизации задействовано восемь переменных (пример — статор первой ступени, как показано на рисунке 5). представляет собой давление на задней кромке статора и представляет собой противодавление статора одномерной конструкции (представляет собой номер ступени).


    (a) Тангенциальное угловое распределение средней линии развала и выбор контрольных точек лопасти ротора
    (b) Распределение толщины и выбор контрольных точек лопасти ротора
    (a) Тангенциальное угловое распределение средней линии развала и выбор контрольных точек лопасти ротора
    (b) Распределение толщины и выбор контрольных точек лопасти ротора

    Затем ротор добавляется за оптимизированным статором.Максимальная мощность на валу — это объект, а противодавление ротора — условие ограничения. Математическая модель оптимизации ротора выражается как То же, что и статор, конструктивные переменные и представляют собой горизонтальные и вертикальные точки координат для управления касательным углом средней линии развала ротора, соответственно. и — горизонтальная и вертикальная точки координат для управления толщиной лезвия. Всего в оптимизации задействовано восемь переменных (пример — ротор первой ступени, как показано на рисунке 6).представляет давление на задней кромке ротора и представляет собой противодавление ротора одномерной конструкции.


    (a) Тангенциальное угловое распределение средней линии изгиба и выбор контрольных точек лопатки статора
    (b) Распределение толщины и выбор контрольных точек лопатки статора
    (a) Тангенциальное угловое распределение средней линии изгиба и выбор контрольных точек лопатки статора
    (b) Распределение толщины и выбор контрольных точек лопатки статора

    Стратегия и процесс оптимизации показаны на рисунках 7 и 8 соответственно.



    На рисунке 8 показан процесс оптимизации блейд-сервера. Все это моделировалось автоматически на верстаке. Во-первых, искусственно задаются диапазон значений параметров оптимизации (,,, и), условия ограничения и объекта. Затем Design Exploration автоматически выбирает набор данных в диапазоне значений параметров оптимизации. Геометрия лезвия и параметризация получаются с помощью геометрического программного обеспечения. После этого сетка лопаток создается TurboGrid, а центробежная турбина моделируется с помощью CFX.Наконец, если результаты удовлетворяют ограничению и объекту, значения параметров контрольных точек лезвия являются значениями оптимизации. В противном случае Design Exploration автоматически выберет другой набор данных в диапазоне значений параметров оптимизации. Затем повторяйте вышеуказанные шаги, пока не будут выполнены все условия. Поскольку оптимизированные ступени отклоняются от проектных условий, когда они рассчитываются вместе, необходимо немного изменить толщину передней и задней кромок статора и ротора для локальной регулировки, тогда центробежная турбина может получить лучшую производительность.

    Поскольку модель SST используется в турбомашиностроении, в большинстве случаев она должна быть очень маленькой (). Таким образом, требования к качеству сетки слоев для модели SST выше, чем для модели -epsilon. Если SST использует ту же сетку, сгенерированную для -epsilon, качество сетки слоя для SST неудовлетворительное и не может удовлетворить требование. Были изменены глобальные коэффициенты размера для увеличения числа ячеек, а также улучшено качество сетки. Таким образом, номер сетки SST больше -псилон. Это около 8627000, тогда как сетка -эпсилон-модель 4010000.Если модель турбулентности для моделирования многоступенчатой ​​центробежной турбины была SST, потребуется много вычислительной памяти; между тем придется потратить много времени на вычисления. Мы обнаружили, что результаты расчетов моделей SST и -эпсилон практически совпадают, как показано в Таблице 6, поэтому нет никакой разницы между моделью SST и -эпсилон для моделирования многоступенчатой ​​центробежной турбины. Чтобы снизить потребность в компьютерной памяти и повысить эффективность, когда число вычислительной сетки очень велико, -псилонная модель используется в качестве модели турбулентности для моделирования центробежной турбины.

    70 70 70 70

    Переменный -псилон SST

    %
    % 0,29 мощность (кВт) 5387 5256,8 2,42%
    Массовый расход (кг / с) 16,708 16,443 1,59%
    Противодавление 0.97%

    Оптимизированная центробежная турбина моделируется CFX на основе уравнений Навье-Стокса. Статоры и роторы используют структурированную сетку, созданную в TurboGrid, а общее количество сеток составляет около 4010 000; общие размерные коэффициенты сетки лопаток составляют 1,2, 1,2, 1,25, 1,25, 1,25 и 1,2 для каждого статора и ротора соответственно. Сетка вычислительной модели, используемая для моделирования, показана на рисунке 9. Граничными условиями являются полное давление на входе, общая температура, противодавление и адиабатическая стенка.Скорость вращения турбины 6500 об / мин. Граничное условие прилипания применяется ко всем твердым стенкам. Интерфейс статора и ротора — замороженный ротор. Для областей ротора и статора используются отдельные периодические условия. -псилон используется в качестве модели турбулентности, а жидкость представляет собой идеальный газ воды.


    (a) Расчетная область для моделирования ступеней
    (b) Распределение сеток по высоте и тангенциальному направлению лопасти
    (a) Расчетная область для моделирования ступеней
    (b) Распределение сеток по высоте и тангенциальному направлению лопасти

    Оптимальные параметры статора и ротора практически соответствуют одномерному аэродинамическому дизайну.Оптимизированные статор и ротор целых ступеней являются как прямыми лопатками, и диаграмма лопаток приведена на рисунке 10.


    (a) Оптимизированные статоры и роторы
    (b) 3D-модель лопаток статора и ротора
    ( а) Оптимизированные статоры и роторы
    (б) 3D модель статора и лопаток ротора
    4. Результаты и обсуждение
    4.1. Расчетное состояние Аэродинамические характеристики

    Результаты численного моделирования оптимизированной центробежной турбины в основном согласуются с одномерным аэродинамическим дизайном, который показывает, что программа одномерного проектирования является надежной и эффективной.Общие данные производительности центробежной турбины показаны в Таблице 7. Сравнение рабочих характеристик на каждой ступени показано в Таблице 8. Как видно из Таблицы 8, рабочие характеристики имеют некоторые отклонения на каждой ступени. Это связано с тем, что оптимизированные этапы влияют друг на друга в процессе согласования. Это приводит к некоторым отклонениям в данных о производительности. И эти отклонения постепенно накапливаются в процессе течения жидкости. По мере увеличения ступени отклонений больше. Но, судя по общим данным о производительности, приведенным в таблице 7, общие данные о производительности находятся в пределах 4% отклонения.Это связано с тем, что на каждом этапе есть положительные и отрицательные отклонения, которые могут компенсировать друг друга. Таким образом, общие данные о производительности одномерного дизайна и результаты моделирования не сильно отличаются. Исходя из общей мощности на валу и КПД колеса, результаты моделирования всей центробежной турбины лучше, чем одномерные расчетные значения. Трехступенчатая центробежная турбина соответствует проектным требованиям и имеет хорошие рабочие характеристики.

    (Па)

    Переменная Расчетное значение Значение моделирования

    Эффективность колеса 50% 93,29%
    Мощность на валу (кВт) 5192 5387
    Массовый расход (кг / с) 16,7 92 93 294000 2


    показать скорость потока, скорость потока, число 11205 9000 показать число в средней плоскости трехступенчатой ​​центробежной турбины соответственно.Судя по диаграммам, давление равномерное; основной поток в крыльчатке — это напорный поток. Поле потока в каскадном канале приемлемое, линия тока плавная, а аэродинамические характеристики соответствуют ожидаемым. Как видно из таблицы 8, углы оттока статора и ротора первой и второй ступени имеют отклонение от одномерного расчетного значения. Из анализа диаграммы поля потока видно отрыв потока в небольшой области около задней кромки; жидкость расширяется в скошенной части выхода статора и зазоре между ротором и статором, что приводит к отклонению угла потока.Потери потока, вызванные разделением, и отклонение угла притока, вызванное отклонением потока, еще не учитываются в процедуре одномерного проектирования. Это также причина того, почему результаты моделирования отклоняются от одномерных расчетных значений.




    4.2. Аэродинамические характеристики в нерасчетных условиях

    На рисунках 14, 15 и 16 показана взаимосвязь между массовым расходом, КПД и мощностью на валу при различных скоростях вращения с переменной степенью давления.Результаты показывают, что при уменьшении массовый расход увеличивается до тех пор, пока не будет достигнут критический расход, а затем массовый расход остается постоянным при постоянной скорости. Это связано с тем, что процесс обтекания оказался сверхзвуковым, и поток достиг максимума. И канал потока имел явление блокировки, но турбина все еще могла работать. На кривой коэффициента давления есть точка оптимального КПД. По обе стороны от точки оптимального КПД КПД уменьшается с увеличением или уменьшением.Это происходит из-за изменения противодавления, при этом изменяется падение энтальпии, передаточное число отклоняется от оптимального значения, угол потока отклоняется, и на поверхности лопасти происходит отрыв потока. Это приводит к увеличению потерь потока и снижению эффективности. Для мощности на валу мощность уменьшается по мере увеличения π . Из-за увеличения противодавления падение энтальпии всей ступени уменьшается. Тогда работоспособность рабочей жидкости снижается. Таким образом, мощность на валу уменьшается с увеличением π .При изменении скорости вращения точка оптимального КПД перемещается в направлении уменьшения степени сжатия, а значение оптимального КПД уменьшается с увеличением скорости вращения. Но тенденция эффективности в зависимости от степени давления сохраняется на разных скоростях. Для массового расхода характеристики потока при разных скоростях вращения в основном одинаковы. Можно видеть, что изменение массового расхода при разных скоростях вращения одинаково, и это изменение мало влияет на массовый расход.При разных скоростях вращения тенденции кривых мощности на валу в основном одинаковы. Но кривая мощности на валу от степени сжатия становится круче с увеличением скорости вращения.




    5. Выводы

    Трехступенчатая центробежная турбина смоделирована с помощью CFX с идеальным газом воды в качестве рабочего тела, с использованием традиционного метода аэродинамического проектирования турбины и метода исследования характеристик непроектных условий. Выводы следующие.

    Результаты численного моделирования всех этапов в основном согласуются с результатами одномерного проектирования, а аэродинамические характеристики соответствуют ожидаемым требованиям, что указывает на надежность и эффективность конструкции центробежной турбины. Поскольку каждая ступень центробежной турбины оптимизирована, смоделированный общий КПД на 3,08% выше, чем КПД одномерного проекта, а мощность на валу на 3,75% больше, чем мощность на валу одномерного проекта.В расчетных условиях линия тока трехступенчатой ​​центробежной паровой турбины плавная в канале каскадного потока, распределение давления равномерное, а поле течения приемлемое.

    В нерасчетных условиях, когда скорость постоянна, степень давления π достигает критического отношения, а массовый расход достигает максимума. Если π продолжает уменьшаться, максимальное значение потока остается прежним, и канал потока имеет явление блокировки. Но турбина все еще работает.При том же π скорость уменьшается; затем массовый расход увеличивается; но влияние довольно небольшое.

    При постоянной скорости эффективность максимальна при оптимальном соотношении давлений π . Степень давления при оптимальном КПД хорошо согласуется с одномерным дизайном. Когда скорость уменьшается, кривая КПД перемещается в то место, где увеличивается π , и соответствующий максимальный КПД увеличивается.

    Тенденция кривой мощности на валу в зависимости от степени давления аналогична при разных скоростях вращения.Но по мере увеличения скорости вращения кривая мощности падает быстрее, когда увеличивается степень давления.

    В целом можно увидеть, что центробежная турбина имеет широкий диапазон и хорошие внепроектные характеристики, из результатов численного моделирования трехступенчатой ​​центробежной турбины и анализа нерасчетных условий.

    Номенклатура

    930

    93094 94 94 94 94 930 930 94

    989
    1193 1193 1193 1193 1193 1193 1193 1193 1193 9311 9311 9311 9311


    Расчетное значение Имитационное значение (%) Расчетное значение Расчетное значение (%) Расчетное значение Имитационное значение (%)
    0.55 0,55
    0,32 0,30 0,63
    (кВт) 1205 1231 91.20 93,34
    (°) 12,0 12,3 94 93 94 94 94 94 94 94 1194 94 °) 90,0 78,9

    · ·
    : Температура, К
    : Давление, Па
    : Энтальпия, кДж / кг
    кДж / кг
    кДж / кг )
    : Скорость вращения, об / мин
    : Массовый расход, кг / с
    : Соотношение диаметров
    : : Радиус, м
    : Абсолютная скорость, м / с
    : Относительная скорость, м / с
    : Окружная скорость, м / с
    Высота, м
    : Номер ступени
    : Мощность на валу, кВт
    : Число Маха.
    Греческие буквы Радиальный зазор между Радиальный зазор
    : Плотность, кг / м 3
    : Угол радиальной симметрии конуса, °
    : и ротором
    : Абсолютный угол, °
    : Относительный угол, °
    : Коэффициент расхода статора
    : Коэффициент скорости потока ротора
    : КПД колеса
    : Степень реакции
    : Соотношение давлений.
    Нижние индексы .
    0: Первая ступень
    на входе: На входе
    на выходе: на выходе
    Надстрочные индексы
    Конфликт интересов

    Авторы заявляют, что у них нет конфликта интересов.

Добавить комментарий

Ваш адрес email не будет опубликован. Обязательные поля помечены *