ИССЛЕДОВАНИЕ ЗАТЯЖКИ КРЕПЕЖА ПАРОВЫХ ТУРБИН ПРИ СБОРКЕ И ПРОГРЕВЕ ШПИЛЕК В УСЛОВИЯХ ЭКСПЛУАТАЦИИ

​INVESTIGATION OF TIGHTENING FASTENERS OF STEAM TURBINES DURING ASSEMBLY AND HEATING OF STUDS IN OPERATING CONDITIONS

Sanzhar Seidakhmetov

master's student, Almaty university of power engineering and telecommunications named after Gumarbek Daukeev,

Kazakhstan, Almaty

Alexander Genbach

scientific adviser, Dr. tech. sciences, prof., Almaty university of power engineering and telecommunications named after Gumarbek Daukeev,

Kazakhstan, Almaty

Затяжка крепежа паровых турбин при сборке и прогреве (охлаждении) шпилек в условиях эксплуатации.

Рассмотрим одно из направлений применения пористых систем.

Основным условием для обеспечения плотности стыка разъемного фланцевого соединения является превышение суммарного усилия затяжки крепежных деталей Q3 над величиной внешних сил Р.

Q3>P, H, или

Q3=kP, H,

где k − коэффициент запаса.

«Горячая» обтяжка применяется для крепежа размерами от М64 до М160 с центральным отверстием (10÷35)×10-3 м и осуществляется путем удлинения шпильки за счет ее нагрева до температуры 300−350°С, дополнительного поворота гайки на расчетную длину дуги. Время нагрева шпилек не должно превышать: для шпилек М64-М100 − 8...20 мин, для шпилек М120-М160 − 20...40 мин.

Нагрев шпилек осуществляется нагревателями различных типов: электрическими трубчатыми, электрическими карборундовыми, газовоздушными эжекционного типа и др., которые вводятся в центральное отверстие шпилек. Однако все используемые в настоящее время нагреватели имеют ряд существенных недостатков. Так, например, карборундовые нагреватели ЛМЗ, предназначенные для нагрева шпилек М120-160 и, работающие при напряжении U=100-110 В и силе тока I=68-70 А, хрупкие, а металлические (для шпилек М70-М100 и U=12-15 В, I=460- 480 A) изгибаются по продольной оси.

Недостатками газовоздушных нагревателей являются: обогрев резьбового соединения, возможны местные перегревы, оплавления отдельных участков шпильки, можно производить нагрев только сквозных шпилек. Перед началом нагрева трудно установить оптимальный режим или оценить правильность подбора режима.

К недостаткам парового нагрева относятся: громоздкость устройства, опасность прорыва пара в атмосферу через подводимые трубки и после выхода пара из шпильки.

Предлагается [12] в качестве нагревателя использовать тепловые трубы, которые лишены недостатков применяемых в настоящее время нагревателей. Они могут обогреваться газом или электрической энергией. Достоинствами тепловых труб являются: равномерный нагрев шпилек до заданной температуры, исключается необходимость в подборе режима первичного теплоносителя в процессе обогрева, возможно подводить тепло только на нерезьбовую часть шпильки, допускается нагрев глухих шпилек, простота и надежность устройства, длительный срок службы, удовлетворяют специальным требованиям: транспортабельные, пожаро-взрывобезопасные, не требуют специальных условий хранения.

Для нагревателей крепежа паровых турбин могут быть приемлемыми тепловые трубы, способные нагревать шпильки до 570-620 К, т.е. тепловые трубы, работающие при умеренных температурах. Очень близкими по своим характеристикам являются термосифоны и тепловые трубы, в которых в качестве теплоносителя используется вода. Также могут быть рекомендованы для применения в нагревателях крепежа паровых турбин тепловые трубы с расплавленным калием, натрием, ртутью, цезием, термексом (эвтектической смесью дифенил − дифенил- оксида).

Инструкция по затяжке крепежа, работающего в условиях высоких температур и давлений, предусматривает обеспечение необходимой плотности в местах разъемов в условиях сборки на заводе, а также в процессе эксплуатации турбин за период (8...10000) часов без перезатяжки крепежа.

Величина дуги поворота колпачковой гайки определяется по формуле

, град.,

Где - начальное напряжение; для марок сталей перлитного класса, - 300 МПа; для марок сталей аустенитного класса, - 200 МПа; l₀ − длина «свободного» конца шпильки от плоскости горизонтального разъема;

D − наружный диаметр колпачковой гайки;

S − шаг резьбы; Е − модуль упругости, Е= 2×10⁵ МПа;

j' − коэффициент, учитывающий реальную податливость фланцевого соединения, j' =1,5.

При повторном и последующих нагружениях крепежа (но не ранее чем через 10 тыс. часов работы турбины), учитывается снижение пластических свойств металла, т.е. изменение характера релаксационной стойкости и величина j' принимается равной 1,3.

Скорость нагрева шпилек не должна превышать 10°С в минуту.

Рекомендуется одновременному нагреву подвергать 4...6 шпилек: сначала в средней части цилиндра с обеих сторон, затем с последующим переносом нагревателей в направлениях частей высокого и низкого давлений.

После затяжки и остывания шпилек производят проверку дополнительной затяжкой усилием двух рабочих при рычаге 1,5 метра.

При вскрытии крышек ЦВД и ЦСД, прежде чем приступить к отворачиванию колпачковых гаек, необходимо произвести прогрев шпилек аналогичным путем, как и при затяжке, до момента свинчивания гайки усилием одного рабочего при рычаге 1÷1,5 метра.

Тепловыми трубками можно также производить обогрев шпилек крепления стопорных и регулирующих клапанов, имеющих размеры М48...М72×4 и более.

В качестве примера приведем величины дуг поворота колпачковых гаек для турбины КЗ00-240:

материал шпилек − ;

диаметр резьбы – 1M76

общая длина шпильки −

длина свободного конца шпильки -

наружный диаметра колпачковой гайки – 115×10^-3 м;

шаг резьбы − 4×10^-3 м;

первоначальная величина по − 80,4 ×10^-3 м;

ворота гайки при монтаже − 138,3 ×10^-3 м;

величина дуги поворота гайки − 69,7 ×10^-3 м;

при ревизии через 10000 часов работы − 119,9 ×10^-3 м.

Нагреватель крепежа паровых турбин с применением тепловой трубы и электрического подогрева представлен схематично на рисунке 1. Он включает в себя тепловую трубу 3, 4, 6, электронагреватель 2 с теплоэкраном 1, фиксатор 5 и теплоизоляционную центрирующую муфту 7,9.

Рисунок 1. Устройство нагревателя:

1- тепловой экран электроподогревателя; 2 - электроподогреватель; 3-испаритель;4 - адиабатическая область; 5 - фиксатор; 6 - конденсатор; 7 - теплоизоляционная центрирующая муфта; 8 - шпилька; 9 - теплоизоляционный чулок.

Тепловая труба выбирается диаметром меньшим, чем диаметр внутренних отверстий шпилек и длиной, достаточной для размещения электрического нагревателя в испарительной части, некоторого адиабатического участка (по эксплуатационным соображениям) и конденсатора, соответствующего наиболее длинной шпильке. На испарителе закрепляется электрический обогреватель достаточной мощности, на участок трубы, соединяющей испаритель с конденсатором (адиабатический участок), одевается чулок из армированной ткани из стекловолокна, асбеста или другой термостойкой ткани. По краям испарителя одеваются легкосъемные термоизолирующие эластичные центрирующие муфты, внешний диаметр и длина которых определяются диаметром отверстия и длиной шпильки. Такая конструкция позволяет одним нагревателем при соответствующем наборе центрирующих съемных муфт обслуживать несколько размеров шпилек, например, от М120 до М160. С помощью этих же муфт регулируется длина конденсатора в соответствии с нагреваемой (межрезьбовой) длиной шпильки, а с помощью фиксатора устанавливается положение конденсатора внутри шпильки.

Экспериментально определив режим нагрева шпилек в зависимости от их размера и потребляемую при этом мощность электрического обогревателя в производственных условиях с помощью таблиц легко воспроизвести с высокой точностью режим и время нагрева детали до заданной температуры. При этом осевой градиент температуры на всем нагреваемом участке составит всего несколько градусов. В случае необходимости возможно, изменяя воздушный промежуток между конденсатором тепловой трубы и стенкой отверстия шпильки, получить температурный градиент на нагреваемом участке менее 1° С.

Эти же тепловые трубы должны использоваться при эксплуатации турбины для обогрева шпилек и фланцев.

Поскольку при быстрых пусках происходят сильные изменения температуры рабочей среды в проточной части и в деталях статора, и, в первую очередь, в корпусах ЦВД и ЦСД, то возникают температурные напряжения, которые, повторяясь многократно, приводят к малоцикловой усталости материала и появлению трещин. Поэтому для повышения маневренности турбины осуществляют прогрев фланцев и шпилек с такой же скоростью, как и стенки корпуса.

В случае парового обогрева тепловые трубы объединяются в короба из листовой стали, которые приваривают к внешней поверхности фланца. Если шпилька при этом не будет обогреваться, то в ней возникнут дополнительные напряжения (по сравнению с уже имеющимися в холодной шпильке). Это приведет к появлению в шпильке пластических деформаций растяжения и по достижению стационарного режима шпилька удлинится и произойдет пропаривание фланцевого разъема. Наличие тепловых труб обеспечит прогрев шпилек и фланцев в одном темпе.

Прогрев турбины усложняется тем, что в деталях возникают высокие термические напряжения, а сами детали имеют протяженные размеры.

Например, затяжка шпилек турбины К-200-130 с напряжением 300 МПа при номинальной нагрузке создаст на внутреннем уплотнительном пояске фланцев напряжения сжатия более 1000 МПа. Более того, добавляются напряжения до 2,5 МПа на каждый градус температурной разности фланца и шпильки. Поэтому заводом-изготовителем регламентируется допустимая разность температур по ширине фланцев (не более 50°С) и между фланцем и шпилькой (не более 20°С). Высокоэффективные тепловые трубы позволяют удовлетворить этому требованию. К тому же обогреваемые поверхности достигают больших размеров, и требуется равномерный их прогрев.

Например, размеры фланцев турбины К-300-240 ХТЗ наружного корпуса ЦВД имеют в районе паровпуска высоту 0,500 и ширину 0,430 м, а в ЦСД - высоту 0,420 и ширину 0,300 м [2,4,5].

Величина τпр для современных турбин (аст = 10^-5 м2/с, В~ 0,45÷0,55 м) составляет 3÷3,5 часа, тогда τ_п ≈ τ_ф =(9÷11) часов, что в первом приближении соответствует действительности. Прогрев фланцев и шпилек существенно ускоряет пуск турбомашины.

Существующим схемам обогрева паром фланцев и шпилек турбин присущи следующие недостатки.

Применение наружного обогрева шпилек паром приводит к появлению разности температур верхнего и нижнего фланцев. Происходит тепловой прогиб корпуса турбины, уменьшаются радиальные зазоры.

Внутренний прогрев шпилек паром менее эффективен, имеет место перегрев шпилек по сравнению с фланцами.

Применение свежего пара часто приводит к тепловому удару на внешней поверхности фланца, прогреву его с недопустимыми скоростями. Велика неравномерность прогрева по длине фланца, создающая температурный перекос. На участках, недостаточно обогреваемых изнутри, температура шпильки может превысить температуру фланца, что может привести к ослаблению затяжки шпилек и пропариванию горизонтального разъема.

Все перечисленные недостатки устраняются за счет применения тепловых труб, которые обладают свойством самоприспосабливаемости к переменным тепловым нагрузкам с помощью капиллярно-пористой структуры. Обеспечивается высокая форсировка процесса теплопередачи и равномерное распределение температурных полей за счет фазового превращения теплоносителя.

Применение тепловых труб эффективно и при останове турбин. Для ускорения расхолаживания и уменьшения обратной разности температур по ширине фланца, осуществляют расхолаживание фланцевого соединения. Подается пар пониженной температуры, например, из межцилиндрового пространства или камеры регулирующей ступени. Тепловые трубы позволяют производить расхолаживание атмосферным воздухом.

Расчет зоны парообразования. При выборе теплоносителя тепловой трубы необходимо, чтобы температура пара tп удовлетворяла неравенству

tст.кон < tп = tн = f(Рн ) < tст.исп °С

где Рн, tн − давление и температура насыщения;

tст.исп, tст.кон − температура стенки испарителя и конденсатора.

Обычно перепад температуры в испарителе, как и в конденсаторе не превышает 5...10°С, поэтому предварительно можно выбрать tп как tст.исп − (5…10)°С, что в дальнейшем необходимо уточнить расчетом. Могут использоваться различные теплоносители.

Для режима кипения, считая, что в качестве фитиля выбрана для всех вариантов сетчатая пористая структура, составленная из трех слоев сетки из латуни с шириной ячейки 2bг = 0,28×10-3 м (диаметр проволоки dг = 0,14×10-3 м; толщина структуры δФ = 3×0,25-3 = 0,75×10-3 м):

St_u=(3.3x()ⁿ х ⁿ x N_р^0.23 x Re_n^-0.9)/Pr_ж^0,6 х N_ф^0,44 х ()^1,16=

(3,3х0,86х0,037х4,21х1108,4)/(3,01*8,53х0,779)=24,49

(ⁿ=(0,14 х 10^-3/0,1 х 10^-3)^-0.43=0,86

ⁿ=(0.3/0.14x10^-3)^-0.43=0,037

где St_u – число Стантона;

G_ж− удельный расход жидкости G_ж;

 плотность жидкости, кг/м³;

- изобарная теплоемкость жидкости Дж/кг×К;

F_u – повернхость испарителя тепловой трубы (); l_u = 0,3м;

F_u=3.14 х 0,3х10^-3 x 0.3=0,282х10^-3

ε − пористость структуры (ε=0,7);

Fф − площадь поперечного сечения фитиля, м2; Fф= πd_внδ_ф; d_вн=d_н−2δ_ст;

Fф =3.14 x (2,5х10^-3-1х10^-3) 0.75x10^-3=3,53*10^-6

δст − толщина стенки; δ = 1×10^-3 м;

r − теплота парообразования, Дж/кг;

- критерий Прандтля; Pr_ж^0,6=3,01

− коэффициент кинематической вязкости жидкости, м²/с; 

− коэффициент температуропроводности жидкости, м²/с;

N_ф − параметр фитиля

N_ф^0.44==(0,14х10^-3)²/1.5x10^-10=(0.0196x10^-6/1.5x10^{-10) 0.44}=8,53

b_г − гидравлический диаметр фитиля, b_г = 0,14×10^-3м;

к-коэффициент проницаемости фитиля, k = 1,5×10^-10м²;

b_опт = 0,14×10^-3м; n = 4,25(bг<b_опт); n = −0,43(b_г>b_опт);

N_p − критерий давления

N_р^0.23=(2σ/P_н b_г)^0,23=522.1^0.23=4.21

Re_п − критерий Рейнольдса,

Re_n^-0.9= (2b_г х W_г)/ν_n=1108,4

− плотность пара, кг/м³;

Величины r и σ определяются при tп.

Определив число Стантона St_u из критериального уравнения , находим величину

a_u=0.46х х*99238=19095,2 Вт/м² К

Расчет зоны конденсации.

Для расчета коэффициента теплообмена в конденсаторе с пористыми вставками a_к, воспользуемся критериальным уравнением

.

Для процесса конденсации в качестве фитиля выбрана сетчатая пористая структура, составленная из трех слоев сетки из латуни с шириной ячейки 2dr = 0,28×10^-3 м (диаметр проволоки dr = 0,14×10^-3 м; толщина структуры δФ = 3×0,25-3 = 0,75×10^-3 м)

Также зададимся начальными параметрами:

Таблица 1.

Начальные параметры

Выразим из полученного уравнения плотность теплового потока:

.

Из опытов принимаем t_ст.к ориентировочно на 8 °С меньше, чем t_п:

.

Заключение. В данной статье было рассмотрено исследование воздухоподгревателя котла на тепловых трубах. Был сделан расчет в зоне парообразования. В расчете зоны парообразования были получены следующие результаты:

• Повернхость испарителя тепловой трубы - 0,282х10^-3 м²;
• Площадь поперечного сечения фитиля - 3,53*10^-6 м²;
• Величина a_u=0.46х х*99238=19095,2 Вт/м² К

По результатам проведенных расчетов зоны конденсации было определено, что эффективность теплообменника характеризуется коэффициентом теплоотдачи 

Список литературы:

1. Эстеркин Р.И. Коррозия поверхностей нагрева. М., «Книги отопливоподаче», 1980, с.205
2. Сидельников Л.Н. Низкотемпературная коррозия наружных поверхностей нагрева. М., «Энергия», 1978, с.155.
3. Шляхин П.Н. Паровые и газовые турбины. М., «Энергия», 1974, с.224.
4. Генбач А.А. Нагнетатели и тепловые двигатели. «Конспект лекций по дисциплине для студентов специальности - Теплоэнергетика». 2016, С. 40-43
5. Генбач А.А. Турбины ТЭС и АЭС. Теория и конструкция турбомашин. Методические указания к семестровым заданиям. – Алматы: АИЭС, 1998. – 33с.
6. Кибарин А.А., Ходанова Т.В. Нагнетатели и тепловые двигатели. Учебное пособие для студентов специальности – Теплоэнергетика. - А., 2015. – 154 с
7. Кибарин А.А., Ходанова Т.В. Тепловые двигатели и нагнетатели. Конспект лекций для бакалавров, обучающихся по специальности 5В071700 – Теплоэнергетика. Алматы: АУЭС, 2012. – 65 с.
8. Генбач А.А. К вопросу затяжки крепежа паровых турбин // Рабочие процессы и усовершенствование теплотехнических устройств и электрических систем: Сб. трудов КазПТИ. – Алма-Ата. – 1977. – с. 51-55.
9. Поляев В.М., Генбач А.А. Области применения пористой системы //Известия вузов. Энергетика. – 1991. -№12. – с.97-101.
10. Генбач А.А., Жаркой М.С. Нагнетатели и тепловые двигатели. Паровые турбины. Ч.2. Расчет переходных режимов (расчет на прочность). – Методические указания по курсовому проектированию. – Алматы. АИЭС, 1998 – 33с.
11. Сейдахметов С.М. (2022, апрель). Анализ энергетической эффективности различных способов ввода добавочной питательной воды в цикл паротурбинной тэц. [Электронный ресурс]. - Режим доступа: https://sibac.info/journal/student/182/ 246284 (дата обращения: 19.04.2022).
12. Кузнецов Н., Митор В.,Дубовский И., Карасинова Э. Тепловой расчет котельных агрегатов// Нормативный метод.-1973.-№ 2-С.93-94