Стартовая >> Архив >> Генерация >> Особенности эрозионного износа рабочих лопаток теплофикационных паровых турбин

Особенности эрозионного износа рабочих лопаток теплофикационных паровых турбин

Амелюшкин В. Н., Агафонов Б. Н.

Причиной эрозионного износа рабочих лопаток является их ударное взаимодействие с каплями крупнодисперсной влаги. Мелкодисперсная влага, как известно, эрозионного разрушения металла не вызывает. Величиной, отделяющей в расчетах крупнодисперсную влагу от мелкодисперсной (или эрозионно опасную от неэрозионно опасной), является пороговая скорость капель. Связь между диаметром капли (dK) и ее пороговой скоростью выражают зависимостью w dK = const [1], где
константа имеет те или иные значения для различных лопаточных материалов. В частности, в расчетах [2] для лопаток из хромистой стали 15Х11МФ и для капель, размер которых изменяется в пределах 50 - 900 мкм, константа в указанном выражении принималась равной 9000 м2 · с-2 · мм. Применение этой зависимости позволяет определить следующее: превышает или не превышает скорость капли заданного размера ее пороговое значение. Если (wn) > 0, то капля при ударе вызывает разрушающие напряжения, при этом их значение тем больше, чем больше эта разность. Если (wп) < 0, то напряжения в металле от удара капли разрушений не вызывают. Следовательно, эрозия лопаток будет тем более ослабленной, чем мельче размер вторичных водяных капель. Отсюда следует очень важный вывод о том, что управлять эрозионными процессами можно, по крайней мере, двумя путями:
первый путь - традиционный, хорошо известный и многократно опробованный - максимально полный отвод влаги из ступени (по принципу: нет влаги - нет эрозии);
второй путь - дробление влаги на мелкие капли, когда влага в потоке присутствует, но эрозии не вызывает.
Рекомендуемая нами диафрагма (рис. 1) содержит как элементы отвода периферийной влаги, так и элементы дробления допериферийной пленочной влаги в мелкодисперсное состояние. Прорези 1 на периферии каждой направляющей лопатки выполнены заподлицо с ободом. Через прорезь выходит струя пара вследствие разности давлений между выпуклой и вогнутой сторонами профиля. Эта струя разрушает концевой вихрь в межлопаточном канале. Кроме того, струя выносит периферийную влагу за пределы проточной части через влагоотвод 4. На вогнутой стороне вблизи от выходной кромки выполнен уступ 2, при перемещении через который пленка влаги дробится и уносится высокоскоростным потоком пара. Уступ также препятствует проникновению пленочной влаги в кромочный след, что очень существенно, так как условия для дробления и разгона вторичной влаги в следе крайне неблагоприятны. Влагосборные пластины 3 на выпуклой стороне каждой лопатки активизируют процесс сбора и отвода влаги, особенно на режимах пониженных объемных расходов пара.
На малорасходных режимах интенсивность эрозионных процессов заметно увеличивается. Рассмотрим схемы движения потока рабочего тела через последнюю ступень ЦНД при изменении объемного расхода Gv (рис. 2). Широкий комплекс экспериментальных исследований на ступенях большой веерности на частичных нагрузках в диапазоне режимов от номинального до холостого хода был проведен В. Н. Пономаревым [3]. В отличие от номинального режима (Gv = 1,0, рис. 2, а ), по мере снижения объемного расхода, например, при Gv = 0,7 (рис. 2, б) за рабочими лопатками появляется прикорневой отрыв. Создаются условия “прозрачности” для проникновения капель из выходного патрубка на прикорневую часть выходных кромок рабочих лопаток с последующим появлением эрозии на них.
При большем снижении расхода, например Gv = 0,25, на периферии ступени появляется межвенцевой торовый вихрь (рис. 2, в). В таком режиме можно представить работу последней ступени ЦНД конденсационной турбины ГРЭС при ночной разгрузке или сильно ухудшенном вакууме. Случай полного или почти полного перекрытия расхода пара в ЦНД (рис. 2, г) может быть в теплофикационных турбинах в осенне-зимний отопительный период, когда весь пар перед ЦНД направляют в бойлеры для подогрева сетевой воды, а расход пара в ЦНД ограничивают до предела, который обычно определяется количеством пара, необходимого для отвода от ступени тепла, возникающего от разогрева циркулирующих вихрей в межвенцевом пространстве ЦНД.

Реконструированная диафрагма последней ступени турбины
Рис. 1. Реконструированная диафрагма последней ступени:
1 - прорезь; 2 - уступ; 3 - влагосборная пластина; 4 - влагоотвод

В отсутствие расхода рабочего тела через ЦНД вращение ротора происходит исключительно за счет привода от головной части турбины, а лопаточный аппарат ЦНД при этом работает в режиме торможения, т.е. при существенно сниженных объемных расходах пара через ЦНД происходит перестраивание потока, вследствие чего периферийная часть рабочих лопаток начинает работать в компрессорном режиме. Таким образом возникает межвенцевой торовый вихрь.
Физически наглядные исследования возникновения и роста торового вихря в межвенцевом зазоре последней ступени были проведены на натурной проточной части турбины Т-250/300-240 ПО ТМЗ [4]. С помощью простейшего приспособления в виде угломерной пары, расположенной в радиальном зазоре рабочих лопаток последней ступени (рис. 3, а, б), удалось проследить изменения теплоперепада в зависимости от объемного расхода пара через ЦНД (рис. 3, б). Было установлено, что при уменьшении Gv от 0,6 до 0,35 теплоперепад на угломерную пару уменьшался от 40 кДж/кг до 0. Таким образом, при снижении объемного расхода до Gv= 0,35 течение через зазор прекращалось. По мере дальнейшего снижения Gv < 0,35 под воздействием работы компрессорного эффекта периферийных концов рабочих лопаток направление потока в радиальном зазоре менялось на противоположное: из выходного патрубка в сторону входа (рис. 3, б). Экспериментально было установлено, что эффект обратного перетекания рабочего тела через радиальный зазор становился тем интенсивнее, чем меньше был объемный расход пара в конденсатор. При уменьшении Gv до 0,2 измеренный теплоперепад на угломерную пару составил отрицательную величину, равную минус 40 кДж/кг. Таким образом, можно сделать вывод о том, что по мере уменьшения расхода пара через ЦНД интенсивность торового вихря растет. Максимальной интенсивности торовый вихрь должен достичь при полностью закрытой регулирующей диафрагме (Gv = 0).

Схема течения парового потока в последней ступени турбины
Рис. 2. Схема течения парового потока в последней ступени турбины в зависимости от объемного расхода пара [3]:

Последнее обстоятельство настолько очевидно, что, будь на периферии ступени расположены охлаждающие водяные форсунки, торовый вихрь непременно затянул бы через радиальный зазор эрозионно опасные капли, что в последующем привело бы к существенному эрозионному износу входных кромок рабочих лопаток.
С аэродинамической точки зрения в данном случае имеет место эффект малоподвижного “вялого” вихря, содержащего в себе крупные капли, на которые набегают с большими скоростями рабочие лопатки. Это подтверждается очень характерным эрозионным износом, при котором стачиваются только кончики носиков входных кромок рабочих лопаток. При этом на лопатках образуются очень характерные для крупных капель грубые крупноразмерные шипы и каверны.
Представляют интерес результаты измерения эрозии входных кромок рабочих лопаток последней ступени турбины Т-250/300-240, полученные на Южной ТЭЦ Ленэнерго (рис. 4). Наработка турбины составляла 40 609 ч при 139 пусках; ее среднегодовые параметры: электрическая мощность N = 170 МВт, температура пара ton/tnn = = 540/540°С. По условиям эксплуатации в течение всего периода работы турбины регулирующая диафрагма ЦНД была всегда полностью открыта, а это означает, что через ЦНД всегда имел место расход пара. Последнее обстоятельство очень важно, так как в отсутствие беспаровых режимов торовые вихри были умеренной интенсивности, а, следовательно, и эрозионный износ входных кромок рабочих лопаток также был умеренный.
Газодинамические исследования потока в осевом зазоре ступени на таком режиме [4] показали, что протяженность торового вихря на периферии достигает 50 мм.
Вихри в турбинной ступени с малым втулочным отношением
Рис. 3. Вихри в турбинной ступени с малым втулочным отношением [4]:
а - торовый (1) и прикорневой (2) вихри; б - расположение угломерной пары в радиальном зазоре ступени и зависимость теплоперепада на линии процесса ступени на угломерную пару от Gv: о, ● - соответственно левый и правый угломер

Рис. 5. Зависимость поправочного коэффициента эрозии турбинных лопаток от средней нагрузки турбины
В торовом вихре имели угол выхода потока из направляющего аппарата а1 = -(5 -:- 0)° и практически постоянное давление во всем зазоре по высоте р = 540 Па. Вне торового вихря а1 = 0 -:- 12°, скорость выхода потока из направляющего аппарата С1 = 140 ч- 150 м/с. Как следует из полученных результатов, расчетный анализ эрозионных параметров для данных режимов возможно выполнить только вне торового вихря, где размер капель dK= 1,2 : 1,7 мм, их коэффициент разгона Θ = 0,09 ч 0,21, каплеударная нагрузка (мц - wn) = 362 -:- 375 м/с. В торовом вихре расчет эрозионных параметров “напрямую” невозможен, так как здесь, в связи с отрицательной скоростью движения парового потока, принятая расчетная модель эрозии оказалась непригодной для реализации.
глубина эрозионного износа входных кромок рабочих лопаток последней ступени турбины
Рис. 4. Средняя глубина эрозионного износа входных кромок рабочих лопаток последней ступени турбины типа Т-250/300 - 240 Южной ТЭЦ Ленэнерго при наработке 40604 ч от высоты лопатки (измерения выполнены методом слепков [2]):
о - расчетные данные

Что касается прогнозирования эрозии, то разработанный нами метод [2] позволяет “обойти” этот неудобный момент, поскольку в основе расчетной модели предполагается использование газодинамических параметров потока номинального режима. Отклонение режима от номинального учитывается применением статистических поправок. В частности, эрозионная поправка на отклонение мощности (kN) по нашим исследованиям и с учетом [5] может быть представлена в виде графика (рис. 5). Исходя из максимальной мощности турбины N= 300 МВт и средней мощности за указанный период работы, имеем N= 170/300 = 0,566; поправочный коэффициент из рис. 5 равен 1,6. Расчетный износ на периферии Δz = 4,5 мм (рис. 4), что близко к натурным замерам (Δz = 4,0 мм).
В заключение следует сказать о проблеме эрозионной защиты лопаточного аппарата при наличии торового вихря. При пониженных, но не нулевых расходах пара в конденсатор предложенная конструкция реконструированной диафрагмы (рис. 1) позволяет решить проблему эрозионной защиты входных кромок рабочих лопаток. Для теплофикационных турбин, работающих в режимах с обеспаренным ЦНД, радикальным методом борьбы с эрозией является применение сменного ротора [6], не имеющего рабочих лопаток (вал-проставка), если это турбина с отдельным ЦНД. Вал-проставка в этом случае служит для передачи крутящего момента от головной части турбины к генератору. Будучи лишенным лопаток, вал практически не создает тормозной эффект и это, кроме того, значительно повышает экономичность турбины на такого типа режимах. Если турбина одноцилиндровая, тогда все сложнее. Для одноцилиндровых теплофикационных турбин следует предусмотреть условия, гарантирующие необходимый пропуск пара через ЦНД при работе на любом малорасходном режиме.

Список литературы

  1. Перельман Р. Г, Пряхин В. В. Эрозия элементов паровых турбин. М.: Энергоатомиздат, 1986.
  2. Амелюшкин В. Н. Эрозия лопаток паровых турбин: прогноз и предупреждение. Учебное пособие. С.-Пб.: Энерготех, 2000.
  3. Пономарев В. Н. Исследование последних ступеней мощных паровых турбин в диапазоне режимов от номинальной нагрузки до холостого хода. Автореф. дис. на соиск. учен, степени доктора техн.наук. Харьков, 1977.
  4. К вопросу об образовании торового вихря у периферии турбинной ступени с малым Др/1 / Сандовский В. Б. и др. - Тр. ЦКТИ, 1981, вып. 184.
  5. Poland D., Lord Μ. I., Stockton E. An Evaluation of Low Pressure Steam Turbine blade erosion. - G. E. С. I. Sci. and Tech- nol, 1983, 49, № 1.
  6. Бененсон E. И., Баринберг Г. Д. Оптимизация режимов работы цилиндров низкого давления мощных теплофикационных турбин. Исследование тепловой экономичности турбин Т-100/120-130 в режимах работы с обеспаренным цилиндром низкого давления. М., 1989.
 
« Особенности электрической части АЭС   Оценка безопасности объектов электроэнергетики »
электрические сети