ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 06.04.2021
Просмотров: 1402
Скачиваний: 4
ЕНЕРГЕТИЧНІ
ТА
ТЕПЛОТЕХНІЧНІ
ПРОЦЕСИ
Й
УСТАТКУВАННЯ
Окончание
таблицы
2
Тип
конденсатора
№
п
/
п
Характеристики
Единица
измер
.
К
-33160
К
-38080
10
Расчетная
температура
охлаждающей
воды
°
С
15
15
11
Рабочее
давление
внутри
водяного
пространства
кгс
/
см
2
2,0 2,0
12
Скорость
охлаждающей
воды
м
/
с
2,2
2,1
13
Материал
охлаждающих
труб
–
сплав
марки
МНЖ
5-1
сталь
марки
ТР
316L ASTM
14
Материал
досок
наружных
–
сталь
марки
Сталь
20
сталь
марки
ТР
316L ASTM
15
Масса
кг
~ 632000
~ 534000
Эффективность
модернизации
и
разработки
Эффективность
модернизации
для
Ростовской
АЭС
,
блок
№
3
и
Балаковской
АЭС
,
блок
№
1
до
и
после
модернизации
представлены
в
таблицах
3
и
4
соответственно
.
Таблица
3
Ростовская
АЭС
,
блок
№
3
№
п
/
п
Расчетная
температура
охлаждающей
воды
на
входе
в
конденсатор
, º
С
Прирост
(
∆
N
э
)
электрической
мощности
турбоустановки
на
зажимах
генератора
с
конденсатором
типа
К
-33180,
МВт
1
Т
охл
.
= 20 º
С
∆
N
э
= + 0,17
2
Т
охл
.
= 25 º
С
∆
N
э
= + 0,75
3
Т
охл
.
= 30 º
С
∆
N
э
= + 1,8
4
Т
охл
. = 35 º
С
∆
N
э
= + 2,8
Таблица
4
Балаковская
АЭС
,
блок
№
1
№
п
/
п
Расчетная
температура
охлаждающей
воды
на
входе
в
конденсатор
, º
С
Прирост
(
∆
N
э
)
электрической
мощности
турбоустановки
на
зажимах
генератора
с
конденсатором
типа
К
-38080,
МВт
1
Т
охл
.
= 15 ºC
∆
N
э
= + 1,1
2
Т
охл
.
= 20 º
С
∆
N
э
= + 2,2
3
Т
охл
.
= 25 º
С
∆
N
э
= + 3,1
4
Т
охл
.
= 30 º
С
∆
N
э
= + 4,5
5
Т
охл
.
= 35 º
С
∆
N
э
= + 5,4
Список
литературы
:
1.
Кирсанов
,
И
.
Н
.
Конденсационные
установки
[
Текст
] /
И
.
Н
.
Кирсанов
. –
М
.:
Энергия
, 1965.
2.
Руководящие
указания
по
тепловому
расчету
поверхностных
конденсаторов
мощных
турбин
тепловых
и
атомных
электростанций
[
Текст
] /
д
.
т
.
н
.
Л
.
Д
.
Берман
,
инж
.
Э
.
П
.
Зернова
//
Всесоюзный
дважды
ордена
Трудового
Красного
Знамени
теплотехнический
научно
-
исследовательский
институт
им
Ф
.
Э
.
Дзержинского
(
ВТИ
). –
М
.:
Союзтехэнерго
, 1982.
©
Швецов
В
.
Л
.,
Усс
А
.
Н
.,
Гаврилова
В
.
В
., 2012
Поступила
в
редколлегию
23.02.12
8’2012
35
ЕНЕРГЕТИЧНІ
ТА
ТЕПЛОТЕХНІЧНІ
ПРОЦЕСИ
Й
УСТАТКУВАННЯ
УДК
621.165
А
.
И
.
ТАРАСОВ
,
д
-
р
техн
.
наук
;
проф
.
НТУ
«
ХПИ
»;
А
.
И
.
ДОЛГОВ
,
соискатель
НТУ
«
ХПИ
»;
О
.
А
.
ЛИТВИНЕНКО
,
канд
.
техн
.
наук
;
доц
.
НТУ
«
ХПИ
»
ПРИМЕНЕНИЕ
2
D
МОДЕЛЕЙ
ТЕПЛОПРОВОДНОСТИ
ДЛЯ
РАСЧЕТА
ТЕМПЕРАТУРЫ
ОХЛАЖДАЕМЫХ
ДЕТАЛЕЙ
ГАЗОВЫХ
ТУРБИН
Показана
возможность
2
D
расчета
температурных
полей
для
охлаждаемых
элементов
газовых
турбин
с
учетом
теплоотдачи
в
каналах
охлаждения
,
расположенных
параллельно
расчетного
сечения
,
с
помощью
источников
теплоты
.
Оценена
погрешность
такого
расчета
температуры
деталей
,
которая
может
иметь
место
в
практически
важных
случаях
.
Показана
можливість
2
D
розрахунку
температурних
полів
для
охолоджуваних
елементів
газових
турбін
з
урахуванням
тепловіддачі
в
каналах
охолодження
,
розташованих
паралельно
розрахункового
перетину
,
з
допомогою
джерел
теплоти
.
Оцінена
похибка
такого
розрахунку
температури
деталей
,
яка
може
мати
місце
в
практично
важливих
випадках
.
It was demonstrated the possibility of the 2
D
thermal analysis for gas turbine components by replacing heat
transfer in cooling channels, that was arranged parallel to the cross section, on the heat sources. It was estimated
error in the calculation of the temperature of the parts, which may occur in cases of practical importance.
Расчет
систем
охлаждения
газовых
турбин
предполагает
решение
сопряженной
задачи
снабжения
воздухом
внутренних
каналов
охлаждаемых
деталей
и
теплопроводности
этих
деталей
.
Практическая
реализация
сопряженной
задачи
может
быть
выполнена
с
помощью
программного
комплекса
ТНА
[1].
Рассмотрим
особенности
расчета
температурного
состояния
деталей
турбин
,
которые
за
редким
исключением
должны
рассматриваться
как
3
D
объекты
.
Однако
решение
задачи
теплопроводности
в
трехмерной
постановке
затруднительно
и
поэтому
такой
расчет
выполняется
на
турбиностроительных
предприятиях
главным
образом
на
этапе
верификации
разработанной
системы
охлаждения
.
Анализ
конструкций
турбин
показывает
,
что
задача
теплопроводности
для
корпуса
и
ротора
может
решаться
как
осесимметричная
за
исключением
некоторых
важных
особенностей
конструкций
,
которые
сводят
задачу
к
трехмерной
постановке
.
Такими
особенностями
являются
многочисленные
стыки
в
разрезном
корпусе
,
зазоры
между
ободом
диска
и
хвостовиками
лопаток
,
лопатки
,
установленные
в
диск
и
корпус
,
и
другие
элементы
,
играющие
важную
роль
в
организации
систем
охлаждения
.
В
связи
с
этим
на
этапе
предварительного
анализа
целесообразно
решать
плоские
и
осесимметричные
задачи
теплопроводности
для
лопаток
,
корпуса
,
ротора
турбин
,
заменяя
при
этом
особенности
конструкции
,
создающие
трехмерность
,
равномерно
распределёнными
источниками
или
стоками
теплоты
в
областях
их
размещения
.
Такой
подход
,
несмотря
на
его
очевидные
достаточно
грубые
допущения
,
позволяет
с
достаточной
точностью
выполнить
анализ
системы
охлаждения
ротора
,
корпуса
или
турбины
в
целом
за
приемлемое
для
практики
время
и
при
невысоких
требованиях
к
вычислительной
технике
.
Краевая
задача
теплопроводности
в
общем
случае
описывается
уравнением
[2, 3]
x
y
z
T
T
T
Q RT C
x
x
y
y
z
z
⎛
⎞
∂
∂
∂
∂
∂
∂
∂
⎛
⎞
⎛
⎞
λ
+
λ
+
λ
+ +
= ρ
⎜
⎟
⎜
⎟
⎜
⎟
∂
∂
∂
∂
∂
∂
∂
⎝
⎠
⎝
⎠
⎝
⎠
p
T
τ
, (1)
8’2012
36
ЕНЕРГЕТИЧНІ
ТА
ТЕПЛОТЕХНІЧНІ
ПРОЦЕСИ
Й
УСТАТКУВАННЯ
с
граничными
условиями
:
–
первого
рода
c
T
T
=
; (2)
–
второго
x
x
y
y
z
z
T
T
T
q
n
n
x
y
z
⎛
⎞
∂
∂
∂
= − λ
+ λ
+ λ
⎜
⎟
∂
∂
∂
⎝
⎠
n
; (3)
–
третьего
рода
(
)
⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛
∂
∂
λ
+
∂
∂
λ
+
∂
∂
λ
−
=
−
α
z
z
y
y
x
x
ж
n
z
T
n
y
T
n
x
T
T
T
. (4)
В
уравнении
теплопроводности
присутствуют
два
члена
Q
и
R
,
отражающие
влияние
внутренних
источников
теплоты
.
Первый
из
них
не
зависит
от
температуры
тела
и
может
быть
представлен
как
1
Q
V
P
Q
=
, (5)
где
P
–
мощность
источника
(
например
,
электрического
)
в
объеме
V
.
Члены
Q
1
и
R
определяются
граничными
условиями
теплообмена
3
рода
внутри
пористого
тела
или
во
внутренних
каналах
охлаждения
,
которые
располагаются
дискретно
в
сечениях
параллельных
рассматриваемому
расчетному
сечению
в
двумерной
задаче
или
параллельно
оси
вращения
в
осесимметричной
задаче
.
Эти
граничные
условия
могут
быть
представлены
как
(
)
ж
ж
к
T
V
A
T
V
A
V
A
T
T
Q
α
−
α
=
−
α
=
, (6)
где
A
–
поверхность
теплообмена
.
Отсюда
V
A
R
α
=
; (7)
V
A
T
Q
ж
1
α
−
=
. (8)
Таким
образом
,
указанная
проблема
решается
путем
задания
двух
источников
теплоты
,
один
из
которых
зависит
от
температуры
тела
,
а
другой
нет
.
Впервые
этот
подход
был
апробирован
в
[4]
и
в
дальнейшем
неоднократно
использовался
в
расчетах
систем
охлаждения
газовых
турбин
.
К
сожалению
,
аналитическая
оценка
погрешности
расчета
в
упрощенной
двумерной
постановке
в
общем
случае
произведена
быть
не
может
.
Поэтому
такая
оценка
выполнена
на
основе
сопоставления
результатов
решения
задачи
теплопроводности
для
некоторых
деталей
с
введением
источников
теплоты
и
при
точном
задании
граничных
условий
.
8’2012
37
ЕНЕРГЕТИЧНІ
ТА
ТЕПЛОТЕХНІЧНІ
ПРОЦЕСИ
Й
УСТАТКУВАННЯ
На
рис
. 1
схематично
изображен
якорь
электромотора
,
на
выступающих
частях
которого
размещены
четыре
обмотки
,
выделяющие
теплоту
при
прохождении
электрического
тока
.
а
)
б
)
Рис
. 1.
Математическая
модель
якоря
электромотора
в
плоской
(
а
)
и
осесимметричной
(
б
)
постановках
Обмотки
не
показаны
на
рисунке
,
но
их
влияние
учтено
путем
задания
эквивалентных
граничных
условий
на
плоскостях
выступов
,
параллельных
оси
вращения
.
Температура
среды
при
этом
была
завышена
по
отношению
к
действительной
,
для
того
чтобы
более
отчетливо
проявились
отличия
в
двух
подходах
.
Отвод
теплоты
осуществляется
с
внутренней
цилиндрической
поверхности
прокачкой
воздуха
.
Толщина
якоря
составляла
30
мм
.
Перетоком
теплоты
в
направлении
оси
вращения
пренебрегалось
.
Очевидно
,
что
описанная
задача
полностью
соответствует
плоской
2
D
модели
(
рис
. 1
а
),
так
как
условия
заданы
на
границах
объекта
.
Если
решать
задачу
в
осеимметричной
постановке
(
рис
. 1
б
),
то
предварительно
следует
заменить
подвод
теплоты
на
боковых
поверхностях
выступов
на
равномерно
распределенные
источники
теплоты
,
действие
которых
ограничено
областью
расположенной
между
радиусами
50
и
75
мм
.
Определим
компоненты
источника
теплоты
.
Общий
тепловой
поток
к
якорю
равен
(
)
(
)
1000
500
ж
Q
T T
F
T
= α
−
=
−
F
,
где
(
)
6
2
75 50 30 8 10
м
F
−
=
−
⋅ ⋅ ⋅
–
площадь
поверхности
теплообмена
.
Объем
полого
цилиндра
,
охватывающий
выступы
равен
(
)
2
2
9
75
50
30 10
м
V
−
= π
−
⋅ ⋅
3
.
Тогда
значение
удельного
тепловыделения
в
указанном
объеме
равно
(
) (
)
(
)
(
)
3
9
2
2
6
м
Вт
500
02037
,
0
10
30
50
75
10
8
30
50
75
500
1000
−
=
⋅
⋅
−
π
⋅
⋅
⋅
−
⋅
−
=
=
−
−
T
T
V
Q
q
v
;
К
м
Вт
02037
,
0
3
⋅
=
R
;
3
1
м
Вт
185
,
10
=
Q
.
Пренебрегая
теплоемкостью
воздуха
,
определим
с
учетом
пустот
теплопроводность
цилиндра
,
охватывающего
выступы
,
как
8’2012
38
ЕНЕРГЕТИЧНІ
ТА
ТЕПЛОТЕХНІЧНІ
ПРОЦЕСИ
Й
УСТАТКУВАННЯ
а
)
б
)
Рис
. 2.
Сравнение
результатов
расчета
температурного
состояния
ротора
в
плоской
(
а
)
и
осесимметричной
(
б
)
постановках
(
)
(
)
2
2
4 75 50 20 30
0, 2037
75
50
30
⋅
−
⋅
⋅
λ = λ
=
⋅λ
π
−
⋅
,
где
λ
–
теплопроводность
материала
якоря
.
Сопоставление
результатов
расчетов
для
моделей
рис
. 2
а
и
рис
. 2
б
показало
,
что
температуры
в
сходственных
точках
могут
отличаться
значительно
.
Так
в
области
соединения
выступа
с
цилиндрической
частью
якоря
отличие
температур
составляло
(15–20)
°
С
.
На
внутренней
поверхности
якоря
эта
величина
была
менее
2
°
С
,
на
внешнем
торце
выступа
– 12
°
С
.
Очевидно
,
что
отмеченное
расхождение
результатов
обусловлено
не
только
заменой
дискретного
подвода
теплоты
на
равномерно
распределенные
источники
,
но
и
тем
обстоятельством
,
что
только
малая
часть
полого
цилиндра
,
охватывающего
выступы
,
была
занята
металлом
.
Можно
было
бы
ожидать
лучших
результатов
,
если
количество
выступов
было
бы
больше
,
т
.
е
.
при
более
равномерном
подводе
теплоты
в
окружном
направлении
.
Рассмотрим
обод
диска
газовой
турбины
,
теплота
к
которому
поступает
за
счет
теплопроводности
от
лопаток
и
конвекцией
от
газа
,
омывающего
торцевую
поверхность
межпрофильного
канала
.
Суммарно
подвод
теплоты
был
учтен
заданием
на
цилиндрической
поверхности
обода
диска
коэффициента
теплоотдачи
от
газа
равного
1500
Вт
/(
м
2
·
К
)
и
температурой
газа
равной
1000
°
С
.
В
действительности
теплота
от
диска
отводится
к
воздуху
с
боковых
поверхностей
диска
и
путем
прокачки
воздуха
через
монтажные
зазоры
между
хвостовиком
лопаток
и
поверхностями
пазов
в
дисках
.
Упростим
в
данном
случае
задачу
и
зададим
граничные
условия
только
на
боковых
поверхностях
диска
,
задав
коэффициент
теплоотдачи
равный
1000
Вт
/(
м
2
·
К
)
и
температуру
воздуха
400
°
С
(
рис
. 3).
Задача
была
решена
в
осесимметричной
8’2012
39