оглавление - Национальный исследовательский ...

2

ОГЛАВЛЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ ............................................................................................................................................. 5

ГЛАВА 1. СОВРЕМЕННЫЕ ПРОБЛЕМЫ ПРОИЗВОДСТВА ЭЛЕКТРОЭНЕРГИИ И ПУТИ ИХ

РЕШЕНИЯ ............................................................................................................................................ 10

1.1 Мировая структура производства электроэнергии ..................................................................... 10

1.2 Основные проблемы производства электроэнергии на базе органических топлив и пути их

решения ................................................................................................................................................. 12

1.3 Развитие паросиловой технологии производства электроэнергии ........................................... 13

1.4 Теоретические аспекты влияния начальных и конечных параметров пара на эффективность

работы ТЭС ........................................................................................................................................... 16

1.5 Применение водорода на базе гибридных технологий - путь существенного повышения

эффективности производства электроэнергии на ТЭС .................................................................... 17

1.6 Водородные тепловые электрические станции ........................................................................... 20

1.7 Концепция гибридного угольно-водородного энергетического комплекса ............................ 22

1.8 Основные научно-технические вопросы исследования и разработки угольно-водородных

энергоблоков, область диссертационного исследования ................................................................. 23

1.9 Основные технологии производства компонентов реакции, необходимых для осуществления

водородного перегрева ........................................................................................................................ 24

1.9.1 Основные способы получения кислорода ................................................................................ 24

1.9.2 Сравнительный анализ современных технологий производства водорода на основе изучения

результатов зарубежных и российских исследований ....................................................................... 26

1.9.3 Выбор и обоснование наиболее целесообразного промышленного способа производства

водорода для использования его в качестве топливного ресурса на УГЭС ................................... 38

1.10 Существующие наработки по водородно-кислородным камерам сгорания .......................... 40

1.11 Экологические аспекты применения водородного перегрева пара ........................................ 45

1.12 Выводы по первой главе и постановка цели диссертационного исследования ..................... 49

ГЛАВА 2. ИССЛЕДОВАНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ И СТРУКТУРЫ ТЕПЛОВЫХ

СХЕМ УГОЛЬНО-ВОДОРОДНЫХ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ КОМПЛЕКСОВ ................................ 51

2.1 Общие положения .......................................................................................................................... 51

2.2 Рассматриваемые варианты тепловых схем ТЭС с применением водородного перегрева .... 53

3

2.3 Определение необходимого количества водорода и кислорода ................................................ 60

2.4 Методы расчета тепловых схем гибридного угольно-водородного энергоблока ................... 61

2.5 Влияние повышения начальной температуры цикла за счет водородного перегрева на

основные показатели тепловой схемы ............................................................................................... 64

2.6 Оценка затрат мощности на сжатие водорода и кислорода ....................................................... 67

2.7 Результаты расчета тепловых схем с учетом дополнительных затрат на компрессию

компонентов реакции ........................................................................................................................... 69

Выводы по главе 2 ................................................................................................................................ 78

ГЛАВА 3. ОСОБЕННОСТИ ТЕПЛОВЫХ СХЕМ УГОЛЬНО-ВОДОРОДНЫХ

ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ КОМПЛЕКСОВ И РАЗРАБОТКА СПОСОБОВ ПОВЫШЕНИЯ ИХ

ЭФФЕКТИВНОСТИ ............................................................................................................................ 80

3.1 Положение индифферентной точки в тепловых схемах с водородным перегревом ............... 80

3.2 Подогреватели низкого давления в тепловых схемах с водородным перегревом пара .......... 86

3.3 Расход пара в регенеративные подогреватели в тепловых схемах с водородным перегревом

пара ........................................................................................................................................................ 89

3.4 Тепловые схемы с пароприемником - охладителем для конденсаторов гибридных

энергоблоков с высокими степенями перегрева пара....................................................................... 91

3.5 Разработка методов снижения затрат на сжатие и их интеграции в тепловую схему угольно-

водородного энергоблока .................................................................................................................... 95

3.6 Варианты тепловых схем угольно-водородных энергетических комплексов ....................... 111

3.7 Обоснование необходимости разработки цилиндров низкого давления повышенной

пропускной способности ................................................................................................................... 115

Выводы по главе 3 .............................................................................................................................. 121

ГЛАВА 4. РАЗРАБОТКА КОНСТРУКЦИИ ДВУХЪЯРУСНОГО ЦИЛИНДРА НИЗКОГО

ДАВЛЕНИЯ ПОВЫШЕННОЙ ПРОПУСКНОЙ СПОСОБНОСТИ ............................................. 123

4.1 Выбор и обоснование параметров пара на входе в цилиндр низкого давления .................... 124

4.1.1 Поиск оптимального диапазона разделительного давления на базе анализа потерь в

турбинной ступени ............................................................................................................................. 126

4.2 Проведение аэродинамических расчетов проточной части цилиндра низкого давления ..... 131

4

4.2.1 Результаты аэродинамического расчета цилиндра низкого давления с тремя ступенями во

втором ярусе с использованием специальной диафрагмы ............................................................. 137

4.2.2 Результаты расчета двухъярусного ЦНД с раздельным подводом пара в каждый ярус и

четырьмя ступенями в верхнем ярусе .............................................................................................. 141

4.2.3 Расчет двухъярусного ЦНД с общей ступенью для верхнего и нижнего ярусов ............... 144

4.2.4 Выбор наилучшей конструктивной схемы двухъярусного ЦНД ......................................... 149

4.3 Подбор профилей и построение трехмерных моделей для соплового и рабочего лопаточного

аппарата верхнего и нижнего ярусов ступеней ЦНД ..................................................................... 151

4.4 Трехмерные аэродинамические расчеты проточной части двухъярусного цилиндра низкого

давления .............................................................................................................................................. 156

4.5 Основы конструкции вильчатой лопатки. Рассматриваемые варианты ................................. 163

4.6 Исследование конструкции вильчатой двухъярусной лопатки ............................................... 170

4.6.1 Анализ формы разделительной полки и хвостовика ............................................................. 170

4.6.2 Исследование вариантов двухъярусных лопаток с применение методов трехмерного

моделирования .................................................................................................................................... 174

4.6.2.1 Создание расчетной сетки для выполнения прочностных расчетов двухъярусной рабочей

лопатки ................................................................................................................................................ 174

4.6.2.2 Проведение расчетов термо-напряженного состояния разработанной двухъярусной

рабочей лопатки с учетом действия центробежных сил ................................................................ 177

4.6.2.3 Результаты расчета собственных частот и форм колебаний для выбранного варианта

вильчатой лопатки .............................................................................................................................. 183

4.6.3 Оценка возможных способов изготовления двухъярусной вильчатой лопатки ................. 184

Выводы по главе 5 .............................................................................................................................. 186

ВЫВОДЫ ПО ДИССЕРТАЦИИ....................................................................................................... 188

СПИСОК СОКРАЩЕНИЙ И УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ ..................................................... 190

ЛИТЕРАТУРА .................................................................................................................................... 194

5

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность темы исследования

Ограниченность мировых запасов первичного сырья вместе с необходимостью соблюдения

экологических норм при обеспечении все возрастающих потребностей в энергетический

ресурсах ставят вопрос о повышении эффективности производства электрической энергии,

большая часть которой производится на тепловых электростанциях, сжигающих органическое

топливо.

Угольная генерация занимает важное место в энергетической системе России и мира. В связи

с этим поисковые исследования структуры и параметров новых энергетических комплексов,

работающих на угольном топливе, нацеленные на повышение их экономичности и

экологичности, являются перспективными направлениями разработок. Вместе с тем явно

наблюдается тенденция применения нетрадиционных источников энергии и альтернативных

видов энергоресурсов, к которым относится и водородное топливо.

Основная возможность существенно увеличить эффективность производства

электроэнергии для угольной генерации заключается в значительном повышении начальных

параметров паротурбинного цикла. Введение дополнительного водородного перегрева

непосредственно перед паровой турбиной в специальных камерах сгорания, где сжигание

водорода осуществляется в парокислородной среде, является одним из перспективных решений.

Такой подход, с одной стороны, позволит существенно увеличить начальную температуру пара,

а с другой стороны, сведет к минимуму область конструктивных элементов, работающих в зоне

сверхвысоких температур, тем самым сократив применение дорогостоящих жаропрочных

материалов.

Идея использования водорода в энергетических комплексах широко рассматривается в

научном сообществе. J. Milewski и M.Soufi исследуют термодинамические циклы, в которых

водород играет роль основного топлива. Паросиловые циклы с применением водорода приводят

в своих работах A. Miller и K. Badyda. Использование водорода в циклах АЭС рассматривают:

Аминов Р.З., Байрамов А.Н., Шацкова О.В., Шпильрайн Э.Э., Сарумов Ю.А., Попель О.С.,

Рогалев А.Н. и Егоров А.Н. Ряд работ посвящен проблемам горения водорода в кислородной

среде. Прибатурин Н.А., Федоров В.А., Алексеев М.В., Богомолов А.Р., Сорокин А.Л., Азиханов

С.С., Шевырев С.А. рассматривают проблемы организации горения водородно-кислородной

смеси в потоке пара и вопросы интеграции систем перегрева пара в смешивающих

пароперегревателях – камерах сгорания (КС).

Наряду с высокой активностью научного сообщества, работающего по рассматриваемой

тематике, актуальность работы также подтверждается и государственной поддержкой указанного

направления исследований. Так, например, в рамках реализации Федеральной целевой

6

программы «Исследования и разработки по приоритетным направлениям развития научно-

технологического комплекса России» проведены исследования по теме: «Исследование

технологических и экономических аспектов использования водорода в качестве топливного

ресурса на энергетических установках угольных ТЭС большой мощности, работающих на

гибридном принципе: использовании угля и водорода».

В проведенных ранее исследованиях основное внимание уделяется вопросам организации

перегрева пара и его влиянию на тепловую экономичность энергетических комплексов,

использующих водород в качестве основного или дополнительного вида топлива. При этом

практически не рассматриваются вопросы учета дополнительных затрат энергии, связанных с

подготовкой водорода и кислорода к сжиганию и оказывающих в конечном итоге большое

влияние на итоговую эффективность производства электроэнергии.

Объектом исследования является высокотемпературный угольно-водородный

энергетический комплекс, представленный тепловой схемой угольного энергоблока с

водородными камерами сгорания и интегрированной системой сжатия водорода и кислорода.

Целью работы является разработка научно-обоснованных технических решений,

обеспечивающих повышение эффективности и экологичности при производстве электрической

энергии, на основе исследования общих свойств функционирования угольно-водородных

энергетических комплексов.

Для достижения указанной цели были поставлены и решены следующие научные задачи:

1. Определить влияние применения нетрадиционного источника энергии (водорода) в

тепловой схеме угольно-водородного энергетического комплекса на его тепловую

экономичность с учетом затрат на сжатие водорода и кислорода.

2. Провести оптимизацию структуры и параметров тепловых схем угольно-водородных

энергетических комплексов, используя методы математического моделирования.

3. Разработать способы интеграции системы снижения затрат на сжатие водорода в

технологическую схему угольно-водородного энергетического комплекса.

4. Разработать перспективные варианты тепловых схем угольно-водородного

энергетического комплекса.

5. Исследовать влияние применения водородного перегрева пара на расходные

характеристики проточной части турбоустановки и разработать технические решения,

обеспечивающие повышение пропускной способности последних отсеков паровой турбины.

Научная новизна заключается в следующем:

1. Получены зависимости КПД нетто для угольно-водородного энергетического комплекса

со степенями водородного перегрева в диапазоне 0 - 300 °С при учете затрат мощности на сжатие

водорода и кислорода.

7

2. Обоснованы оптимальные структура и параметры тепловой схемы угольно-водородного

энергетического комплекса с учетом затрат мощности на сжатие водорода и кислорода, в том

числе установлено значение оптимального начального давления, определены особенности

системы регенеративного подогрева. Разработана оригинальная методика определения

оптимального разделительного давления между цилиндром среднего (ЦСД) и цилиндром

низкого давления (ЦНД) турбоустановки.

3. Разработаны схемные решения, обеспечивающие интеграцию системы промежуточного

охлаждения водорода, применяемую в процессе сжатия для снижения дополнительных затрат

мощности, в тепловую схему угольно-водородного энергетического комплекса.

4. На основании проведенных исследований разработаны новые варианты тепловых схем

угольно-водородных энергетических комплексов.

5. Установлено, что применение водородного перегрева приводит к увеличению объемного

расхода пара через последние отсеки проточной части турбины. Предложен способ повышения

пропускной способности – ЦНД с двухъярусной проточной частью, отличающийся установкой

специальной диафрагмы для первой ступени, позволяющей организовать независимый подвод

пара в ярусы при пяти ступенях в нижнем ярусе и трех ступенях в верхнем ярусе, и

обеспечивающий пропуск через последние отсеки турбоустановки увеличенного на 45%

объемного расхода пара.

Теоретическая и практическая значимость работы

Получены зависимости показателей экономичности угольно-водородного энергетического

комплекса от параметров водородного перегрева, которые могут быть использованы при

проектировании энергоблоков с водородным перегревом пара. Практическое применение

водородного перегрева позволит существенно повысить КПД угольной генерации. Данная

технология может быть использована как при модернизации существующих энергоблоков, так и

при создании новых энергетических комплексов. В новых угольно-водородных энергетических

объектах будет возможно достичь сверхвысоких начальных температур пара, что обеспечит

существенное повышение экономичности при выработке электрической энергии. Вместе с этим

благодаря локализации высокотемпературной области рядом с турбоустановкой

рассматриваемое решение не потребует применения большого количества дорогостоящих

жаропрочных сплавов на никелевой основе. Применение водородного топлива для перегрева

пара позволяет увеличить мощность энергоблока на 30 - 40% без дополнительных выбросов

вредных веществ в атмосферу.

В теоретическом плане проведенная работа доказывает высокую термодинамическую

эффективность использования водородного топлива для перегрева пара в паросиловых циклах

угольных энергоблоков.

8

В ходе проведенного исследования была создана оригинальная методика определения

оптимального разделительного давления между ЦСД и ЦНД, а также адаптирована методика

теплового расчета проточных частей турбомашин для двухъярусных цилиндров. Разработанные

методики могут быть использованы при проектировании нового оборудования.

Предлагаемый в работе способ увеличения пропускной способности, основанный на

применении в ЦНД двухъярусной проточной части, может быть использован как для решения

проблем пропуска повышенного объемного расхода пара в угольно-водородных энергетических

комплексах, так и при создании новых сверхмощных турбоустановок для традиционных

энергоблоков ТЭС и АЭС.

Методология и методы исследования

Для решения поставленных в диссертации задач были использованы как теоретические

методы, так и численный эксперимент. Исследование тепловых схем с применением водородного

перегрева производилось с помощь вариантных расчетов моделей, построенных в современном

программном пакете Gate Cycle. Конструкция двухъярусного ЦНД прорабатывалась с

применением одномерных расчетов в программной среде Axial и трехмерного моделирования в

ANSYS CFX, AxCent и ANSYS Mechanical.

Автор защищает:

1. Результаты исследования влияния применения водорода в тепловой схеме угольно-

водородного энергетического комплекса на показатели его тепловой экономичности в

зависимости от области применения водородного перегрева в тепловой схеме энергоустановки,

уровня начального давления и степени водородного перегрева.

2. Результаты оптимизационных исследований структуры и параметров тепловых схем

угольно-водородных энергетических комплексов с учетом затрат мощности на сжатие водорода

и кислорода.

3. Способ интеграции системы охлаждения водорода в технологическую схему угольно-

водородного энергетического комплекса, позволяющий сократить затраты мощности на сжатие

топлива на 40% без влияния на тепловую экономичность турбоустановки.

4. Тепловые схемы угольно-водородных энергетических комплексов с перегревом

Δtвп = 200°С и Δtвп = 300°С, обеспечивающие КПД нетто по производству электроэнергии 46 и

47,9%, соответственно.

5. Способ повышения пропускной способности последних отсеков турбоустановки угольно-

водородных энергетических комплексов, основанный на применении в ЦНД двухъярусной

проточной части с независимым подводом пара в ярусы и установкой специальной диафрагмы

для первой ступени.

9

Личный вклад автора состоит в построении математических моделей тепловых схем,

проведении расчетов тепловых схем, разработке вариантов интеграции систем охлаждения

водорода, разработке вариантов тепловых схем с водородным перегревом пара, разработке

методики определения оптимального разделительного давления, разработке и исследовании

способа повышения пропускной способности проточной части турбоустановки.

Степень достоверности и апробация результатов

Достоверность результатов исследований подтверждается применением современных

международно признанных методов и программных средств моделирования изучаемых систем и

процессов (Axial, AxCent, Gate Cycle, ANSYS Mechanical, ANSYS Fluent, ANSYS CFX), а также

проведением анализа и оценки получаемых результатов.

Основные результаты работы были представлены и получили положительную оценку на VI

международной конференции «Energy and Sustainability» (Медельин, Колумбия, 2015), XV

международной конференции «Power System Engineering, Thermodynamics & Fluid Flow»

(Пльзень, Чехия, 2016), международной научно-практической конференции «Электроэнергетика

глазами молодежи» (Иваново, Россия, 2015) и на выставке «ВУЗПРОМЭКСПО-2015» (Москва,

Россия, 2015). Также результаты докладывались на научном семинаре и заседании кафедры

тепловых электрических станций НИУ «МЭИ».

Публикации

По теме исследования опубликовано три статьи в журналах, входящих в перечень изданий,

рекомендованных ВАК Минобрнауки России, и две статьи в изданиях, входящих в

международную базу цитирования SCOPUS.

Структура и объем диссертации

Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения и списка литературы,

содержащего 88 источников. Работа изложена на 200 страницах текста, содержит 159 рисунков

и 20 таблиц.

Благодарность

Автор выражает искреннюю благодарность научному руководителю – Седлову Анатолию

Степановичу. Также автор во многом обязан Зарянкину Аркадию Ефимовичу за ценную

консультативную помощь и конструктивную критику получаемых результатов. Особо стоит

отметить, что решения, реализованные в последней главе диссертации, во многом базируются на

предыдущих работах и идеях Аркадия Ефимовича. В течение всего процесса проведения

расчетов Аркадий Ефимович направлял ход проработки и профилирования ступеней

двухъярусного цилиндра низкого давления. Многие расчеты вариантов проточных частей

двухъярусных цилиндров низкого давления проводились совместно с Осиповым С.К., за что

автор ему искренне благодарен.

10

ГЛАВА 1. СОВРЕМЕННЫЕ ПРОБЛЕМЫ ПРОИЗВОДСТВА ЭЛЕКТРОЭНЕРГИИ И ПУТИ

ИХ РЕШЕНИЯ

Данная глава содержит обзор научно-технической литературы по теме диссертационного

исследования. Основная цель главы - на базе проведенного анализа доказать обоснованность

выбранного направления исследования.

Первые части главы посвящены обоснованию необходимости повышения эффективности

производства электрической энергии. Показывается ключевая роль тепловых электрических

станций (ТЭС) и, в частности, угольных энергоблоков в мировом энергетическом балансе;

отмечается, что применение парогазовых технологий существенно затрудненно для

рассматриваемого типа топлива. Одним из возможных путей существенного повышения

эффективности угольной генерации является создание блоков на ультра-сверхкритические

параметры (УСКП) пара, но данный вариант так же содержит ряд острых проблем. В связи с

этим, возникает необходимость поисков новых технических и технологических решения для

блоков ТЭС, работающих на угле.

Середина главы посвящена разбору и исследованию возможности практического

приложения для ТЭС концепции гибридного энергоблока. Освящается существующий опыт по

разработке гибридных энергоблоков для АЭС. Предлагается общая принципиальная схема

гибридного угольного энергоблока. Рассматриваются наработки по расчету водородно-

кислородных камер сгорания.

Существенная часть данной главы, помимо прочего, сфокусирована на обзоре и анализе

существующих методов производства водорода. Проводится сравнительная оценка, на

основании которой предлагается применять наиболее экономичный метод - паровой конверсии

метана.

По итогам главы формулируются основная цель диссертационного исследования.

1.1 Мировая структура производства электроэнергии

C развитием мировой экономики происходит последовательное увеличение потребления

электроэнергии, связанное как с расширением и созданием предприятий, так и ростом

энерговооруженности труда. История развития структуры мирового потребления энергии и

прогноз до 2030 года по видам первичного топлива приведены на рисунке 1.1 [1]. Потребление

первичной энергии в мире в период с 1990 по 2010 годы возросло на 45%, в последующие 20 лет

(с 2010 по 2030 годы) ожидается рост еще на 30 - 39% [1, 2, 3].

11

Тепловые электрические станции (ТЭС), работающие на органическом топливе, многие

десятилетия остаются базовым источником электроэнергии, обеспечивающим положительную

динамику роста мировой экономики [1, 4]. Основными источниками первичной энергии для ТЭС

служат ископаемые виды органического топлива – уголь, природный газ и нефть. Главным из

них является уголь, покрывающий 40,3% [5] современного мирового производства

электроэнергии. На долю природного газа приходится 19,7%, нефти – 6,6% [5, 6].

Угольная генерация занимает важное место в энергетическом балансе России и мира. На

угольные электростанции в США и Германии приходится более половины вырабатываемой

электроэнергии, а в Австралии, Индии и Китае эта доля доходит до 80% [1, 2]. В настоящее время

в балансе национальной энергосистемы угольная генерация в России составляет менее 20% [1, 2,

3], однако значительные запасы этого топлива делают его приоритетным в среднесрочной и

долгосрочной перспективе.

Энергетическая стратегия России на период до 2030 года указывает, что необходимо

развивать и создавать экологически чистые угольные конденсационные энергоблоки на

суперсверхкритические параметры пара с коэффициентом полезного действия 43 - 46% и

мощностью 660 – 800 МВт [7].

Рисунок 1.1 – Мировое потребление энергии в коммерческих целях [2]

12

1.2 Основные проблемы производства электроэнергии на базе органических топлив и пути их

решения

Одной из основных задач устойчивого развития мировой тепловой энергетики остается, как

и прежде, дальнейшее совершенствование ТЭС, которое включает в себя повышение

экономичности, надежности и экологической чистоты [8]. Рост эффективности (КПД)

производства электрической энергии на ТЭС позволит решить ряд ключевых проблем. Далее

выделим и подробнее рассмотрим основные актуальные аспекты устойчивого развития

энергетики.

Первая из трудностей напрямую связана с ограниченностью запасов ископаемого сырья [8].

Разведанные запасы органического топлива достаточны для устойчивой работы тепловой

энергетики на протяжении многих десятилетий [9]. По современным данным, обеспеченность

потребностей мирового сообщества в нефти и природном газе, исходя из доказанных

извлекаемых ресурсов, оценивается в 50 – 70 лет, угля – более чем в 200 лет. В последние 20 –

30 лет эти сроки постоянно корректируются в сторону увеличения в результате опережающих

темпов геологоразведки и совершенствования технологий извлечения разведанных запасов.

Несмотря на мнимую отдаленность проблемы полного исчерпания первичных ископаемых

энергоресурсов, она, тем не менее, не минуема. И уже сейчас необходимо сфокусироваться на

разработках и исследованиях, которые бы позволили использовать ограниченные природные

ресурсы как можно эффективнее и рациональнее.

Вторая проблема – это экологическое воздействие ТЭС на окружающую среду [8, 10]. В

общем случае выделяют пять видов негативного воздействия ТЭС [8]: загрязнение воздушного

бассейна, загрязнение водного бассейна сточными и замасленными водами, тепловое

загрязнение, шумовое загрязнение и электромагнитное загрязнение. Непосредственную

экологическую опасность на локальном и региональном уровнях создают атмосферные выбросы

вредных веществ с продуктами сгорания органического топлива – газообразные оксиды серы и

азота, твердые частицы (зола), летучие органические соединения (в частности, бензопирен),

летучие соединения тяжелых металлов (ртути, ванадия, никеля). Определенную экологическую

опасность представляют собой ТЭС и как масштабные загрязнители водных бассейнов. На долю

современных тепловых электрических станций приходится до 70% промышленного забора воды

из природных источников [10], что составляет значительную часть водных ресурсов многих

стран, испытывающих проблемы с нехваткой пресной воды. Также нельзя не отметить

существенное влияние тепловой энергетики на прямые и косвенные изменения местных

ландшафтов в процессах захоронения золы и шлаков, добычи, транспорта и хранения топлива

[10].

13

Последствия негативного экологического воздействия ТЭС на окружающую среду можно

снизить тремя путями: изменить объем производства, разработать и внедрить специальные

устройства улавливания и захоронения вредных веществ и повысить эффективность ТЭС [10, 11,

12].

В соответствии с современными прогнозами, учитывающими обеспеченность топливными

ресурсами, совершенствование технологий, экономические и экологические последствия

увеличения выбросов загрязняющих веществ, наиболее быстрыми темпами будут развиваться в

ближайшие десятилетия мощности ТЭС на угле, а также на природном газе.

Проблема покрытия все возрастающих потребностей мировой экономики в энергии

напрямую связана с первыми двумя: ограниченностью ресурсов и необходимостью снижения

экологического воздействия.

Решение комплексной задачи стабильного развития мировой энергетики можно найти

только с помощью разработки новых высокоэффективных ТЭС.

1.3 Развитие паросиловой технологии производства электроэнергии

К решению вопроса повышения энергетической эффективности существующих

энергоблоков можно подходить с различных сторон.

Во-первых, можно улучшать показатели и изменять структуру существующий системы, не

выходя за рамки поставленных общих термодинамических параметров. Здесь речь идет, к

примеру, об увеличении внутренних относительных КПД цилиндров турбины КПД котельного

агрегата, изменении и оптимизации системы регенеративного подогрева и о прочих

мероприятиях, не затрагивающих начальные и конечные параметры цикла. В целом сложно

переоценить практическую необходимость проведения научных и практических работ по

данному направлению. Однако в силу высокого достигнутого уровня значений эффективности

узлов и агрегатов энергетического оборудования тепловых электрических станций сложно

ожидать существенного (более чем на 0,5 - 1%) [10] прироста общей эффективности даже при

существенном увеличении эффективности каждого отдельного узла.

И, во-вторых, можно изменить основные термодинамические границы циклов как-то

начальные или конечные параметры. Такой подход зачастую требует существенного пересмотра

конструктивных, технологических и иных решений в рамках энергетического объекта.

Рассматривая проблему повышения экономичности энергетических паротурбинных и

газотурбинных установок в историческом плане, необходимо отметить, что этот процесс носит

скачкообразный характер, когда после некоторого (иногда достаточно длительного) периода

плавного и относительно небольшого роста КПД указанных установок происходит резкое

14

(скачкообразное) повышение их экономичности. Процесс постепенного повышения общей

тепловой эффективности основывается на первом из рассмотренных выше способов повышения

тепловой эффективности. При этом резкий рост КПД всегда обусловлен переходом к новым,

более высоким начальным параметрам рабочих сред. Для паровых турбин речь идет о

повышении начальных температур 𝑡𝑡𝑜𝑜 и давлений 𝑝𝑝𝑜𝑜 перегретого пара, причем определяющую

роль в этом процессе играет начальная температура пара 𝑡𝑡𝑜𝑜.

Каждый переход к новым, более высоким параметрам пара напрямую связан с общим

научно-техническим развитием стран. Так первые крупные энергетические турбины,

выпущенные в СССР в 1930 году, мощностью 24 и 50 МВт были рассчитаны на параметры 𝑡𝑡𝑜𝑜 =

= 3750𝐶𝐶, 𝑝𝑝𝑜𝑜 = 26 бар и 𝑡𝑡𝑜𝑜 = 4000𝐶𝐶, 𝑝𝑝𝑜𝑜 = 29 бар, соответственно [14].

Через три года начальные параметры советских турбин были увеличены до 𝑡𝑡𝑜𝑜 = 4350𝐶𝐶 и

𝑝𝑝𝑜𝑜 = 35 бар. Следующий скачок привел к созданию целой серии турбин высокого давления (𝑡𝑡𝑜𝑜 =

= 4800𝐶𝐶 и 𝑝𝑝𝑜𝑜 = 90 бар), экономичность которых находилась на уровне лучших зарубежных

турбин.

В 1952 году в СССР была выпущена турбина СВК-150 ЛМЗ с начальными параметрами

пара 𝑡𝑡𝑜𝑜 = 5500𝐶𝐶 , 𝑝𝑝𝑜𝑜 = 170 бар. Позднее температура острого пара на этих турбинах была

повышена до 5800𝐶𝐶 [15, 16].

В эти годы была выпущена серия лучших в мире турбин с 𝑡𝑡𝑜𝑜 = 5650𝐶𝐶 и 𝑝𝑝𝑜𝑜 = 130 бар типа

К-200-130 ЛМЗ. Удельный расход тепла на этих турбинах по сравнению с турбинами высоких

параметров (𝑡𝑡𝑜𝑜 = 5000𝐶𝐶 и 𝑝𝑝𝑜𝑜 = 90 бар) был снижен на 9% [16, 17].

В 1960 году СССР впервые в мире стали выпускаться турбины на сверхкритические

параметры пара (𝑡𝑡𝑜𝑜 = 5650𝐶𝐶 и 𝑝𝑝𝑜𝑜 = 240 бар) мощностью до 300-1200 МВт. И, наконец, в

1961 году на ХТГ3 была выпущена турбина Р-100, рассчитанная на работу при давлении острого

пара 𝑝𝑝𝑜𝑜 = 320 бар и температуре 𝑡𝑡𝑜𝑜 = 6500𝐶𝐶.

К сожалению, в России дальнейшего развития высокотемпературные турбины не получили

и максимальные параметры наших турбин застыли на рубеже 60-х годов прошлого столетия (𝑡𝑡𝑜𝑜 =

= 5400𝐶𝐶 и 𝑝𝑝𝑜𝑜 = 240 бар). В последние годы ОАО “Силовые машины” разработало серию

турбин, рассчитанных на работу с параметрами пара 𝑡𝑡𝑜𝑜 = 5800𝐶𝐶 и 𝑝𝑝𝑜𝑜 = 260 бар.

В результате совершенствования тепловых схем, повышения начальных параметров пара,

развитием аэродинамических методов проектирования проточных частей турбин за последние 80

лет КПД брутто паротурбинных блоков удалось увеличить с 25 – 30% до 40 – 42%.

Принципиальная диаграмма развития тепловой генерации показана на рисунке 1.2.

Освоенные в настоящий момент, начальные параметры составляют t0=600 – 610°C и P0=260 –

300 бар. Такой уровень условно называют супер-сверхкритическим (ССКП) [18].

15

Рисунок 1.2 – Принципиальная диаграмма развития тепловой генерации

Значительное число блоков с ССКП пара было введено в различных странах мира в течение

последних десятилетий. Диаграмма, показывающая дату ввода энергоблока с привязкой к

начальным параметрам, представлена на рисунке 1.3 [19, 20].

Рисунок 1.3 – Диаграмма вводов энергоблоков в мире с привязкой к начальным параметрам

Следующие значительное повышение экономичности ПТУ в мировой научной литературе

связывают, главным образом, с дальнейшим повышением начальной температуры пара и его

давления. Активно ведутся научно-исследовательские разработки в направлении блоков с УСКП

пара. В большом числе работ отмечается, что ключевой проблемой таких энергоблоков является

необходимость применения большой массы дорогостоящего металла для высокотемпературных

конструкции и узлов, таких как пароперегреватели котельного агрегата, паропроводы острого и

перегретого пара, компоненты паровой турбины.

Обозначенная выше проблема делает актуальными поиски других технологий повышения

эффективности. Такой альтернативой могут стать гибридные энергоблоки с водородным

перегревом пара.

16

1.4 Теоретические аспекты влияния начальных и конечных параметров пара на эффективность

работы ТЭС

Для ясности и последовательности дальнейших примеров и идей рассмотрим базовые

понятия, изложенные в существующей научной литературе.

Простейшим термодинамическим циклом является Цикл Карно, имеющий наибольшую

тепловую эффективность в поставленных термодинамических границах. КПД такого цикла

определяется соотношением [11]:

н

хн

н

хн

ТТТ

QQQ −

=−

=η . (1.1)

Анализируя это соотношение, можно сделать вывод, что наиболее очевидным путем

увеличения термического КПД является повышение температуры подвода и снижение

температуры отвода теплоты.

При переходе к простейшему случаю цикла Ренкина соблюдаются те же принципы. С

ростом среднеинтегральной температуры подвода и снижением температуры отвода теплоты

повышается термический КПД. Данный факт иллюстрируется семейством кривых (рисунок 1.4)

характеризующих зависимость термического КПД идеального простейшего цикла Ренкина от

температуры для различных начальных давлений [11].

Рисунок 1.4 – Термический КПД простейшего цикла Ренкина

Температура отвода теплоты в цикле определяется холодным источником. Для

современных установок таким источником служит, в большинстве случаев, окружающая среда,

параметрами которой управлять принципиально невозможно. Для циклов, реализованных на

17

ТЭС, температура отвода теплоты зависит не только от параметров окружающей среды, но и от

совершенства используемого оборудования: от принципиальной возможности максимально

приблизить температуру отвода к температуре окружающей среды. Несмотря на чрезвычайную

важность снижения конечных параметров, эта возможность имеет очевидный предел.

Таким образом, основным путем повышения эффективности в настоящий момент является

повышение начальных параметров.

1.5 Применение водорода на базе гибридных технологий - путь существенного повышения

эффективности производства электроэнергии на ТЭС

Термин – гибридный, с латинского «hybrida», означает «помесь». Он часто используется в

биологии для обозначения результата смешения двух видов. При этом результат гибридизации

обладает помимо качеств, присущих двум первоисточникам, новыми, выделяющими его,

свойствами.

При разработке новых технических объектов сочетание двух разнородных подходов и

технологий позволяет при грамотном проектировании сочетать преимущества всех применяемых

решений.

Приведем несколько примеров уже существующих и разрабатываемых технический

решений, которые являются гибридными.

Парогазовые технологии

Современные ПГУ являются гибридом газотурбинной и паросиловой установки. В

результате такого объединения сочетаются термодинамические преимущества ГТУ: высокие

значения температуры подвода теплоты, и ПТУ: низкие значения температуры отвода теплоты.

ПГУ-технологии стояться на двух циклах: Брайтона (1-2-3-4-1 рисунок 1.10) и Ренкина (a-b-c-d-

e-f-a рисунок 1.5) [21].

Рисунок 1.5 – Принципиальный цикл Брайтона-Ренкина в T-s диаграмме

18

Сочетание двух разных циклов в рамках одной технологии позволяет получать очень

высокие показатели эффективности – до 60% [21].

Тепловые схемы с применением ORC технологий

В настоящее время значительное число работ посвящено разработке тепловых схем

электростанций с применением ORC-циклов [22, 23]. Органический цикл Ренкина отличается от

традиционного, заложенного в основу работы паровых турбоустановок, тем, что в качестве

рабочего тела вместо воды и водяного пара используются органические вещества, температура

кипения и испарения которых ниже, чем для воды [22]. Такие вещества называются

низкокипящими рабочими телами (НРТ); это, например, соединения на основе фреона,

углеводороды типа пентана, бутана и т. д.

Выбор оптимального НРТ для ORC-модуля зависит от исходной температуры источника

тепла. При температуре источника тепла 85 - 120°С используются, как правило, фреоновые

смеси, при температуре 150 - 200°С - углеводороды типа пентана, бутана [22]. Принципиальная

схема и изображение цикла на диаграмме для ОРЦ установки показаны на рисунке 1.6.

Рисунок 1.6 – Принципиальная схема и цикл ORC

Применение органического цикла Ренкина в качестве “подстройки” к существующей

технологии позволяет сократить потери в холодном источнике и, тем самым, повысить общую

эффективность.

Такие установки уже применяются в современной энергетике и промышленности. В состав

основного генерирующего оборудования Речицкой ТЭЦ входят два блочных ОРЦ – модуля

установленной мощностью по 9,8 МВт – тепловой, и 2,2 МВт – электрической. Ввод в

эксплуатацию осуществлен в сентябре 2011 года. Производитель данных модулей – компания

«TURBODEN», Италия. Генеральный подрядчик проекта – компания «POLYTECHNIK», Австрия.

Прорабатываются варианты использования модулей ORC на мини-ТЭЦ, где такой модуль можно

применять во втором контуре для утилизации тепла низкопотенциального источника.

19

АЭС с водородным перегревом пара

В работах [24, 25, 26] прорабатывались различные варианты применения гибридных

технологий для повышения эффективности производства электроэнергии на АЭС

В [25] отмечается, что эффективным способом существенного увеличения экономичности

и единичной мощности энергоблоков АЭС является переход к гибридным блокам с

использованием внешнего, по отношению к ядерной паропроизводящей установке (ЯППУ),

перегрева пара, позволяющего перейти к высокотемпературной технологии производства

электроэнергии.

В рамках работы [25] были проведены вариантные исследования возможных тепловых схем

гибридных АЭС с внешним перегревом пара. Приведем несколько примеров таких схем.

На рисунке 1.7 [25] представлен принципиально возможный вариант применения

водородного перегрева пара на атомных электростанциях, предусматривающие перегрев

насыщенного пара, генерируемого в ЯППУ, в водородно-кислородных пароперегревателях.

Рисунок 1.7 – Принципиальная схема и термодинамический цикл паротурбинной АЭС

установки с водородным перегревом

На рисунке 1.8 представлена приципиальная тепловая схема турбоустановки АЭС с

установкой двух камер сгорания [25].

20

Рисунок 1.8 – Тепловая схема турбоустановки АЭС с водородным перегревом пара до 600°С

По результатам проведенных оценок [25] было получено, что при применении водородных

камер сгорания прирост абсолютного электрического КПД брутто энергоблока АЭС может

составить 0,9 – 7,3%.

1.6 Водородные тепловые электрические станции

В настоящее время значительное внимание уделяется разработке тепловых циклов с

применение водорода. Этому вопросу посвящены работы [27, 28, 29, 30, 31, 32]. Особый научный

интерес представляет вариант, в котором единственным применяемым топливом будет служить

водород [31, 32, 33]. Опишем основной принцип устройства такой тепловой машины. На рисунке

1.9 приведена тепловая схема и термодинамический цикл в T-s диаграмме.

Теплота в цикле подводится в двух камерах сгорания - HPCB (high pressure combustion

burner, камера сгорания высоко давления) и LPCB (low pressure combustion burner, камера

сгорания низкого давления), где происходит сгорание водорода в парокислородной среде. Затем

пар расширяется в отсеках паровой турбины - HHT (high temperature steam turbine,

высокотемпературная паровая турбина) и HIT (intermediate high temperature steam turbine,

среднетемпературная паровая турбина).

В силу того, что горение водорода значительно проще организовать в паровой среде, а не в

среде жидкости, и учитывая, что теплота в цикле подводится только в камере сгорания,

питательную воду необходимо предварительно испарить за счет внутренний теплоты цикла. Для

этого в схеме используются специальные узлы – HRBL (high pressure recovery boiler, испаритель-

рекуператор высокого давления). Остальной тепловой процесс и узлы тепловой схемы

21

аналогичны существующим тепловым паросиловым станциям.

Рисунок 1.9 – Тепловая схема и термодинамический цикл водородного энергоблока [31]

Получаемая термодинамическая эффективность в результате организации цикла

обозначенным способом показана на рисунке 1.10 [31]. Видно, что термодинамический КПД

таких циклов может достигать 65 - 69%, что превышает значения характерные для современных

парогазовых установок.

Рисунок 1.10 – Показатели термодинамической эффективности водородного энергоблока в

зависимости от начальной температуры

Несмотря на высокую перспективность водородных циклов их практическая реализация

22

возможна только в дальнесрочной перспективе. Данный цикл дает значительные преимущества

только при сверхвысоких температурах. При уровне температур, сопоставимым с применяемым

в настоящий момент, его КПД будет ниже, чем у традиционных блоков.

Так же к ряду существенных проблем рассматриваемой концепции можно отнести:

- необходимостью создания конструкционно сложных элементов;

- необходимостью создания материалов, работающих при сверхвысоких температурах.

1.7 Концепция гибридного угольно-водородного энергетического комплекса

Все вышеприведенные примеры имеют одно общее свойство – в них сочетаются различные

аспекты технологий, которые до этого считались несовместимыми. Удачно дополняющие друг

друга разнородные технологические аспекты могут существенно повысить эффективность того

или иного процесса.

Поэтому описанные ранее технологии, повышающие эффективность производства можно

назвать гибридными.

Во всех приведенных случаях только при использовании гибридных тепловых схем удается

существенно увеличить термический КПД. Причем, это происходит либо при переходе на более

высокий уровень начальных температур теплоносителей, либо за счет глубокой утилизации

теплоты уходящих газов.

На основании вышесказанного можно заключить, что, во-первых, существует острая

проблема, связанная с необходимостью повышения эффективности производства

электроэнергии. Во-вторых, основным источником электроэнергии в настоящий момент

являются ТЭС. Единственным путем, позволяющим существенно повысить эффективность ТЭС

– это рост начальных параметров. Увеличение начальной температуры неизбежно приводит к

необходимости пересмотра сортамента применяемых сталей и сплавов. При переходе на уровень

начальных температур около 720°С для обеспечения надежной работы пароперегреватели и

паропроводы требуется изготавливать из сплавов на никелевой основе, которые почти в 25 раз

дороже применяемых в настоящей момент материалов для обозначенных конструктивных

элементов.

С этой точки зрения перспективным решением становится введение дополнительного

перегрева сверх освоенных 540°С непосредственно перед паровой турбиной в специальных

камерах сгорания, где водород будет взаимодействовать с кислородом. В результате такого

взаимодействия происходит образование водяного пара и выделения теплоты (120 МДж/кг H2):

2𝐻𝐻2 + 𝑂𝑂2 → 2𝐻𝐻2𝑂𝑂 + 𝑄𝑄.

23

Принципиальная простейшая тепловая схема такого процесса будет иметь вид (рисунок

1.11):

Рисунок 1.11 – Принципиальная простейшая тепловая схема с водородным перегревом пара

Такой подход, с одной стороны, позволит увеличить начальную температуру и, с другой

стороны, ограничит область конструктивных элементов, работающих в зоне сверхвысоких

температур к минимуму. Тем самым сократится область применения дорогостоящих

жаропрочных материалов. Также следует отметить, что сжигание водорода будет

сопровождаться существенным ростом полезной мощности, которая будет производиться без

негативного воздействия на воздушный бассейн, что характеризует высокую экологическую

перспективность данной концепции.

1.8 Основные научно-технические вопросы исследования и разработки угольно-водородных

энергоблоков, область диссертационного исследования

Переходя к проработке концепции водородного энергоблока, необходимо определить

общее число и характер основных проблем, которые могут возникнуть при разработке новой

гибридной технологии на ТЭС. Среди них:

1) Способы получения компонентов реакции.

2) Организация процесса горения водорода в паровой среде. Разработка новых камер

сгорания.

3) Исследование и разработка новой тепловой схемы для гибридных ТЭС, включающие

проработку вопросов, связанных с определением:

-начальных параметров;

-параметров промежуточного перегрева;

-конечных параметров;

-места установки водородных камер сгорания;

-изменений в регенеративной системе тепловой схемы;

24

-способов повышения эффективности схем гибридных ТЭС (снижения затрат на

сжатие компонентов реакции);

-прочие вопросы.

4) Исследование и разработка узлов и агрегатов нового основного оборудования.

5) Исследование и разработка узлов и агрегатов нового вспомогательного оборудования.

Общая цель диссертационной работы: исследовать и решить часть обозначенных выше

задач.

Касательно организации методов получения водорода и кислорода в мировом научном

сообществе достигнуты значительные результаты. Обзору и анализу методов получения

компонентов реакции посвящены нижеследующие разделы настоящей главы. Конец первой

главы содержит обзор наработок по исследованию водородных камер сгорания для

энергетических объектов.

Вторая и третьи главы диссертации посвящены решению проблемы организации тепловой

схемы гибридного энергоблока ТЭС. В данных главах рассматриваются все из обозначенных

выше схемных вопросов.

Четвертая глава посвящена разработке и исследованию нового узла основного

оборудования гибридной ТЭС – двухъярусного цилиндра низкого давления.

Таким образом, решение первых двух проблем раскрывается за счет имеющего в научной

среде задела по данной тематике. Третья проблема разрабатывается максимально подробно, с

предложением конкретных схемных решений. В рамках четвертой проблемы решается задача,

посвященная разработке нового цилиндра низкого давления с повышенной пропускной

способностью. Условия сверхвысокого объемного расхода пара на выхлопе паровых турбин

гибридных энергоблоков требуют оригинальных конструктивных решений, и поэтому

поставленная задача имеет особый научный интерес.

1.9 Основные технологии производства компонентов реакции, необходимых для осуществления

водородного перегрева

1.9.1 Основные способы получения кислорода

Различные технологии получения кислорода достаточно хорошо отработаны в современной

промышленности.

В настоящее время кислород можно получать электролизом воды и разделением воздуха

[34, 35, 36]. Основным способом производства технологического и технического кислорода

25

является криогенная ректификация (разделение воздуха методом глубокого охлаждения). Также

хорошо известны и успешно применяются в промышленности кислородные установки,

работающие на основе мембранной технологии.

Жидкий азот начинает испаряться при более низкой температуре (–196°C), чем кислород (–

183°C). Поэтому, если медленно нагревать жидкий воздух, то азот начинает испаряться раньше,

а кислород остается в жидком состоянии [36]. Процессы сжижения и испарения повторяют

множество раз, в результате чего азот и кислород удается разделить.

Атмосферный воздух представляет собой смесь азота, кислорода, аргона и редких газов, не

связанных между собой химически. Приближенно воздух можно рассматривать как смесь только

азота и кислорода, принимая объемные доли компонентов равными 79 и 21%, соответственно.

Перед разделением воздух необходимо осушать и очищать от пыли и углекислого газа.

Разделение воздуха является достаточно сложной технологической задачей. Процесс

облегчается, если удается перевести газ в жидкое состояние путем сжатия, расширения и

охлаждения до температуры минус 200°C. Затем осуществляется его разделение на составные

части, в основе которого лежит разность температур кипения азота и кислорода.

Жидкий азот начинает испаряться при более низкой температуре (–196°C), чем кислород (–

183°C). Поэтому если постепенно нагревать жидкий воздух, то сначала будет испаряться

преимущественно азот, обладающей более низкой температурой кипения; по мере улетучивания

азота жидкость будет обогащаться кислородом. Повторяя процесс испарения и конденсации

многократно, можно достичь желаемой степени разделения воздуха на азот и кислород

требуемых концентраций.

Кислород и другие газы хранят в специальных сосудах с двойными стенками, между

которыми находится вакуум (сосуды Дьюара).

Кислород используют при производстве оксидов и кислот. Его также применяют при

выплавке чугуна и стали, переработке руд цветных металлов для повышения температуры в

рабочем пространстве печей, конвертеров и ускорения процессов.

В настоящее время стоимость розничной покупки кислорода в зависимости от объема и

давления в баллонах колеблется между 0,1 – 0,4 $/кг кислорода. При покупке или собственном

производстве в промышленных масштабах стоимость одного килограмма будет ниже.

В силу хорошей проработанности способов производства кислорода и, следовательно,

невысокой цене более подробно остановимся на способах получения второго компонента -

водорода.

https://ru.wikipedia.org/wiki/%D0%9A%D0%B8%D1%81%D0%BB%D0%BE%D1%80%D0%BE%D0%B4%D0%BD%D1%8B%D0%B5_%D1%83%D1%81%D1%82%D0%B0%D0%BD%D0%BE%D0%B2%D0%BA%D0%B8

26

1.9.2 Сравнительный анализ современных технологий производства водорода на основе

изучения результатов зарубежных и российских исследований

Водород в связанном виде входит в состав воды, ряда природных углеводородов, биомассы,

различных органических отходов [37, 38]. Для производства водорода необходимо разорвать его

химические связи и выделить его из реакционной среды.

Основные способы получения водорода можно условно разделить на:

− физические;

− электрохимические;

− химические.

К физическим методам относятся те процессы, в которых исходное сырье (например,

коксовый газ или газ, получаемый при пиролизе бутадиена) уже содержит свободный водород, и

требуется только тем или иным физическим путём освободить его от остальных компонентов. В

частности, из нефтезаводских газов, представляющих собой смесь углеводородов с водородом,

водород извлекается с помощью: глубокого охлаждения; абсорбции; адсорбции; диффузии через

мембраны с избирательной проницательностью для водорода.

В электрохимических методах выделение водорода из его химических соединений

осуществляется разложением последних под действием электрического тока.

Химические методы получения водорода являются наиболее распространенными в целом,

а, в особенности, для нефтеперерабатывающей и нефтехимической промышленности. Широкое

применение находят следующие методы: неполное окисление горючих ископаемых

(газификация, конверсия) и термическое разложение горючих ископаемых.

Что же касается традиционных направлений получения водорода, то они определяются

масштабами его производства и областью применения (рисунок 1.12):

− расщепление воды;

− конверсия углеводородного сырья;

− газификация угля;

− преобразование биомассы и промышленных отходов и др.

Рассмотрим технологические особенности основных способов получения водорода.

27

Рисунок 1.12 – Возможные источники и пути получения водорода

28

Электролитическое разложение воды

Электролиз ― это совокупность процессов, протекающих в растворе или расплаве

электролита, при пропускании через него электрического тока.

Производство водорода электролизом водных растворов с использованием электроэнергии

от различных источников является одним из самых известных и промышленно освоенных

методов с серийно выпускаемым оборудованием:

H2O + энергия → 2 H2 + O2. (1.2)

Этот метод считается также наиболее универсальным в отношении использования

первичных источников энергии, так как не нарушает круговорот вещества в природе.

К другим достоинствам этого способа можно отнести следующее:

− высокую чистоту получаемого водорода ― до 99,6 – 99,9%;

− простоту технологического процесса, его непрерывность, возможность полной

автоматизации;

− возможность получения ценнейших побочных продуктов - тяжелой воды и кислорода.

Тяжёлая вода - хороший замедлитель нейтронов в атомных реакторах. Кроме того, тяжелая вода

используется в качестве сырья для получения дейтерия. Кислород может использоваться не

только для технологических процессов, но и как незаменимый очиститель и «оздоровитель»

водоемов, промышленных стоков. Сжигание в кислороде все увеличивающегося количества

муниципальных отходов сможет решить проблему утилизации их в больших городах;

− общедоступное и неисчерпаемое сырье ― вода;

− физическое разделение водорода и кислорода в самом процессе электролиза.

Наряду с достоинствами электролиз имеет ряд недостатков.

При электролизе большая часть электроэнергии теряется в виде тепла при протекании тока

через электролит. Кроме того, удельная производительность современных установок составляет

не более 0,5 литра водорода в час с одного см3. Это количество определяется исключительно

характером электрохимических реакций, протекающих на поверхности электродов.

Большое удельное потребление в процессе электролиза наиболее дорогого из

энергоносителя ― электрической энергии ― определяет нижнюю границу стоимости

получаемого водорода. Даже при гипотетически достижимом КПД процесса электролиза 80%,

полном отсутствии всех прочих потерь, «бесплатном» оборудовании и обслуживании

минимальная стоимость водорода (при цене электроэнергии 3 цента/(кВт·ч)) не может быть

ниже, чем 10,4 $/ГДж, что практически равно стоимости водорода на современном рынке [39].

29

В целом, в настоящее время цена водорода, производимого электролизом воды, находится

в диапазоне 22 – 45 $/ГДж. Доля отчислений от капитальных затрат в стоимости продукции для

этой технологии рекордно низка и составляет 15 – 18%, а разброс в цене определяется, главным

образом, различиями в стоимости электроэнергии и в единичной мощности установки [39, 40].

Из-за низкой производительности затраты, связанные с получением водорода, не являются

определяющими, на первое место выходят требования надежности, простоты технологической

схемы и обслуживания.

На сегодняшний день существуют три основных вида электролизеров:

− электролизеры со щелочным электролитом (рабочая температура до 500 К);

− электролизеры с твердым полимерным электролитом (рабочая температура до 423 К);

− электролизеры с твердым оксидным электролитом (рабочая температура до 1300 К).

Областью применения электролизеров с твердополимерным электролитом (ТПЭ) является

аналитическое приборостроение, системы коррекции водно-химического режима атомных

реакторов, водородная сварка, металлургия особо чистых металлов и сплавов, производство

чистых веществ для электронной промышленности, аналитическая химия (оборудование для

газовой хроматографии, обеспечение водородом лабораторий) и т.п.

Сегодня в лабораторных условиях разработаны электрохимические ячейки с ТПЭ,

обеспечивающие электролиз воды с КПД более 90% (энергозатраты менее 3,8 кВт·ч/нм3) при

плотностях тока, на порядок превышающих таковые в щелочных электролизерах. Основные

проблемы, которые необходимо решить при создании эффективных электролизеров с ТПЭ – это

снижение стоимости мембранно-электродного блока, увеличение ресурса и масштабирование

процесса, то есть выход на большие единичные модули.

Высокотемпературный электролиз по своим термодинамическим параметрам превосходит

низкотемпературные системы, указанные выше. Несмотря на успешные попытки создания

экспериментальных ячеек, изготовить промышленный аппарат до сих пор не удается. Основные

трудности связаны с проблемами масштабирования проводящей по О2- керамической

беспористой диафрагмы на основе диоксида циркония. НИОКР по созданию

высокотемпературных аппаратов продолжаются в ГНЦ «Физико-энергетический институт

им. А.И. Лейпунского», Институте высокотемпературной электрохимии УНЦ РАН (г.

Екатеринбург) и некоторых других организациях.

Плазмохимия

Метод плазмохимии использует химическую активность ионизованного газа ― плазмы.

Газы или пары различных веществ подводят в специальные установки ― плазмотроны ― где

посредством интенсивного электромагнитного поля создают электрические разряды, в

30

результате чего образуется плазма. Энергия электрического поля передается ее электронам, а от

них ― нейтральным молекулам, которые в свою очередь переходят в возбужденное, химически

активное состояние.

Перспективны неравновесные плазмохимические системы, где электроны, разогретые

электромагнитным полем до температур 10 – 15 тысяч градусов, избирательно передают энергию

молекулам, а последние, распадаясь, образуют нужные химические соединения. При этом газ в

целом остается практически холодным (его температура 100 – 300°С). Важное преимущество

этих систем ― объемный характер протекающих в них процессов. Большие скорости химических

реакций в газовой фазе позволяют добиваться гигантской удельной производительности

плазмотронов.

Прямое плазмохимическое разложение паров воды на кислород и водород в настоящее

время малоэффективно. Идеальным плазмохимическим объектом оказался углекислый газ.

Коэффициент полезного действия при разложении углекислого газа на окись углерода и

кислород превышает 80%. Практически всю вкладываемую в разряд энергию удается направить

на осуществление полезной химической реакции. С учетом этого можно организовать

двухстадийный цикл производства водорода: на первой стадии осуществить плазмохимическое

разложение углекислого газа; на второй ― выполнить давно освоенную промышленностью

реакцию взаимодействия окиси углерода с водяным паром. В результате образуется водород и

исходное вещество ― углекислый газ. Таким образом, углекислый газ будет играть роль

физического катализатора для получения водорода из воды и, не расходуясь, разрешит

трудности, возникающие при разложении водяного пара. В итоге формируется

плазмохимический цикл, в котором тратится только вода, а углекислый газ постоянно

возвращается в процесс. Производительность такой плазмохимической системы в десятки тысяч

раз превзойдет эффективность электролизеров, стоимость же водорода окажется примерно такой

же, как и при электролизе.

Многие проблемы в районах газоносных месторождений связаны с выбросами

сероводорода или продуктов его переработки в атмосферу. Сейчас в промышленности в лучшем

случае сероводород окисляют кислородом воздуха по методу Клауса и получают при этом серу,

а водород связывается с кислородом.

Основной недостаток этого процесса - из сероводорода извлекают только серу, а водород

переходит в воду. Поэтому проводились эксперименты по диссоциации сероводорода в плазме,

чтобы на одной стадии получать два продукта: водород и конденсированную серу. Для этого

сероводородную плазму заставляли вращаться с околозвуковой скоростью. Образующиеся в

плазмотроне частицы серы выносились при этом из объема реакции за время, недостаточное для

осуществления обратной реакции.

31

Н2S → H2 + S,

∆Н = 0,2 эВ/ моль Н2. (1.3)

Центробежный эффект позволяет добиться значительного отклонения плазмохимической

системы от термодинамического равновесия и снизить энергозатраты на получение кубометра

водорода до десятков ватт. Лабораторные испытания процесса показали, что энергозатраты

составляют 0,85 – 1,0 кВт·ч/м3 водорода при степени конверсии 45%. Такой водород оказывается

дешевле электролизного примерно в 15 раз, его можно широко использовать в энергетике и в

промышленности.

Термохимическое и термоэлектрохимическое разложение воды

Большое внимание сегодня уделяют термохимическому методу (прямой термолиз),

который заключается в разложении воды на водород и кислород при температуре 2500°С. Такой

высокий температурный предел еще не освоен в больших технологических агрегатах, в том числе

и работающих на атомной энергии (в высокотемпературных реакторах пока можно рассчитывать

лишь на температуру около 1000°С). Поэтому исследователи стремятся разработать процессы,

протекающие в несколько стадий, что позволило бы вырабатывать водород в температурных

интервалах ниже 1000°С. Сложность этого метода состоит также в том, что трудно предотвратить

обратную реакцию рекомбинации паров воды.

Термохимическое разложение воды происходит с использованием термохимических

реакций при участии химически активных соединений йода или брома. Циклы состоят из

нескольких химических стадий, протекающих с использованием реагентов, которые затем

регенерируются и возвращаются в цикл.

Затраты на водород, получаемый термохимическими методами, в полтора - два раза выше,

чем на электролизный водород. Кроме того, термохимические циклы, как правило,

многоступенчатые, а установки сложные в эксплуатации, поэтому термохимические методы не

имеют преимуществ перед электролизом воды.

Более простыми и эффективными являются комбинированные термохимические и

электрохимические методы, включающие одну или несколько электрохимических реакций.

Известны также способы получения водорода при помощи неактивированных металлов и

водяного пара при повышенных температурах. Восстановление воды (пара) при помощи

нагретых неблагородных металлов известно, как металлопаровой метод получения водорода.

Одной из разновидностей этой технологии является, так называемый, железо-паровой метод

получения водорода, по которому пар при 500 – 1000°C пропускают над железом:

32

3 Fe + 4 H2O → Fe3O4 + 4 H2 + 160,67 кДж. (1.4)

К недостаткам процесса следует отнести:

− высокую энергоемкость процесса из-за высоких температур;

− потребность в использовании тепловой энергии, полученной от атомного реактора или

от сгорания природного топлива (нефти, угля и природного газа);

− недостаточно высокую эффективностью и производительность процесса из-за плохого

перемешивания твердых частиц и газа на стадии регенерации в нисходящем потоке под

действием собственного веса;

− трудность создания экологически чистого процесса;

− сложность технологической установки и, как следствие, ее высокая стоимость.

Технологии производства водорода из метана

Основными коммерческими технологиями производства водорода из метана в настоящее

время являются [33] (рисунок 1.13):

− паровая конверсия (риформинг) метана (ПКМ);

− автотермический риформинг метана (кислородная или воздушная конверсия);

− крекинг метана;

− частичное (парциальное) окисление метана;

− комбинации вышеперечисленных процессов.

Конверсией газов называется их переработка с целью изменения состава исходной газовой

смеси. Конвертируют обычно газообразные углеводороды (метан и его гомологи) и окись

углерода с целью получения водорода или его смеси с окисью углерода. Такие смеси

используются для синтеза органических продуктов, а также в качестве газов-восстановителей в

металлургии или подвергаются дальнейшей переработке для получения водорода. Конверсию

проводят с применением в качестве окислителей различных реагентов (кислорода, водяного пара,

двуокиси углерода, их смесей). Возможно также использование для этой цели окислов металлов.

Наиболее экономичным сырьём для конверсии является метан (природный газ).

33

В настоящее время в процессе паровой конверсии метана (ПКМ) получается большая часть

производимого в промышленном масштабе водорода. Полученный таким образом водород

используется в основном как реагент для очистки нефти, как компонент азотных удобрений, а

также для ракетной техники.

В процессе ПКМ пар реагирует с природным газом при высоких температурах и умеренных

давлениях (1,5 – 2 кгс/см2) в присутствии содержащего никель катализатора (до 20% Ni в виде

NiO). Катализатор имеет форму колец Рашига и представляет собой керамическую основу с

нанесенным каталитическим слоем. Пар и тепловая энергия требуются для того, чтобы отделить

водород от углеродной основы в метане. Процесс идет в трубчатых печах с внешним обогревом

(химических паровых реформерах) на каталитических поверхностях.

Первая ступень процесса ПКМ – расщепление метан и водяного пара на водород и

монооксид углерода:

СН4 + Н2О → СО + 3Н2. (1.5)

Вслед за этим на второй ступени в результате «реакции сдвига» монооксид углерода, и вода

превращаются в диоксид углерода и водород. Эта реакция происходит при температурах 200 –

250°С:

СО + Н2О → СО2 + Н2. (1.6)

Природный газ

Крекинг Каталитическое

окисление

Конверсия: паровая, автотермическая,

углекислотная

Синтез-газ

Рисунок 1.13 – Основные пути переработки природного газа с целью получения водорода

Водород

34

В настоящее время это самый дешевый (и наиболее освоенный) промышленный способ

производства водорода. Но для расщепления метана необходима высокая температура. Кроме

того, реакция сопровождается выбросами СО и СО2.

При замене части пара на СО2, наряду с паровой конверсией, осуществляется углекислотная

конверсия метана:

СН4+СО2 → 2СО+2Н2. (1.7)

Этот вид конверсии метана почти не используют в промышленности, поскольку после нее

получается синтез-газ с низким соотношением Н2:СО (1:1), из которого невыгодно получать

метанол или водород. Кроме того, для такой реакции нужны катализаторы с повышенной

стабильностью.

При автотермическом риформинге (ATR) в реакционный каталитический объём с

давлением 0,15 – 0,2 МН/м2 подается смесь пара, природного газа и кислорода в пропорциях, при

которых одна часть метана сгорает в кислороде, в то время как другая реагирует с водяным

паром, в результате чего происходит следующая реакция:

12 СН4 + 5 Н2О (пар) + 5 О2 → 29 Н2 + 9 СО + 3 СО2 + 85,3 кДж. (1.8)

Частичное сгорание природного газа обеспечивает высокую температуру, необходимую

для протекания реакции конверсии.

Усовершенствования процесса конверсии природного газа в настоящее время заключаются

в снижении стоимости основных производственных объектов и использовании более крупных

единичных установок. Основными перспективными технологиями, используемыми для этих

целей, являются следующие процессы:

− ATR нового поколения (снижение отношения пар/углерод с современных 0,6 до 0,2 – 0,3

без деструкции металла реактора);

− теплообменный риформинг (комбинированный процесс, в котором тепло,

получающееся при проведении ATR, используется для осуществления парового риформинга);

− риформинг с использованием керамических мембран (основан на использовании

непористых мембран, обеспечивающих ионный перенос кислорода из воздуха в зону реакции).

В процессе крекинга метана природный газ нагревают до температур выше 1000°С, при

которых происходит процесс термического разложения молекулы метана на водород и углерод

(сажу).

35

СН4 → С + Н2. (1.9)

Реакция имеет в два раза меньший выход водорода в расчете на потребленный в качестве

сырья метан, однако, при высокой степени разложения метана позволяет с меньшими затратами

выделить водород как конечный продукт.

Частичное окисление метана (парциальное окисление) кислородом или воздухом (POX

технологии) ведут при высоких скоростях процесса, как правило, в реакторах, футерованных

огнеупорной керамической облицовкой, при рабочих температурах 1200 – 1500°С при

умеренных давлениях (до 3 – 4 МПа).

СН4 +1/2 О2 = СО+2Н2. (1.10)

Состав газа корректируют добавлением пара или диоксидом углерода, с целью повлиять на

конечный состав синтез-газа, улучшить условия процесса, подавить сажеобразование. В

шахтных реакторах с катализатором при работе на смесевых составах (метан: кислород: диоксид

углерода: водяной пар) удается вести процесс при меньших температурах (до 1000°С) и

давлениях до 2 – 3 МПа.

Частичное окисление тяжёлых углеводородных соединений

Используются маслянистые остатки (отходы) от процессов нефтепереработки. В отличие

от метана и легкой нефти получить водород из тяжелых нефтей с помощью катализаторов

намного сложнее. Отходы нефтепереработки нельзя полностью испарить без образования

углерода, кроме того в них в больших количествах содержится сера. Поэтому процесс

осуществляют путем неполного сжигания мазута в присутствии водяного пара.

Затраты, энергии в этом методе на 40% больше (цена за 1 м3 водорода около

12,5 евроцентов), поэтому он применяется реже. Однако, если стоимость природного газа или

нефти будет расти быстрее, чем стоимость нефтяных остатков, этот метод может получить

широкое распространение.

Получение водорода из твердых горючих ископаемых

Получение водорода из твердых горючих ископаемых путём их газификации (переработка

совместно с водяным паром и воздухом или кислородом) в России в настоящее время

сохранилось лишь в Ленинградской области, где газогенераторные установки работают на

горючих сланцах.

36

В ИПХФ РАН в Черноголовке разрабатывается технология газификация угля в

сверхадиабатическом режиме. Эта технология позволяет переводить тепловую энергию угля в

тепловую энергию синтез-газа с КПД 98%.

Процесс термического разложения углей широко используется в коксохимической

промышленности, где водород является побочным продуктом.

По всеобщему мнению, производство водорода из угля (с использованием газификации,

шифт-конверсии оксида углерода и последующего извлечения водорода из газовой смеси

различными технологическими приемами) окажется как в ближайшее время, так и на отдаленную

перспективу значительно более дорогим, чем альтернативное производство из природного газа.

По данным [13], такое рост стоимости составит не менее 20%. Результаты анализа экономических

показателей эксплуатации крупного промышленного предприятия Great Plains (США) по

получению искусственного природного газа из угля позволяют сделать вывод о том, что

удорожание может оказаться более высоким. Немаловажными факторами дальнейшего

повышения цены водорода, производимого по этой технологии, являются возможные штрафные

выплаты за выбросы СО2 в атмосферу. Очевидно, что при использовании угля удельные выбросы

СО2 (на единицу получаемого водорода) будут в несколько раз выше, чем при производстве

водорода из природного газа.

Преобразование биомассы

Водород из биомассы получается термохимическим или биохимическим способом [37, 41].

При термохимическом методе биомассу нагревают без доступа кислорода до температуры

500–800°C (для отходов древесины), что намного ниже температуры процесса газификации угля.

В результате выделяются H2, CO и CH4.

Себестоимость в настоящее врем равна 5 – 7 $ за килограмм водорода. В будущем возможно

снижение до 1,0 – 3,0 $ [42].

В биохимическом процессе водород вырабатывают различные бактерии, например,

Rodobacter speriodes.

Возможно применение энзимов для ускорения производства водорода из полисахаридов

(крахмал, целлюлоза), содержащихся в биомассе. Процесс проходит при температуре 30°C и

нормальном давлении. Себестоимость водорода составляет около 2 $ за кг.

Водород, получаемый из биомассы, будет дополнительно на 10% дороже [39, 40], чем при

получении из угля, если биомасса имеет отрицательную или нулевую стоимость, и на 30%

дороже, если в качестве сырья используются растительные остатки природного происхождения:

отходы древесины, сучья, щепа, камыш и т.п.

37

Другие технологии и методы производства водорода

В последнее время часто обсуждаются альтернативные технологии получения водорода как

стоящие на пороге промышленной реализации, так и находящиеся на стадии разработки. Это,

прежде всего, разложение углеводородного сырья с использованием тепла

высокотемпературного ядерного реактора, различные приложения мембранных технологий,

применение возобновляемых источников энергии и т.п. Но ожидаемые технико-экономические

показатели этих подходов еще весьма проблематичны и, по-видимому, будут уступать

показателям существующих промышленных методов.

Фотоэлектрохимический метод. Исследуются фотохимические методы получения Н2 с

использованием солнечной энергии. Осуществлен фотоэлектролиз воды (с раздельным

получением Н2 и О2). Метод будет представлять практический интерес, если его КПД достигнет

10 – 12% (пока он составляет около 3%) [41].

Химическая реакция воды с металлами. В 2007 году Университет Purdue (США) разработал

метод производства водорода из воды при помощи катализаторов на основе алюминия.

Сплав алюминия с галлием формируется в пеллеты (гранулы). Пеллеты помещают в бак с

водой. В результате химической реакции производится водород. Галлий создаёт вокруг

алюминия плёнку, предотвращающую его окисление. В результате образуется водород и оксид

алюминия.

Из одного фунта алюминия можно получать более 2 кВт·ч энергии от сжигания водорода и

более 2 кВт·ч тепловой энергии во время реакции алюминия с водой. В будущем, при

использовании электроэнергии атомных реакторов 4-го поколения, себестоимость водорода,

получаемого в ходе реакции, станет эквивалента цене бензина 3 $ за галлон [41, 42].

Использование энергии ветра. Департамент Энергетики США (DOE) и Национальная

Исследовательская Энергетическая Лаборатория (NREL) с 2006 г. проводит исследовательские

работы в рамках проекта «Водород из ветра». Построена водородная заправочная станция с

ветрогенератором мощностью 100 кВт. В результате исследований должно быть произведено

сравнение стоимости производства водорода гидролизом из энергии ветра и энергии из

промышленной электрической сети. Ветро-гидролизная система установлена в Национальном

Ветряном Технологическом Центре, принадлежащем NREL. Также планируется анализировать

различные технологии гидролиза воды, хранения водорода, величины удельных затрат. Согласно

расчетам NREL, произведённым в 2006 году, в ближайшем будущем себестоимость производства

водорода из энергии ветра составит 4,03 $ за кг водорода. В долгосрочной перспективе

себестоимость водорода снизится до 2,33 $ за кг водорода [41].

Использование энергии солнца. Швейцарская компания Clean Hydrogen Producers (CHP)

разработала технологию производства водорода из воды при помощи параболических солнечных

38

концентраторов. Площадь зеркал установки составляет 93 м2. В фокусе концентратора

температура достигает 2200°С. Вода начинает разделяться на водород и кислород при

температуре более 1700°С.

За световой день 6,5 часов (6,5 кВт·ч/м2) установка CHP может разделять на водород и

кислород 94,9 литров воды. Производство водорода составит 3800 кг в год (около 10,4 кг в день).

Технология прошла испытания в солнечной башне канадского Institute for the Energies and

Applied Research.

Использование водорослей. Учёные калифорнийского университета в Беркли (UC Berkeley)

1999 году обнаружили, что если водорослям не хватает кислорода и серы, то процессы

фотосинтеза у них резко ослабевают, и начинается бурная выработка водорода. Водород

производит группа зелёных водорослей, например, Chlamydomonas reinhardtii. Водоросли можно

применять для получения водорода из морской воды или канализационных стоков [42].

Характеристики основных технологий получения водорода представлены в таблице 1.1.

Таблица 1.1 – Основные технологии получения водорода

Технология производства водорода

Затраты энергии (кВт·ч/нм3) Сырье

Эффективность использования

первичной энергии, %

Форма подвода энергии теор. практ.

Паровая конверсия метана (ПКМ) 0,78 2 – 2,5 природный

газ 70-80 тепло + пар

Окисление тяжёлых нефтей 0,94 4,9 тяжёлая

нефть 70 тепло

Газификация угля (ТЕХАСО) 1,01 8,6 уголь 60 тепло

Частичное окисление угля 3,54 4,9 уголь 55 сжигание в процессе тепловая

Щелочной электролиз 3,54 4,9 вода 28 электроэнергия Высокотемпературный электролиз вода 48 электроэнергия

Термохимические циклы вода 35 – 45 тепло Конверсия биомассы биомасса – тепло Фотолиз вода 10 свет

1.9.3 Выбор и обоснование наиболее целесообразного промышленного способа производства

водорода для использования его в качестве топливного ресурса на УГЭС

Фундаментальной задачей остается дальнейшее понижение энергетической цены

получения водорода. Эта проблема требует проведения широкого круга разноплановых

исследований.

39

Использование водорода в качестве топливного ресурса на угольных энергоблоках

большой мощности требует обеспечить производство этого газа в широких масштабах при

относительно невысоких требованиях к его чистоте.

Как показал анализ технологических и экономических особенностей технологий

производства водорода для применения в энергетике наиболее перспективными являются

следующие методы:

− паровая конверсия метана;

− газификация и конверсия синтез-газа;

− электролиз водных растворов.

При этом по имеющимся в литературе данным эти технологии различаются по

себестоимости производства водорода (таблица 1.2) [37, 40, 41].

Таблица 1.2 – Стоимость водорода в зависимости от технологии его получения

Технологии производства Н2 S, $/кг∙Н2

Паровая конверсия метана 1 – 10

Электролиз 2 – 4

Газификация 1 – 1,5

Сравнительный анализ технологических и экономических аспектов производства водорода

позволяет сделать вывод, что для электростанций на комбинированном топливе в ближайшей

перспективе наиболее приемлемой является технология риформинга углеводородных газов (в

основном, природного) с последующей шифт-конверсией оксида углерода и очисткой Н2 от

посторонних примесей. Этот процесс давно и хорошо освоен, имеет надежные и современные

конструктивные решения, и достоверные технико-экономические показатели.

С технологической и экономической точки зрения для производства водорода на угольно

водородных комплексах целесообразно использовать в качестве сырья синтез-газ или метан,

полученные путём дегазации угольных пластов.

В таблице 1.4 дана сравнительная оценка преимуществ и недостатков исследуемых методов

производства водорода на основе анализа технологических и экономических аспектов. Как видно

из таблицы, в наибольшей степени подготовлен к практической реализации в рассматриваемых

условиях для энергоблоков большой мощности метод паровой конверсии углеводородов с

использованием метана в качестве сырья. Но реализации этого варианта связана со

значительными капитальными вложениями в транспорт газа в случае, если угольный энергоблок

удален от действующей распределительной сети.

40

Таблица 1.4 – Сравнительная оценка технологий производства водорода

Методы Экономичность эффективность

технологий

Возможности промышленной

реализации

Экологические характеристики

Дополнительные капвложения (кроме

установок по производству

водорода)

Паровая конверсия метана высокая

Имеются промышленные

установки мощностью 100 т/ч

средние Транспорт газа

Конверсия нефтепродуктов

средняя



средние Транспорт нефтепродуктов

Окисление тяжелых нефтей средняя



средние Транспорт нефтепродуктов

Электролиз низкая


установки мощностью 0,5 т/ч

высокие Отсутствуют

Газификация угля, конверсия синтез-газа

средняя


установки мощностью 0,55 т/ч

средние Транспорт угля

Наименьшие проблемы с обеспечением сырьевой базы имеет вариант связанный с

газификацией угля, но в настоящее время отсутствуют промышленные установки большой

мощности.

Учитывая специфику электроэнергетической отрасли, где водород рассматривается в

качестве перспективного топливного ресурса, можно сделать вывод, что на данный момент

перспективной для применения в энергетике технологией производства водорода должна

рассматриваться паровая конверсия метана. ПКМ не только самый распространенный, но и

самый дешевый способ получения водорода. Все альтернативные технологии производства

водорода, как промышленные, так и опытно-промышленные, в настоящее время оказываются

более дорогими.

1.10 Существующие наработки по водородно-кислородным камерам сгорания

Проблеме создания водородно-кислородных камер сгорания посвящено относительно

небольшое число работ [25, 43, 44]. В научных статьях [43, 44] приводятся результаты

экспериментального исследования горения водородно-кислородной смеси в паровой среде. С

применением трехмерного моделирования данная задача решена в работе [25], где предлагается

41

два основных варианта конструкций камер сгорания: прямоточная камера сгорания (КС) с

соосно-струйными форсунками, и камера сгорания с лопаточным завихрителем с окислением

водорода в парокислородной среде.

Обеспечение конечной температуры перегрева (на входе в паровую турбину) в обоих

случаях: как при сжигании водорода с чистым кислородом, так и при использовании в качестве

окислителя парокислородной смеси, должно происходить посредством смешения

высокотемпературного пара, покидающего жаровую трубу, и насыщенного пара, генерируемого

в парогенераторе паропроизводящей установки. Таким образом, водородный пароперегреватель

должен состоять как минимум из трех основных узлов: 1. фронтового устройства, производящего

подачу топлива и первичного окислителя, а также их смешения; 2. пламенной (жаровой) трубы;

3. смесительного устройства для эффективного и полного перемешивания

высокотемпературного пара, выходящего из жаровой трубы, с основным потоком влажного пара.

При использовании в качестве окислителя смеси кислорода с водяным паром необходим еще

один узел, который обеспечит равномерное перемешивание кислорода с инертным компонентом

- водяным паром. Основной интерес представляют процессы, протекающие в пламенной трубе

камеры сгорания.

Первым из разработанных в [25] устройств является прямоточная КС с соосно-струйными

форсунками. Наиболее простым, с точки зрения конструктивного исполнения, вариантом

является осуществление процесса сжигания водорода в прямоточной водородно-кислородной

камере сгорания с подачей топлива (водорода) и окислителя (кислорода) через

двухкомпонентные соосно-струйные форсунки. Эскизный проект такой камеры сгорания

представлен на рисунке 1.14. Снабжение форсунок, как кислородом, так и водородом

осуществляется из общих камер, расположенных в передней части камеры сгорания вне

паропровода. Основной поток пара входит в корпус камеры сгорания через боковой подвод и

омывает жаровую трубу снаружи, охлаждая ее, после чего холодный пар (основной поток) и

горячий пар, покидающий жаровую трубу, поступают в смесительный узел, где происходит их

перемешивание, и смесь достигает заданной температуры. После этого пар направляется к

стопорно-регулирующим клапанам паровой турбины.

Результаты численного моделирования процесса горения водорода в жаровой трубе

приведены на рисунке 1.15 [25]. На рисунке 1.16 представлена степень выгорания топлива по

длине жаровой трубы, видно, что разработанная конструкция обеспечивает высокую степень

выгорания – 99,8%. Максимальная температура пламени находиться на уровне 3600 К.

42

Рисунок 1.14 – Эскизный проект прямоточной водородно-кислородной камеры сгорания

Рисунок 1.15 – Распределение температур рабочей среды в жаровой трубе прямоточной

водородной камеры

Рисунок 1.16 – Степень выгорания топлива по длине жаровой трубы

Основным недостатком рассматриваемой конструкции камеры сгорания, предполагающей

сжигание водорода с чистым кислородом, является высокая температура продуктов сгорания, что

43

создает трудности в обеспечении надежной работы металла жаровой трубы.

Вторым из существующих вариантов [25] является камера сгорания с лопаточным

завихрителем. Сжигание водорода может быть также реализовано и в парокислородной среде,

когда в качестве окислителя используется смесь водяного пара. Указанное решение позволяет

снизить температуру пламени до приемлемой величины, до 2000 – 2200°С, что характерно для

рабочих температур в камерах сгорания газовых турбин, обеспечив, тем самым, надежную

работу металла жаровой трубы. Снижение температуры горения за счет балластирования

окислителя водяным паром неизбежно вызовет снижение реакционной способности смеси.

Хорошо зарекомендовавшим себя в газотурбостроении решением является камера сгорания

с лопаточным завихрителем. Эскиз водородной камеры сгорания с лопаточным завихрителем для

сжигания водорода в парокислородной среде приведен на рисунке 1.17 [25]. Для стабилизации

пламени в данной конструкции применяется лопаточный завихритель, установленный на входе

в жаровую трубу. Кислород подается в паровой поток перед его поступлением в рабочую часть

жаровой трубы. Подача водорода в жаровую трубу осуществляется через центральный канал и

через внешний завихритель, а подача парокислородной смеси через внутренний завихритель и

отверстия на стенках жаровой трубы. Оставшаяся часть основного пара омывает жаровую трубу

снаружи и затем смешивается с высокотемпературными продуктами сгорания в узле смешения,

после чего пар направляется к клапанам турбины. Фронтовое устройство состоит из двух

лопаточных завихрителей и центральной форсунки. Водородное топливо направляется в

жаровую трубу через центральную форсунку и периферийный лопаточный завихритель, а

парокислородная смесь поступает в зону горения через внутренний завихритель, а также через

отверстия на боковых стенках жаровой трубы.

В результате проведенного численного моделирования горения водорода с кислородом в

паровом потоке были получены поля температур, скоростей и давлений в жаровой трубе. На

рисунке 1.18 [25] приведена картина температурного состояния в водородной камере сгорания.

Рисунок 1.17 – Водородная камера сгорания с лопаточным завихрителем для сжигания

водорода в парокислородной среде

44

Рисунок 1.18 – Распределение температур в жаровой трубе водородной камеры сгорания

Проведенные расчеты показывают, что выбранная степень забалластированности

окислителя водяным паром позволят получить максимальную температуру горения порядка

2300 К, что существенно облегчает задачу обеспечения надежной работы металла жаровой

трубы. Конструкция проточной части жаровой камеры сгорания и выбранная схема подачи

топлива и окислителя обеспечивают высокую эффективность работы рассматриваемой камеры.

Зависимость изменения степени выгорания топлива по длине жаровой трубы приведена на

рисунке 1.19 [25].

Рисунок 1.19 – Степень выгорания топлива по длине жаровой трубы

Однако достаточно большие вихревые зоны приводят, как можно было предположить, к

45

существенным потерям давления. Таким образом, более надежная в отношении работы металла,

камера сгорания с лопаточным завихрителем обладает существенно большим гидравлическим

сопротивлением, чем прямоточная камера сгорания. Потери давления в камере сгорания с

лопаточным завихрителем составляют 3,8 бар, а в прямоточной камере сгорания – 1 бар.

На настоящий момент существуют два проекта водородно-кислородной камеры сгорания

разработанные для энергоблоков АЭС. Адаптация данных решений для параметров ТЭС не

вызовет принципиальных конструктивных отличий.

1.11 Экологические аспекты применения водородного перегрева пара

Последствия негативного экологического воздействия ТЭС на окружающую среду можно

снизить тремя путями: изменить объем производства, разработать и внедрить специальные

устройства улавливания и захоронения вредных веществ и повысить эффективность ТЭС [10].

Особое место в комплексе мероприятий, направленных на повышение экологичности

производства электрической энергии, занимает снижение выбросов СО2 [10]. Диоксид углерода

считается парниковым газом, ответственным за необратимые изменения в климате. В настоящее

время принципиально рассматриваются два пути снижения эмиссии СО2: повышение

эффективности ТЭС и захоронение (секвестирование) продуктов сгорания. На рисунке 1.20 [10]

условно показано место обозначенных способов во временной перспективе и их потенциал.

Можно утверждать, что только за счет секвестирования возможно добиться нулевых выбросов в

атмосферу. Однако, совершенствование технологии производства электроэнергии также

способствует уменьшению объема выбросов, подлежащих захоронению, и снижает

экологическую нагрузку тех предприятий, где секвестирование принципиально невозможно

осуществить.

В ряде зарубежных стран уже активно ведутся работы по отработке и внедрению

технологий секвестрования диоксида углерода [12]. На рисунке 1.21 [13] приведена карта с

крупными инициированными проектами по применению технологий захоронения CO2.

Снижение выбросов парниковых газов может быть осуществленно за счет

совершетсвования технологическиого процесса и перехода на другие более совершенные его

формы. Основным показателем эффективности для ТЭС является КПД нетто. На рисунке 1.22

[10] показана динамика изменения КПД при совершествовании и усложенении технологического

процесса. В рамках котельного цеха оптимизация коэффициента избытка воздуха повышает КПД

котла, что сказывется общем КПД станции. Наиболее существенный прирост эффективности

получается за счет увеличения начальных или снижения конечных параметров

термодинамического цикла.

46

Рисунок 1.20 –Место различных способов снижения эмиссии СО2

Рисунок 1.21– Карта крупных разрабатываемых проектов связанные с захоронением СО2

47

Рисунок 1.22 – Принципиальная диаграмма потенциала различных технических решений в

области повышения КПД Теперь перейдем от показателей эффективности различных технологий к показателям

удельных выбросов СО2. На рисунке 1.23 показаны удельные выбросы СО2 от энергоустановок

в зависимости от их КПД нетто [10].

Рисунок 1.23 – Удельные выбросы СО2 от энергоустановок в зависимости от КПД-нетто

1 — бурый уголь; 2 — каменный уголь; 3 — уголь и газ (30/70 — соотношение тепловыделения топлив — природного газа и угля — применительно к комбинированной энергоустановке); 4 — сернистый мазут; 5 — улучшенный мазут; 6 — природный газ; А — ПГУ с газификацией угля;

Б — комбинированная установка на природном газе и угле; В — пылеугольная ТЭС; Г— газотурбинная установка; Д— парогазовая установка

На рисунке 1.24 показаны удельные выбросы СО2 для различных типов электростанций.

48

Рисунок 1.24 – Удельные выбросы СО2 (кг/кВт·ч), различными электростанциями

Из анализа приведенных графиков и зависимостей становится ясно, что наиболее высокие

удельные выбросы соответствуют угольным паросиловых энергоблокам. Поэтому одним из

основных направлений научной работы должен стать поиск методов значительного повышения

эффективности угольной генерации. Рассматриваемая в настоящей работе идея применения

водородного перегрева пара в циклах паросиловых блоков позволит существенно увеличить КПД

нетто (до 48 – 49%) и, тем самым, при сохранении мощности, снизить потребление угля и,

следовательно, эмиссию диоксида углерода.

Дополнительным аспектом использования водородного топлива являются особенности его

производства которые так же могут оказывать экологическое влияние.

Как уже было отмечено, наиболее рациональным в настоящие момент технологией

производства водорода является паровая конверсия метана. Первая ступень процесса ПКМ -

расщепление метан и водяного пара на водород и монооксид углерода:

СН4 + Н2О → СО + 3Н2. (1.11)

Вслед за этим на второй ступени в результате «реакции сдвига» монооксид углерода, и вода

превращаются в диоксид углерода и водород. Эта реакция происходит при температурах 200 –

250°С:

СО + Н2О → СО2 + Н2. (1.12)

Таким образом, конечным продуктом реакции является водород и углекислый газ.

Последний можно секвестрировать с применением уже существующих технологий. Процесс

секвестрования можно организовать таким образом, чтобы увеличить отдачу нефтяных и газовых

49

месторождений, что обеспечит дополнительную выгоду от предлагаемого решения (рисунок

1.25).

Рисунок 1.25 – Схема применения секвестрования диоксида углерода для увеличения отдачи

нефтяных и газовых месторождений

Таким образом, при применении технологии захоронения диоксида углерода на этапе

производства водорода позволит получить дополнительную мощность без увеличения эмиссии

парниковых газов.

1.12 Выводы по первой главе и постановка цели диссертационного исследования

По результатам проведенного анализа можно сделать следующие выводы:

1) Ограниченность мировых запасов первичного сырья совместно с необходимостью

соблюдения экологических норм при обеспечении все возрастающих потребностей в

электрической энергии ставят вопрос о повышении эффективности производства электрической

энергии.

2) В силу большой распространенности и обширных разведанных запасов угольного сырья

особенно остро стоит вопрос повышения эффективности для угольных ТЭС.

3) Единственная возможность существенно повысить эффективность производства

электроэнергии на угольных ТЭС заключается в значительном увеличении начальных

параметров цикла.

4) Практическая сложность использования угля в парогазовом цикле и большое число

нерешенных технических проблем освоения паросиловых блоков на ультрасверхкритические

параметры (УСКП) пара актуализируют научные поиски альтернативных путей повышения

эффективности угольной генерации.

50

5) Применение угольно-водородных энергетических комплексов, использующих теплоту

сгорания водорода для повышения начальной температуры и, следовательно, роста КПД цикла,

могут стать одним из путей увеличения эффективности производства электроэнергии.

6) На настоящий момент существуют промышленно отработанные способы получения как

кислорода и водорода.

7) Существуют значительные наработки по организации водородных камер сгорания для

гибридных АЭС, которые можно применять и для гибридных ТЭС.

Таким образом, основной целью работы является разработка технических и

технологических решений, обеспечивающих повышение эффективности производства

электроэнергии на угольных тепловых электростанциях за счет применения водородного

топлива.

51

ГЛАВА 2. ИССЛЕДОВАНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ И СТРУКТУРЫ ТЕПЛОВЫХ

СХЕМ УГОЛЬНО-ВОДОРОДНЫХ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ КОМПЛЕКСОВ

Первая часть данной главы посвящена определению влияния степени дополнительного

перегрева на основные экономические показатели тепловой схемы. На первом шаге выделяются

основные участки тепловой схемы, в которых возможно применение водородных камер сгорания

(КС). Далее записываются основные зависимости, по которым находится необходимое

количество компонентов реакции горения водорода. Затем определяются основные расчетные

варианты и строятся расчетные модели. Для разработанных моделей (при фиксированном

давлении) находится влияние начальной температуры на показатели тепловой экономичности

различных вариантов схем.

Существенное влияние на результирующую эффективность работы блока оказывает

особый фактор, характерный только для станций рассматриваемой концепции – дополнительные

затраты на сжатие компонентов реакции. Определению доли затрачиваемой мощности,

требуемой для подготовки к сжиганию, посвящена центральная часть данного раздела.

Оказывается, что затраты на сжатие являются как функцией значения дополнительного

перегрева (в силу изменения расхода компонентов), так и давления. Учет этого дополнительного

фактора приводит к изменению реакции полного КПД тепловой схемы на изменение начальных

параметров. Точка оптимального сочетания давления и температуры для угольно-водородных

энергоблоков отличается от оптимальных значений характерных для традиционных блоков.

В окончании главы описывается влияние применения водородного перегрева на точку

конечного расширения и обосновывается необходимость разработки новых конструктивных

решений для цилиндров низкого давления.

2.1 Общие положения

Основная цель применения сжигания водорода в тепловых схемах ТЭС – максимальное

повышение КПД при сохранении практической реализуемости и простоты предлагаемых

решений. Принципиально за счет использования камер сгорания возможно повышение

температуры в термодинамическом цикле на любом его участке.

Применение дополнительных камер сгорания, прежде всего, можно осуществить в точках

тепловой схемы, находящихся в конце процесса подвода теплоты в паровом котле, что повысит

температуру начала расширения до более высоких значений.

Второй вариант заключается в организации дополнительных точек перегрева, прерывая

существующих процесс расширения в паровой турбине.

52

Наибольший термодинамический эффект будет достигнут во втором случае, при

организации многоступенчатого подвода теплоты [45]. Проиллюстрируем данную идею на

простейшем цикле. КПД идеального цикла паротурбинной установки без промежуточного

перегрева возможно повысить, если в начале процесса расширения в турбине температуру

периодически увеличивать (рисунок 2.1). Справедливо утверждать, что при восстановлении

температуры до первоначального давления после того, как был использован незначительный

потенциальный теплоперепад, к исходному циклу фактически пристраивается цикл с КПД,

близким циклу Карно, тем самым повышая общую эффективность установки.

Рисунок 2.1 – Принципиальный цикл в Т-s диаграмме для идеального цикла без промперегрева

со ступенчатым перегревом пара в начале процесса расширения за счет водородных камер сгорания

Реализация такого цикла при использовании перегрева в котельном агрегате требует

большого числа сложных и громоздких конструктивных решений, например, создания длинных

трубопроводных систем, приемных камер, усложнения конструкции котельного агрегата.

Выводить и обратно направлять пар в паровую турбину несколько раз к ряду невозможно по

конструктивным соображениям. Поэтому промежуточный перегрев в существующих установках

применяется один, максимум два раза.

Небольшие габариты водородных камер сгорания, а также возможность их

конструктивного исполнения в кольцевом виде позволяют частично обойти указанные выше

ограничения. Таким образом, применение водородного перегрева делает возможным

осуществление большего числа промежуточных перегревов пара. Однако стоить отметить, что

каждый следующий промежуточный перегрев увеличивает термодинамический КПД на

существенно меньшее значение, чем предыдущий, асимптотически приближая эффективность

цикла к эффективности цикла Карно.

53

Поэтому даже в условиях потенциальной конструктивной реализуемости большого числа

промежуточных перегревов, реализация более чем двух – трех перегревов не является

рациональной.

На настоящий момент, в силу малой разработанности темы область исследования

ограничивается применением дополнительного перегрева в существующих точках – остром и

паре промежуточного перегрева. Такой подход позволит оставить без принципиального

изменения конструктивный профиль парового котла и паровой турбины. Такая схема сможет

работать и с выключенными камерами сгорания, при этом ее термодинамические показатели

будут близки к показателям современных блоков на СПК (при аналогичных начальных

параметрах). Возможность устойчивой работы энергоблока при выключенных камерах сгорания

позволит проводить гибкое освоение такой технологии.

При расчетах тепловых схем в качестве функций состояния для начальных точек, как

правило, рассматривают такие параметры, как давление и температуру. Обозначенные

параметры выбирают их таким образом, чтобы обеспечить максимальный КПД. Основная цель

водородного перегрева – повышение начальной температуры. Дополнительный перегрев будет

зависеть от количества подаваемого топлива (водорода). Однако при увеличении температуры

необходимо пересмотреть и второй параметр – давление. В связи с этим ход исследования

строится следующем образом – сначала рассматривается влияние изменения начальной

температуры при фиксированном давлении, а затем изучается влияние начального давления при

различных степенях перегрева на параметры экономичности гибридного энергоблока.

2.2 Рассматриваемые варианты тепловых схем ТЭС с применением водородного перегрева

В дальнейших рассуждениях за базовое значение начальной температуры t0 примем 540°С.

Новую, повышенную, температуру, полученную в результате сгорания водорода в паровой среде,

будем обозначать t0вп. Дальнейшие получаемые зависимости КПД и собственных нужд удобно

представлять, как функции не от t0вп, а от разности t0вп и значения дополнительного перегрева.

Его обозначим как:

Δt0вп = t0вп − t0. (2.1)

А соответствующую дополнительную подводимую теплоту:

Δq0вп = h0вп − h0. (2.2)

54

Водородный перегрев возможно применять в среде острого пара и пара промежуточного

перегрева в различных сочетаниях. Первый из рассматриваемых вариантов изображен на рисунке

2.2, где, в отличие от существующих схем, устанавливается камера сгорания на линии острого

пара перед ЦВД. При использовании камеры в цикл будет поступать добавочный расход

рабочего тела, образующийся при протекании реакции горения водорода, и, следовательно, для

обеспечения массового баланса, из цикла требуется отводить такое же количество среды. Для

этого в схеме присутствует линия отвода излишнего рабочего тела, которая располагается на

участке между первым конденсационным насосом и БОУ, там, где в традиционных схемах ТЭС

происходит ввод добавочной воды в цикл, покрывающий небаланс, вызванный потерями

рабочего тела. По проведенным расчетам уже при перегреве на 100°С в одной точке цикла расход

продуктов реакции горения водорода составит более 2%, что покроет потерю рабочего тела по

циклу, которая составляет в среднем 1 – 2%. То есть при дополнительном перегреве, не

превышающем Δtвп=100°С в одной точке схемы, будет требоваться подводить дополнительное

рабочее тело в цикл, так как затраты, связанные с различного рода утечками, превышают

дополнительный расход от продуктов сгорания водорода. При перегреве Δt0вп свыше 100°С

наблюдается обратная картина – величина образовавшейся при сгорании водорода воды

превышает величину потерь через неплотности, в таком случае уже требуется отводить избыток

рабочего тела из цикла.

Рисунок 2.2 – Принципиальная тепловая схема гибридного энергоблока с водородным

перегревом острого пара

При разработке схем в качестве прототипов принимались схемы современных

энергоблоков на СКП параметры пара (К-300-240, К-800-240, К-1200-240).

55

Процесс расширения пара в турбине при фиксировании начального давления (23,5 МПа) и

последовательном перегреве острого пара сверх 540°С отображен на рисунке 2.3.

Рисунок 2.3 – Н-s диаграмма процесса расширения пара в турбине с дополнительным водородным перегревом острого пара

Процесс расширения 1-1’-7-8-9 соответствует начальным параметрам пара t0=540°С

P0=23,5 МПа. При внесении водородной камеры сгорания точка 1 начнет сдвигаться вверх по

изобаре и перейдет в точки 2, 3, 4, 5 или 6 в зависимости от степени дополнительного перегрева.

Точка 3 соответствует начальной температуре t0=600°С (Δt0вп=60°С дополнительного перегрева),

а крайняя отображенная точка соответствует начальной температуре t0=750°С (Δt0вп=210°С

дополнительного перегрева). Следует отметить, что разница энтальпий между точками начала

расширения в ЦСД (точка 7) и конце расширения ЦВД (1’ для при Δt0вп=0°С, и 2’- 6’ при Δt0вп>0)

является теплотой, подводимой в промежуточном пароперегревателе котла qпп. Для базового

варианта:

𝑞𝑞пп = ℎ7 − ℎ1′. (2.3)

56

Для случая с водородным перегревом в остром паре точка конца расширения из ЦВД

смещается по изобаре вверх и, для Δt0вп=210°С теплота, подводимая в промежуточном

пароперегревателе будет равна:

𝑞𝑞пп = ℎ7 − ℎ6′. (2.4)

Несложно заметить, что при повышении степени перегрева Δt0вп снижается теплота,

которую требуется подвести в промежуточном пароперегревателе котла. При значениях

Δt0вп>300°C qпп станет равным нулю. Таким образом, при внесении водородного перегрева

происходит постепенное вытеснение qпп за счет Δq0вп. В целом, обозначенный выше эффект

приведет к сокращению расхода топлива в котельном агрегате за счет дополнительного топлива,

поступающего в водородную камеру сгорания. Как видно из изображения процесса расширения

в Н-s диаграмме повышение начальной температуры t0 до t0вп не приводит к изменению

положения точек поступления пара в ЦСД при Δt0вп < 280 – 300°C и, соответственно, поступления

пара в конденсатор (точка 9). Таким образом, применение водородного перегрева в диапазоне

0°C < Δt0вп < 300°C требует изменения следующих конструктивных элементов тепловой схемы:

− ЦВД паровой турбины. Новый цилиндр должен содержать дополнительные

высокотемпературные ступени.

− Поверхности промежуточного пароперегревателя парового котла.

При перегреве Δt0вп > 300°C начнет смешаться точка начала расширения в ЦСД вверх по

изобаре, что приведет к изменению параметров в ЦСД и ЦНД. Сместится и конечная точка.

Перегрев сверх 300°С с конструктивной точки зрения потребует применения охлаждаемых

первых ступеней ЦВД, так как будет достигнут предел по работоспособности неохлаждаемых

лопаток, выполненных из материалов на никелевой основе, верхняя граница работоспособности

которых равна 900°С.

Дополнительный перегрев острого пара однозначно приводит к повышению

среднеинтегральной температуры подвода теплоты в цикле и, следовательно, росту его

термического КПД.

Вторым возможным вариантом применения водородного перегрева является повышение

температуры пара перед ЦСД после промежуточного перегрева в паровом котле.

Принципиальная схема такого решения изображена на рисунке 2.4.

При внесении дополнительного водородного перегрева перед ЦСД возрастет начальная

температура tпп. В дальнейших рассуждениях примем, что для любого перегрева Δtвп температура

пара поступающего в водородную камеру сгорания постоянна и равна 540°С. Новую

57

повышенную в результате сгорания водорода в паровой среде температуру перед ЦСД, будем

обозначать tппвп. . Тогда дополнительный перегрев перед ЦСД будет равен:

Δtвппп = tвп

пп − 𝑡𝑡пп. (2.5)

А соответствующую дополнительную подводимую теплоту:

Δ𝑞𝑞вп

пп = hвппп − ℎпп. (2.6)


перегревом пара промежуточного перегрева

Измененные процессы расширения для различных значений Δtппвп изображены на рисунке

2.5. При Δtппвп=0 процесс идет традиционно 1→1’→2→2’→2’’. Дополнительная подводимая

теплота смещает точку 2 вверх по изобаре, и процесс расширения в ЦСД начинается в точках 2,

3, 4, 5 или 6 в зависимости от величины Δtппвп. Смещение начальной точки расширения ЦСД

неминуемо сдвигает весь процесс расширения после промежуточного огневого и водородного

перегрева в право на Н-s диаграмме. Крайней из рассмотренных величин Δtппвп=210°С

соответствует процесс расширения 1→1’→6→6’→6’’. По мере роста Δtппвп происходит ряд

существенных изменений в цикле: снижается конечная влажность, растет начальная температура

в ЦНД. При значениях Δtппвп > 200 – 240°C в конденсатор начинает поступать перегретый пар.

Так же стоит отметить, что пар из всех регенеративных отборов ЦНД становится сильно

перегретым. Последние два обстоятельства будут подробнее рассмотрены в следующих разделах

настоящей работы.

58

Таким образом, дополнительное повышение начальной температуры пара промежуточного

перегрева за счет водородного топлива вызывает необходимость конструктивной переработки

ЦСД (в силу высоких параметров на входе) и ЦНД (в силу изменения конечных параметров

расширения). С другой стороны, повышение начальной температуры пара промежуточного

перегрева однозначно приводит к росту среднеинтегральной температуры подвода теплоты и,

следовательно, повышает эффективность работы цикла.

7

Рисунок 2.5 – Принципиальная Н-s диаграмма с изображением процесса расширения пара в турбине с дополнительным водородным перегревом пара промежуточного перегрева

Наконец, последним из рассматриваемых вариантов является случай с применением

водородных камер сгорания в двух точках схемы одновременно. Тепловая схема изображена на

рисунке 2.6. Процесс расширения в H-s диаграмме отображен на рисунке 2.7.

Следует ожидать, что такой вариант схемы будет обладать наибольшей тепловой

эффективностью. В целом рассматриваемый случай комбинирует особенности предшествующих

тепловых схем. По ряду технологических и термодинамических причин температуры острого и

пара после промежуточного перегрева, как правило, выбирают равными. В большинстве

современных блоков их значение составляет 540°С. Таким образом, отталкиваясь от равенства

базового уровня начальных температур, дальнейшие расчеты будем вести при Δtппвп=Δt0вп=Δtвп,

59

что существенно упростит анализ. Последовательное увеличение Δtвп приводит к замещению

огневого перегрева (при сохранении конечной температуры промперегрева в котле) –

водородным. При Δtвп > 300°C угольно-водородные энергоблоки можно выполнять без огневого

промежуточного перегрева, при этом перегрев после ЦВД будет осуществляться только за счет

водородного топлива.


перегревом пара в двух точках схемы

Рисунок 2.7 – Принципиальная Н-s диаграмма с изображением процесса расширения пара в

турбине с дополнительным водородным перегревом в двух точках схемы

60

2.3 Определение необходимого количества водорода и кислорода

Прежде чем приступить к расчету показателей тепловой экономичности предлагаемых

схемных решений, необходимо определить количество водорода и кислорода, требуемое для

получения заданного уровня начальных температур.

Прежде всего следует отметить, что теплота может поводиться как через поверхность,

рекуперативный теплообмен, так и за счет смешения потоков. Каждый из данных вариантов

обладает своим набором преимуществ и недостатков. Однако с конструктивной точки зрения,

для рассматриваемого случая, контактную камеру сгорания реализовать значительно проще.

Камеры сгорания со смещением поток в настоящее время нашли широкое применение в

газотурбинных двигателях. В водородной камере сгорания, так же, как и в газовых турбинах,

расход пара после камеры сгорания оказывается больше расхода среды, подводимого к ней, на

величину образующегося в процессе сгорании водорода добавочного вещества.

Необходимое количество водорода определяется из уравнения теплового баланса камеры

сгорания. При использовании водородного топлива для промперегрева на ТЭС:

)1()( 11 βη +=+ ппкс

рпп hBQh , (2.5)

где В – массовый расход водорода необходимый для перегрева одного килограмма пара;

Qрнн2 – теплоотводящая способность 1 кг водорода;

ηкс – КПД камеры сгорания;

β = 9В – количество пара, которое образовалось при сжигании В кг водорода.

Отсюда:

ппkcрнн2

kc1пп

9hηQηhhB−

−= . (2.6)

Принимается, что Qрнн2 = 120133 кДж/кг, ηкс = 0,98.

Применим полученные зависимости для получения расхода водорода для различных

степеней перегрева Δtвп. Количество кислорода найдем через стехиометрические соотношения

реакций. Зависимости доли компонентов, отнесенных к расходу пара в голову турбины, а также

расхода в ЦСД для случаев установки камеры сгорания перед ЦВД и в паре промежуточного

перегрева, соответственно, от Δtвп изображены на рисунке 2.8.

61

Рисунок 2.8 – Необходимая доля компонентов реакции в зависимости от значения дополнительного перегрева

Полученные зависимости свидетельствуют о том, что для существенного уровня перегрева

требуется небольшое количество основного и наиболее дорогого компонента – водорода. При

Δtвп = 300°С требуется всего 0,5 кг/с водорода на 100 кг/с основного потока. Для случая с двумя

камерами сгорания (в остром и в паре промежуточного перегрева) при Δtвп = 300°С и при расходе

в голову, равному расходу в блоке К-300-240, потребуется 2,5 кг/с водорода. Для сравнения, блок

К-300-240 при номинальной мощности потребляет 27 кг/с (условного топлива). Таким образом,

при столь существенном двукратном перегреве расход водорода составит не более 10% от

общего топливного обеспечения.

Для тех же значений Δtвп требуется значительно большее количество кислорода: 4 – 5 кг/с

на 100 кг/с пара. В целом, после сгорания водорода расход рабочей среды после первой камеры

сгорания увеличится на 5,4%, после второй камеры сгорания - на 4,8%. Общее увеличение

расхода по проточной части турбины при изменении Δtвп от 0 до 300°С, составит от 0 до 10%,

соответственно.

2.4 Методы расчета тепловых схем гибридного угольно-водородного энергоблока

Моделирование тепловой схемы гибридного энергоблока строиться по алгоритму,

изображенному на рисунке 2.9.

62

Рисунок 2.9 – Алгоритм расчетов тепловых схем

На первом этапе (позиция 1 на рисунке 2.9) ставятся основные задачи проводимой серии

расчетов, к примеру: исследовать влияние степени перегрева при фиксированном уровне

начального давления с учетом затрат на сжатие и системой охлаждения водорода в процессе

сжатия на показатели эффективности. Определяются места применения водородного перегрева.

Затем (позиция 2) на основании поставленных целей задаются основные параметры схемы:

степень перегрева Δtвп, значения начального давления, конечные параметры, расход острого

пара. После этого, основываясь на балансовых формулах, проводится определение необходимого

количества водорода и кислорода (позиция 3). Важно заметить, что для корректного расчета

необходимого количества компонентов реакции камеры сгорания, расположенной в паре после

промежуточного перегрева, существующих исходных данных недостаточно, так как требуются

значения расходов регенеративных отборов на подогреватели высокого давления. На первом

этапе эти значения задаются оценочно и потом уточняются после проведения расчета тепловой

схемы.

На следующем шаге в соответствии с задачей расчета уточняется, проводится ли учет затрат

на сжатие водорода и кислорода (позиция 2). Если затраты не учитываются, то сразу переходят

к формированию исходных данных для модели тепловой схемы. В случае учета дополнительных

затрат на сжатие, необходимо, так же в соответствии с поставленной задачей, решить происходит

63

ли сжатие с промежуточным охлаждением или без. Если система охлаждения присутствует,

производится определение ее основных параметров (ступеней охлаждения, глубины охлаждения

и пр.), осуществляется расчет оптимальных давлений, при которых производится охлаждение

требуемого количества охлаждаемой воды, оценивается значение необходимой мощности

компрессоров (позиции 7 - 8). Параметры и работа системы охлаждения во много зависит от ее

включения в основную тепловую схему гибридного энергоблока. В связи с этим, параметры

поступающей в систему охлаждения воды фиксируются на основании предварительных расчетов

тепловых схем и не изменяются для различных вариантов.

После этого формируются основные параметры математической модели (позиция 9),

проводится либо первичное построение модели, или, если рассчитывается типовой вариант,

корректировка (позиция 10) существующей. Изменяется, прежде всего, количество подводимой

среды в математической имитации камер сгорания, которые, по сути, представляют собой точки

смешения потоков с равной энтальпией с последующим подводом необходимой теплоты.

Меняется количество отводимой среды из балансировочной линии. Корректируется давление в

подогревателях, если это необходимо по условиям расчета.

После этого проводится математическое моделирование тепловой схемы в программе Gate

Cycle (позиция 11), на основании балансовых уравнений в конструкторском режиме.

Заключительным этапом является обработка и анализ данных расчета, по результатам

которых судят о степени достижения поставленной цели расчета.

Применяемая математическая модель содержит ряд допущений и ограничений, ниже

приведем основные их них.

1) Во всех вариантных расчетах КПД узлов и агрегатов принимались неизменными и

составляли:

- КПД парового котла ηка = 0,9;

- внутренний относительный КПД ЦВД ηoiЦВД = 0,86;

- внутренний относительный КПД ЦВД ηoiЦСД = 0,9;

- внутренний относительный КПД ЦНД ηoiЦСД = 0,84;

- КПД электромеханический ηэг = 0,98;

- КПД питательного насоса ηпн = 0,8;

- КПД конденсатных насосов ηкн = 0,75;

- КПД приводной турбины ПН ηт = 0,85.

2) Давление в конденсаторе во всех случаях принималось одинаковым и равным pк = 4 кПа.

3) Доля основных собственных нужд: αсн = 0,06.

4) Значения недогревов во всех подогревателях принимались постоянными для различных

вариантов и составляли 3 – 5°С.

64

5) Принималось, что водород и кислород поступают на станцию в газообразном виде при

давлении 5 бар и температуре 25°С.

6) Водород и кислород, вступающие в реакцию, являются химически чистыми веществами.

7) Предполагается полное стехиометрическое сжигание в камерах сгорания.

8) При расчетах затрат на сжатие газы принимались двухатомными идеальными.

9) КПД компрессоров сжатия водорода и кислорода принимался равным ηк = 0,8.

10) В расчете пренебрегается утечками рабочего тела через неплотности.

11) Все подогреватели поверхностные.

12) Выпар в деаэраторе не учитывается.

13) Тепловой КПД камеры сгорания составляет 0,98 и не зависит от степени перегрева и

расхода.

14) Потери давления в органах регулирования и паропроводах принимаются постоянными.

15) Потери давления в тракте котельного агрегата составляют 25% и постоянны для всех

вариантов расчета.

Пример одного варианта реализованной модели тепловой схемы представлен на рисунке

2.10.

Рисунок 2.10 – Модель тепловой схемы, построенная в программе Gate Cycle

2.5 Влияние повышения начальной температуры цикла за счет водородного перегрева на

основные показатели тепловой схемы

65

Для начала рассмотрим результаты расчетов тепловых схем с постепенным увеличением

начальной температуры без изменения начального давления и давления промежуточного

перегрева. Полученные значения КПД нетто представлены на рисунке 2.11, из которого видно,

что происходит однозначный рост эффективности при увеличении начальной температуры,

причем увеличение начальной температуры перед ЦВД оказывает больший эффект, чем

повышение температуры, на такую же величину, перед ЦСД. Следует заметить, что данные

результаты получены без учета дополнительных затрат на компрессию водорода и кислорода.

Рисунок 2.11 – КПД нетто гибридного энергоблока без учета затрат на сжатие водорода и кислорода

При значении Δtвп = 300°С КПД нетто равен ηнетто = 50,5%. Величина ηнетто приближается к

эффективности ранних парогазовых установок, и близка к показателям эффективности

проектируемых в настоящий момент блоков на УСКП пара.

Внесение дополнительного перегрева пара за счет водородного топлива так же приводит к

существенному росту мощности Nэ по сравнению с СКП блоками с тем же расходом пара в

голову турбины. К примеру, на рисунке 2.12 показана зависимость значение мощности Nэ от Δtвп.

Видно, что при больших значениях перегрева Δtвп > 200°C происходит прирост мощности почти

на 30%. Таким образом, надстройка энергоблока К-300-240 водородными камерами сгорания, и

конструктивная переработка ряда основных узлов при сохранении основных параметров и

габаритов позволит поднять электрическую мощность блока с 300 МВт до 430 – 440 МВт.

66

Рисунок 2.12 – Зависимость мощности Nэ от Δtвп.

Представляют интерес значения КПД энергоблока при сверхвысоких перегревах

Δtвп > 400°С. В таком случае значения tппвп и t0вп составят более 940°С, и, соответственно, узлы

оборудования, работающие в этом режиме, уже должны выполняться с охлаждением. Выбор и

разработка систем охлаждения паровых турбин — это отдельное большое направление

исследования. В настоящей работе задачи исследования и разработки систем охлаждения не

ставились. Поэтому ограничимся рассмотрением потенциальной термодинамической

эффективности на примере КПД брутто энергоблоков на сверхвысокие температуры. Семейство

кривых, показывающих зависимость КПД брутто для более широкого температурного диапазона,

показано на рисунке 2.13.

Проведенные расчёты свидетельствуют о потенциально сверхвысоких показателях

эффективности гибридных установок. КПД брутто при больших значениях перегрева

Δtвп > 400°C может составить до 60 – 65%.

67

Рисунок 2.13 – КПД брутто для различных температур острого пара и пара промежуточного

перегрева

Следует отметить, что приведенные выше значения получены без учета дополнительных

затрат на сжатие водорода и кислорода.

2.6 Оценка затрат мощности на сжатие водорода и кислорода

В силу того, что сгорание водорода происходит в паровой среде, давление компонентов

реакции должно несколько превышать давление основного потока. Это значит, что для подачи

водорода и кислорода в камеру сгорания необходимо их предварительно сжать до давления

большего, чем давление в паропроводе, на котором установлена камера сгорания. Работа сжатия

для газов вычисляется по формуле:

−

−

−=

−

11

1

1

21

кад

kk

ppRT

kkl , (2.7)

где k – показатель адиабаты, k = 1,4;

R – газовая постоянная;

T1 – температура начала сжатия;

68

P1 и P2 – давления начала и конца процесса.

В расчете принимаем Rн2=4124 Дж/кг∙К, Ro2=259,8 Дж/кг∙К.

Конечное давление P2 принимаем на 5% превышающим требуемое давление P0 или Pпп.

P2 = 1,05∙P0 - для случая установки КС в остром паре.

P2 = 1,05∙Pпп - для случая установки КС в паре промежуточного перегрева.

Мощность Nсж, затрачиваемую на сжатие, можно найти, умножив соответствующую

работу процесса на расход рабочего тела и поделив полученное произведение на КПД сжатия ηсж.

𝑁𝑁сж = 𝑙𝑙адк ∙ 𝑚𝑚/ηсж., (2.8)

ηсж принималось равным 0,8, что отражает значение средней эффективности большинства

компрессионных машин.

Записывая Nсж непосредственно для водорода и кислорода, и, затем, складывая полученные

значения, найдем общую мощность на сжатия Nсж_общ.

𝑁𝑁общ = 𝑁𝑁сж𝐻𝐻2 + 𝑁𝑁сж𝑜𝑜2. (2.9)

Как было показано выше расход m определяется Δtвп, в месте установки камеры сгорания,

и расхода острого или перегретого пара. Поэтому зависимость затрат на сжатие компонентов

удобно представить в отношении к мощности энергоблока.

Эсн_доп = (𝑁𝑁сж𝐻𝐻2 + 𝑁𝑁сж𝑜𝑜2)/𝑁𝑁э. (2.10)

Проведем расчет дополнительной доли собственных нужд в зависимости от Δtвп при

фиксированных значениях давлений острого пара и пара промежуточного перегрева.

Полученные зависимости представлены на рисунке 2.14. Видно, что для случая установки КС в

остром паре при Δtвп = 300°С доля дополнительных собственных нужд составляет Эсн_доп = 7%.

Одновременное применение двух камер сгорания уже требует затрат в 11% от мощности на

генераторе при той же степени перегрева. В абсолютных значениях Nсж = 50 МВт при

номинальной мощности на генераторе 450 МВт.

69

Рисунок 2.14 – Доля дополнительных затрат мощности на сжатие компонентов реакции от

мощности на электрогенераторе (P0 = 24 МПа Pпп = 3,6 МПа)

Большую долю в общей мощности Nсж_общ занимает Nсж_н2 – затраты на сжатие водорода.

Доля работы по сжатию водорода составляет 94% в общем балансе дополнительных собственных

нужд. Из этого следует сделать вывод, что меры, снижающие собственные нужды, следует

применять в основном для процесса сжатия водорода.

Проведенное исследование проясняет новое свойство гибридных энергоблоков, которое не

является характерным для традиционных блоков - существенную зависимость собственных нужд

от начальной температуры.

После оценки дополнительных затрат на собственные нужды необходимо дополнить

проведенные ранее расчеты.

2.7 Результаты расчета тепловых схем с учетом дополнительных затрат на компрессию

компонентов реакции

КПД нетто для традиционных блоков определяется как:

𝜂𝜂нетто = 𝑁𝑁э−𝑁𝑁сн

𝐵𝐵∙𝑄𝑄рн. (2.11)

В случае включения водородной камеры сгорания, а также при учете собственных нужд в

числитель и знаменатель необходимо добавить сумму мощностей компрессоров и подводимую

теплоту в камеры сгорания:

𝜂𝜂неттовп = 𝑁𝑁э−𝑁𝑁сн−∑𝑁𝑁к

𝐵𝐵∙𝑄𝑄рн+∑𝐺𝐺ℎ2∙𝑄𝑄ℎ2. (2.12)

70

По приведенным формулам и имеющимся данным, полученным ранее, проведем расчеты

эффективности тепловых схем. Результаты представлены на рисунке 2.15. Штриховыми линиями

показаны значения 𝜂𝜂нетто, сплошными – 𝜂𝜂неттовп .

Рисунок 2.15 – Зависимости КПД энергоблока от величин дополнительного перегрева в

различных сочетаниях

Учет затрат на компрессию компонентов существенно (почти на 4%) снижает

эффективность при Δtвп = 300°С. Тем не менее, одновременное применение водородного

перегрева острого пара и пара промежуточного дает значительный рост КПД нетто при

повышении начальной температуры до 840°С составляет 6 – 8% (с учетом дополнительных

собственных нужд). Значения КПД нетто в 46 – 47% приближаются к значениям КПД УСКП

блоков (которые составляют 47 – 49%).

Учет дополнительных затрат на сжатие водорода и окислителя приводит к возникновению

ряда особенностей, характерных только для рассматриваемой технологии. Прежде всего, доля

собственных нужд для гибридных энергоблоков напрямую зависит от начальной температуры,

для традиционных ТЭС подобная зависимость не наблюдается. Это связанно с ростом мощности,

затрачиваемой на подготовку компонентов реакции, который вызван увеличением расхода

водорода при увеличении температуры.

Следовательно, возникает необходимость оценить эффективность применения

водородного перегрева, учитывая дополнительные затраты мощности на сжатие водорода при

71

варьировании начальной температуры. Из рисунка 2.15 видно, что разница между пунктирными

и сплошными линиями, отображающими КПД нетто либо с учетом, либо без учета

дополнительных затрат, существенно отличается в рассматриваемом температурном диапазоне

и так же существенно зависит от места применения перегрева. Для оценки этой разницы было

определено отношение фактического прироста КПД к теоретическому (не учитывающего

затраты прироста собственных нужд к приросту КПД брутто цикла), отображенное на рисунке

2.16.

Δ𝜂𝜂фактΔ𝜂𝜂теор

=𝜂𝜂неттоф − 𝜂𝜂неттобаз

𝜂𝜂неттот − 𝜂𝜂неттобаз . (2.13)

Рисунок 2.16 – Отношение фактического прироста КПД к потенциальному от значения дополнительного перегрева

Видно, что при небольших значениях перегрева (100 – 200°С) почти половина ожидаемого

эффекта будет нивелирована затратами на сжатие, т.е. половина дополнительной выработанной

мощности пойдет на привод компрессоров, сжимающих водород и кислород. Следует отметить,

что необходимая мощность компрессоров растет медленнее, чем мощность цикла при

увеличении начальной температуры, этим объясняется снижение доли необходимых затрат от

общей дополнительной мощности. Поэтому можно заключить, что, с точки зрения тепловой

эффективности, с учетом затрат на сжатие водорода и кислорода, эффект от применения

водородного перегрева будет тем больше, чем до более высоких температур будет осуществлен,

и тем меньшую долю будут занимать затраты мощности на привод компрессоров.

72

2.8 Влияние начального давления на эффективность водородных гибридных энергоблоков

Зависимость КПД нетто для гибридных энергоблоков имеет еще одно особенное свойство

– сильную неоднозначную зависимость от начального давления. На рисунке 2.17 приведены

значения КПД нетто для двух различных уровней начального давления и, соответственно,

давления промежуточного перегрева. При величине водородного перегрева, равной 170°С,

повышение давления от 24 до 30 МПа не увеличивает тепловую экономичность, а при значениях,

превышающих 170°С уменьшает.

Рисунок 2.17 – Значения КПД нетто с учетом дополнительных затрат для двух уровней

начального давления Для традиционных энергоблоков зависимость КПД от давления Po имеет точку, в которой

первая производная обращается в ноль. При переходе через данную точку КПД перестает расти

и начинает снижаться. Для традиционных энергоблоков это обстоятельство, в первую очередь,

объясняется специфической формой изотерм на Н-s диаграмме, приводящей, что после

некоторого значения P скорость снижения работы в паровой турбине начинает превышать

скорость снижения потерь в холодном источнике.

Для гибридных энергоблоков к вышеописанному эффекту добавляется переменная

составляющая собственных нужд, которая увеличивается с ростом давления.

Для определения влияния начального давления на КПД нетто для гибридных энергоблоков

с двумя точками перегрева были выполнены вариантные расчеты тепловых схем при различных

73

фиксированных уровнях водородного перегрева Δtвп при изменении начального P0 и,

соответственно, давления промперегрева Pпп (рисунок 2.17).

Во всех вариантных расчетах первым шагом задавалось начальное давление P0, а потом

определялось давление Pпп по соотношению:

𝑃𝑃пп = 𝑃𝑃0 ∙ 0,15. (2.14)

Проведенные исследования показали, что для гибридного энергоблока каждому уровню

дополнительного перегрева соответствует определенное критическое давление, после которого

растущие затраты на сжатие начинаю превалировать над растущей термодинамической

эффективностью цикла и результирующий КПД снижается.

Зависимости КПД нетто при различных фиксированных уровнях водородного перегрева

при изменении начального и, соответственно, давления промперегрева представлены на рисунке

(рисунок 2.18), из которого видно, что чем выше перегрев, тем меньшее оптимальное начальное

давление. Для базового случая с начальной температурой 540°С темп прироста эффективности

значительно снижается после давления 26 МПа, что подтверждается фактом выбора начального

давления равного 24 МПа на современных энергоблоках с t0 = 540°C.

Для начальных температур t0= 640 – 740°С (перегрев 100 – 200°С) повышение давления

свыше 23 – 25 МПа фактически не приводит к изменению КПД, а для уровня температур свыше

740°С интервал равно экономичных давлений составляет 20 – 24 МПа, причем дальнейшее

повышение давления начинает снижать КПД нетто.

Рисунок 2.18 – Зависимость КПД нетто для различных уровней перегрева при изменении

начального давления

74

Таким образом для гибридных паросиловых энергоблоков при повышении Δtвп и,

следовательно, tпп и t0 оптимальное значение начального и советующего ему давления

промежуточного перегрева (P0 и Pпп) снижается. Такое поведение оптимального значения

давления с увеличением температурного уровня полностью не совпадает с характером поведения

оптимального значения давления в традиционных блоках. Для паросиловых блоков

существующей технологии росту температуры однозначно соответствует рост оптимального

значения P0, с термодинамической точки зрения. Переход на гибридные технологии добавляет

затраты на сжатие Nсж, прямо зависящие от значения начального давления. Работа на сжатие

зависит только от увеличения P0, когда Nсж зависит и от значения Δtвп, так как большим

значениям перегрева советует больший расход компонентов реакции. При этом влияние P0 и Δtвп

однонаправленное. Этим объясняется более пологий характер кривых на рисунке 2.18

соответствующих большим значениям Δtвп.

Из вышесказанного можно сделать следующие практические выводы:

- при Δtвп < 320 – 340°C рационально сохранять сверхкритический уровень давлений

P0 > 22,3 МПа;

- блоки на сверхвысокие уровни перегревов Δtвп > 400°C рационально проектировать на

докритический уровень давлений.

2.9 Влияние давления промежуточного перегрева на тепловую эффективность в схемах с

водородным перегревом пара

Предыдущие расчеты были проведены для определения зависимости показателей тепловой

эффективности от начального давления P0, при этом давление промежуточного перегрева Pпп

было поставлено в строгое соответствие от давления острого пара. Для традиционных блоков

оптимальное значение давления промежуточного перегрева находится согласно:

𝑃𝑃пп = (0,15 ÷ 0,2)𝑃𝑃0. (2.15)

Задача настоящего раздела – найти ответ на вопрос: изменится ли вышеприведенное

соотношение при изменении Δtвп для гибридных энергоблоков. Для решения поставленной

задачи были проведены вариантные расчетные исследования зависимости КПД нетто 𝜂𝜂неттовп от

𝑃𝑃пп при фиксации начального давления 𝑃𝑃0 и различных уровнях перегрева Δtвп. Результаты

исследования представлены на рисунке 2.19.

75

Рисунок 2.19 – Зависимость КПД нетто для различных уровней давления промежуточного

перегрева гибридных энергоблоков

Наличие потенциального отличия оптимального диапазона давлений промежуточного

перегрева для тепловых схем гибридных энергоблоков и традиционных блоков ТЭС ожидалось

в силу факта зависимости работы сжатия от Pпп. Снижение давления от термодинамический

оптимальной точки, с одной стороны, должно понизить термический КПД цикла и, с другой

стороны, сократить затраты дополнительной мощности на сжатие. Однако, как показали

исследования, полезная мощность снижается значительно быстрее, чем затраты мощности на

сжатие. Этим фактом объясняется то, что оптимальная точка для любого уровня перегрева лежит

фактически в том же диапазоне, что и традиционных блоков. Таким образом, давление

промежуточного перегрева для гибридных энергоблоков следует выбирать по тем же

зависимостям, что и для традиционных станций.

2.10 Изменение конечных параметров в тепловых схема ТЭС при использовании водородного

перегрева пара

Последовательное повышение конечной температуры промежуточного перегрева без

изменения давления приводит к существенному снижению конечной влажности – она достигает

нулевого значения уже при 720 – 760°С и давлении 3,6 МПа на входе в ЦСД. На рисунке 2.20

показано изменение конечной точки расширения (к1→к2→…→к5) при смещении начальной

точки расширения ЦСД вверх по изобаре (пп1→пп2→…→пп5). Каждое следующее конечное

40,6

40,8

41

41,2

41,4

41,6

41,8

3 3,2 3,4 3,6 3,8 4 4,2 4,4

КП

Дне

тто,

%

Давление ПП, МПа

КПД Нетто

0

100

200

300

76

положение характеризуется все меньшей степенью влажности, причем точка к5 уже находится в

области перегретого пара

Рисунок 2.20 – Процесс расширения в паровой турбине при различных степенях

водородного перегрева

В традиционных схемах ТЭС значение конечной влажности контролируют за счет

изменения P0 и, соответственно, Pпп. В связи с этим разрабатываемые схемные решения для

УСКП блоков, где температура повышается до 720°С, подразумевают одновременное

увеличение давления до 30 – 34 МПа. При таком одновременном повышении давления и

температуры конечная влажность остается на уровне 8 – 10%.

Как показали исследования, при повышении Δtвп одновременно повышать начальное

давление не рационально. Поэтому попытка сохранить влажный или насыщенный пар на выхлопе

ЦНД за счет повышения P0 приведет к снижению экономичности цикла.

Повышение экономичности циклов ТЭС за счет применения водородного подогрева

неразрывно связано с ростом объемного расхода рабочего тела через проточную часть. Расчеты

показывают, что применение водородного перегрева приводит к увеличению объемного расхода

на выхлопе ЦНД на 10 – 50% в зависимости от температуры. Этот факт, в первую очередь,

обусловлен изменением удельного объема на выхлопе ЦНД (рисунок 2.21).

77

Учитывая увеличение массового расхода по проточной части при использовании

водородного перегрева, можно перейти к оценке значений прироста объемного расхода через

последние ступени ЦНД. Полученные зависимости отображены на рисунке 2.22, из которого

видно, что разница в приростах объемного расхода между случаями перегрева только в паре

промежуточного перегрева и одновременного перегрева в двух участках схемы не велика и

составляет 2 – 8%. Это объясняется решающим влиянием на рост пропускной способности

увеличением удельного объема на выхлопе.

Рисунок 2.21 – Значения удельного объема на выхлопе из ЦНД

Рисунок 2.22 – Прирост объемного расхода на выхлопе ЦНД

78

Таким образом, переход на большие и сверхбольшие значения Δtвп связан с двумя

проблемами:

- необходимостью пропускать через последние ступени, увеличенные более чем на 40%

объемные пропуски пара;

- необходимостью изменения конструкции конденсаторов, в которые добавятся

предварительные поверхности охлаждения пара.

Необходимость пересмотра конструкций обозначенных узлов с точки зрения конечных

параметров становится тем актуальней, чем большие значения Δtвп предполагается использовать.

Как было указано выше, эффективность применения водородного перегрева тем существеннее,

чем более высокие значения Δtвп закладываются в расчет. Таким образом, наблюдается

противоречие между стремлением максимально повысить Δtвп и резко возрастающими

требованиями к площади выхлопа ЦНД.

Область поиска конструктивных решений зависит от поставленных условий. В настоящей

работе ограничим значение Δtвп < 300°C. Такое ограничение накладывается по уровню надежной

работы неохлаждаемых лопаток из современных конструкционных материалов. При заданном

значении водородного перегрева пара требуется увеличить пропускную способность ЦНД на

40%. Эта задача решена в двух последний главах диссертации.

Выводы по главе 2

В результате проведенного исследования было получено:

- Применение водородного перегрева пара приводит к существенному повышению

экономичности паросиловых блоков. При степенях перегрева Δtвп=280 – 300°C КПД энергоблока

нетто достигает 49 – 50% (без учета затрат на сжатие).

- Применение водородного перегрева в остром паре оказывает больший тепловой эффект

чем перегрев на ту же величину в паре промежуточного перегрева.

- Для схем с водородным перегревом для получения полного представления о КПД нетто

необходимо учитывать дополнительные затраты мощности на сжатие компонентов реакции.

Доля дополнительных собственных нужд может достигать до 7 – 10%.

- Затраты на сжатие напрямую зависят от значения давления и температуры пара после

перегрева. Поэтому гибридные водородные энергоблоки обладают особым свойством –

зависимостью доли собственных нужд от начальных параметров.

- Проведенные исследования с учетом дополнительных затрат на сжатие позволили

определить оптимальное сочетание начальных параметров для водородных энергоблоков. При

повышении степени перегрева для рассматриваемой технологии оказывается рациональнее, с

79

точки зрения эффективности, сохранять начальное давление на уровне 22 – 23 МПа при Δtвп<320

– 340°C и снижать начальное давление при Δtвп> 380 – 400°C.

- Применение водородного давления при сохранении начального давления неминуемо

приводит к снижению конечной влажности вплоть до поступления слабо перегретого пара в

конденсатор. Это, в свою очередь, приводит к возрастанию удельного объема пара на выхлопе

ЦНД, который возрастает на 20 – 30%.

80

ГЛАВА 3. ОСОБЕННОСТИ ТЕПЛОВЫХ СХЕМ УГОЛЬНО-ВОДОРОДНЫХ

ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ КОМПЛЕКСОВ И РАЗРАБОТКА СПОСОБОВ ПОВЫШЕНИЯ ИХ

ЭФФЕКТИВНОСТИ

Предыдущая, вторая, глава содержит результаты исследования влияния основных

параметров (начальной температуры, давления, доли дополнительных собственных нужд) на

показатели тепловой эффективности тепловой схемы. Зная базовые параметры тепловой схемы,

можно переходить к исследованию различных ее подсистем. В данной главе для детального

исследования была выбрана система регенеративного подогрева и система охлаждения водорода.

При рассмотрении изменений, происходящих в регенеративной системе водородного

гибридного энергоблока, основное внимание было уделено исследованию положения

индифферентной точки, которая во многом определяет распределение давлений в отборах после

промежуточного перегрева.

Значительная часть данного раздела посвящена разработке мер по снижению затрат на

сжатие водорода и кислорода и интеграции полученных решений в тепловую схему энергоблока.

Как было отмечено ранее, затраты мощности на компрессию водорода составляют значительную

величину (4 – 10% от Nэ) и снижение работы на сжатие может привести к существенному

повышению эффективности.

В конце данной главы, аккумулируя итоги исследования параметров и структуры тепловой

схемы, предлагаются два варианта тепловой схемы гибридного энергоблока, а также приводятся

их технические параметры.

3.1 Положение индифферентной точки в тепловых схемах с водородным перегревом

Использование водородного перегрева в тепловой схеме вносит ряд отличий в систему

регенеративного подогрева. Распределение давлений не претерпит изменений для первых двух

подогревателей группы высокого давления (ПВД-1 и ПВД-2), так как давление в них

определяется температурой питательной воды и давлением промежуточного перегрева.

Особенность в распределении отборов из ЦСД и ЦНД для гибридного энергоблока заключаются

в ином значении давления в индифферентной точке.

Для традиционных ТЭС положение индифферентной точки находят, откладывая на

процессе расширения отрезок 𝐻𝐻инд, который определяется соотношением [43]:

𝐻𝐻инд =𝐻𝐻прЧВД

ℎ0−ℎп.в.∙ 𝑞𝑞пп, (3.1)

81

где 𝐻𝐻прЧВД – приведенный теплоперепад пара в ЧВД, находится согласно [43]:

𝐻𝐻прЧВД = ℎ0 − ℎ1 + (1 − 𝛼𝛼1) ∙ ( ℎ1 − ℎпп1), (3.2)

где 𝑞𝑞пп – теплота, подводимая в промежуточном перегревателе, определяется по уравнению:

𝑞𝑞пп = (α0 − α1 − α2) ∙ (ℎппг.н − ℎппх.н.). (3.3)

Увеличение конечной температуры промежуточного перегрева для схем без водородного

перегрева приводит к росту ℎппг.н и, следовательно, к увеличению 𝑞𝑞пп, что соответствует большему

отрезку 𝐻𝐻инд на H-s диаграмме, который надо отложить на процессе расширения. Большее

значение 𝐻𝐻инд соответствует меньшему давлению в индифферентной точке.

Для начала рассмотрим случай установки водородной камеры сгорания в одной точке

схемы – перед ЦВД.

Применение водородной камеры сгорания только в остром паре сказывается на положении

индифферентной точки – она смещается вверх по линии процесса расширения, что соответствует

большим значением давления (рисунок 3.1). Это происходит в силу уменьшения участка подвода

теплоты в промежуточном пароперегревателе 𝑞𝑞пп, обусловленного смещением точки конца

расширения вверх по изобаре в сторону повышения температур пп1→ пп2… пп4, (рисунок 3.2).

В формуле (3.3) растет ℎппх.н. и, следовательно, увеличивается 𝑞𝑞пп. Одновременно наблюдается

рост ℎ0, который находится в знаменателе формулы (3.1), и должен так же приводить к

уменьшению 𝐻𝐻инд.

Снижение 𝑞𝑞пп и рост ℎ0 однозначно приводят к уменьшению 𝐻𝐻инд и, соответственно, к

росту давления в индифферентной точке Pинд. Зависимость давления в индифферентной точке

Pинд от дополнительного перегрева Δtвп в остром паре показана на рисунке 3.1.

Напомним, что от значения давления в индифферентной точке производят разбивку

теплоперепадов по ступеням регенеративного подогрева и, затем, определяют давления в

регенеративных подогревателях и отборах. Изменение значения Δtвп приводит к смещению

индифферентной точки и, соответственно, всех оптимальных значений давлений в отборах после

промежуточного перегрева. Этот факт следует учитывать при конструкторском расчете тепловых

схем – распределение подогрева, для рассматриваемого случая применения водородного

перегрева, необходимо вести для определенной номинальной точки с заданным значением Δtвп.

При любом отклонении Δtвп от номинального значения система регенеративного подогрева

начнет работать с меньшей по сравнению с оптимальной эффективностью. При этом, если

82

планируется применять гибридный энергоблок с существенными колебаниями по Δtвп, например,

при отработке технологии или при участии в регулировании, конструктивную точку следует

брать минимальной из всего предполагаемого диапазона - для предотвращения потенциального

пересечения давления первого отбора ЦСД и давления в индифферентной точке.

Для современных энергоблоков ТЭС на СКП давление первого отбора после

промежуточного перегрева равно 1,8 МПа (Р1отб_цсд). При сохранении регенеративной системы и

надстройке блока камерой сгорания значения Ринд никогда совпадет с Р1отб_цсд, что обеспечит

положительный термодинамический эффект от первого отбора на всем диапазоне возможных

значений.

Рисунок 3.1 – Зависимость давления в индифферентной точке от значения дополнительного

перегрева (перегрев в остром паре)

Важно заметить, что при расчете нового значения Hинд при Δtвп > 0 требуется внести

изменения в применяемые соотношения. А именно, необходимо добавить 𝛼𝛼кс0 в формуле (3.2),

приведя ее к виду:

𝐻𝐻прЧВД = (1 + 𝛼𝛼кс0) ∙ ℎ0 − ℎ1 + (1 + 𝛼𝛼кс0 − 𝛼𝛼1) ∙ ( ℎ1 − ℎпп1). (3.5)

2,7

2,8

2,9

3

3,1

3,2

3,3

3,4

3,5

0 50 100 150 200 250 300

Дав

лени

е в

инди

ффер

ентн

ой

точк

е, М

Па

Дополнительный перегрев водородным топливом, °С

83

Рисунок 3.2 – Процесс расширения в паровой турбине, изображенный на Н-s диаграмме, для случая применения водородного перегрева в остром паре

Теперь рассмотрим случай применения водородной камеры только после промежуточного

перегрева в котле, перед ЦСД.

Увеличение Δtвп приводит к смещению точки начала расширения в ЦСД вверх по изобаре.

Следовательно, к 𝑞𝑞пп прибавляется qкс. Обозначим общую теплоту, которую надо подвести к

рабочему телу от состояния выхода из ЦВД до параметров на входе в ЦСД, через q’пп. Тогда:

𝑞𝑞′пп = (α0 − α1 − α2) ∙ (ℎппг.н − ℎппх.н.) + (α0 − α1 − α2+αкс) ∙ (ℎппк.с. − ℎппг.н). (3.6)

Соответственно, при расчете положения индифферентной точки в формуле 3.1 требуется

подставлять вместо 𝑞𝑞пп величину 𝑞𝑞′пп, определяемую по 3.6.

По мере повышения дополнительного перегрева пара за счет увеличения количества

сгораемого водородного топлива постепенно происходит снижение давления индифферентной

точки, что показано на рисунке 3.3. Снижение давления происходит из-за увеличения 𝐻𝐻инд,

которое, в свою очередь, вызвано ростом 𝑞𝑞′пп.

84

Рисунок 3.3 – Зависимость давления в индифферентной точке от значения дополнительного

перегрева (перегрев в паре промежуточного перегрева)

Так же, как и для рассмотренного выше случая, значение давления в индифферентной точки

и, соответственно, оптимальные значения давлений в регенеративных подогревателях будут

“плавать” при изменении Δtвп. Значит при проведении конструкторского расчета требуется

задавать строго определенное значение всех основных параметров, включая Δtвп.

Стоит отметить, что при отклонении Δtвп в большую сторону от заданного значения при

проектировании может приводить к пересечению кривой, показанной на рисунке 3.3, с линией

давления в первом отборе ЦСД. Например, если распределение регенеративных отборов было

произведено для случая Δtвп = 0°С, давление в первом отборе будет равно порядка 1,8 МПа, тогда

при Δtвп=220 – 240°С отбор начнет не повышать, а снижать общую тепловую экономичность

схемы, и его будет целесообразно отключить.

Теперь рассмотрим третий, самый комплексный вариант – применение водородного

перегрева в двух участках схемы. Примем, как уже отмечалось выше, увеличение температуры

для острого и пара промежуточного перегрева одинаковым (Δtвп0 = Δtвп_пп = Δtвп).

Из рассмотренного ранее ясно, что увеличение Δtвп для разных участков применения

водородного перегрева по-разному сказывается на конечном положении индифферентной точки.

Рассмотрим первый множитель 𝑞𝑞′пп. При равномерном росте Δtвп, с одной стороны,

увеличивается разница ℎппк.с. − ℎппг.н, а, с другой стороны, снижается ℎппг.н − ℎппх.н.. Однако, в связи с

особенностями термодинамических свойств водяного пара (прямой зависимостью теплоемкости

при постоянном давлении от температуры) наблюдается небольшой итоговый рост 𝑞𝑞′пп (рисунок

3.4).

1,300

1,500

1,700

1,900

2,100

2,300

2,500

2,700

0 50 100 150 200 250 300 350 400

Дав

лени

е в

инди

ффер

ентн

ой т

очке

, М

Па


85

Рисунок 3.4 – Теплота, подводимая к рабочему телу на участке между выхлопом ЦВД и входом

в ЦСД

Другой множитель - 𝐻𝐻прЧВД однозначно растет с увеличением Δtвп.

Последнее, что оказывает влияние на итоговое значение 𝐻𝐻инд, это разница ℎ0 − ℎп.в.,

которая тоже однозначно увеличивается, оказывая балансирующее влияние на итоговое

значение, так как находится в знаменателе.

Учитывая все вышесказанное, перейдем непосредственно к расчету значений 𝐻𝐻инд при

различных величинах Δtвп. График изменения положения индифферентной точки при росте Δtвп

показан на рисунке 3.5, из которого видно, что значительный перегрев в Δtвп = 200 – 300°С

приводит к изменению давления менее чем на 10%. Из этого обстоятельства можно сделать два

основных вывода:

- разработка тепловой схемы в части определения давлений для регенерации среднего и

низкого давления может вестись на широкий диапазон возможных режимов работы блока по Δtвп;

- работа блока при изменении Δtвп в широком диапазоне не приведет к снижению

положительного термодинамического эффекта регенерации в силу того, что оптимальные

значения давлений будут слабо зависеть от значения перегрева.

Вышеозначенный эффект слабой зависимости Pинд от Δtвп имеет место только при условии

равенства Δtвп0= Δtвп_пп. Для того чтобы пологая линия, отражающая зависимость Pинд от Δtвп,

показанная на рисунке 3.5, стала горизонтальной, требуется сместить баланс подогрева в сторону

острого пара на 2 – 5%: Δtвп0= Δtвп_пп·1,05. В таком случае давление в индифферентной точке

вообще не будет меняться с ростом Δtвп.

620000

630000

640000

650000

660000

670000

680000

690000

700000

710000

720000

730000

0 50 100 150 200 250 300

𝑞𝑞′_п

п , к

Дж

/кг


86

Рисунок 3.5 – Зависимость давления в индифферентной точке от значения дополнительного перегрева (перегрев в паре промежуточного перегрева)

С точки зрения эффективности работы регенеративного подогрева при изменении Δtвп

фактическая независимость оптимальных значений давлений в регенеративных подогревателях

от Δtвп делают конфигурацию тепловой схемы с двумя участками водородного перегрева

наиболее перспективной. В процессе освоения и возможного регулирования можно будет

изменять Δtвп в широком диапазоне без ущерба для тепловой эффективности регенерации.

Применение водородного перегрева в остром паре и паре промежуточного перегрева с

равной степенью повышения температуры пара фактически оставит распределение

регенеративного подогрева неизменным по сравнению с существующим в блоках на

сверхкритические параметры пара. Это оказывается весьма перспективным с точки зрения

возможной надстройки существующих традиционных блоков водородными камерами сгорания.

3.2 Подогреватели низкого давления в тепловых схемах с водородным перегревом пара

По мере увеличения степени дополнительного перегрева Δtвп помимо, как уже было

отмечено, смещения по изобаре вверх и вправо точки конца расширения, происходит

аналогичное изменение положений отборов регенеративных подогревателей (рисунок 3.6).

22,12,22,32,42,52,62,72,82,9

3

0 50 100 150 200 250 300

Дав

лени

е в

инди

ффер

ентн

ой т

очке

, М

Па


87

Рисунок 3.6 – Процесс расширения в паровой турбине на Н-s диаграмме с обозначенными давлениями последних трех регенеративных отборов

Смещение процесса расширения вправо приводит к возрастанию температуры пара

отбираемого на регенерацию и, соответственно, на входе в подогреватели. Наиболее

принципиально это для двух последних подогревателей. Высокие значения перегрева пара

относительно температуры насыщения делают рациональным изменение конструкции

подогревателя за счет добавления специально организованных поверхностей предварительного

охлаждения (ПО). В большинстве современных блоков вся регенерация высокого давления и

часть подогревателей среднего давления выполняются с пароохладителями [46, 47, 48].

Установка пароохладителей именно в этих подогревателях обусловлена высокими значениями

перегрева, поступающего в них пара относительно температуры насыщения.

В случае применения дополнительного водородного перегрева в подогреватели низкого

давления, которые в традиционных схемах работают с перегретым или насыщенный паром,

теперь поступает перегретый или сильно перегретый пар. Изменение степени перегрева показано

на рисунке 3.7, где изображена разница между температурой пара и температурой насыщения

для трех последних подогревателей.

88

Рисунок 3.7 – Разница между температурой греющего пара и температурой насыщения в зависимости от значения водородного перегрева

В существующей научно-технической литературе нет ясных рекомендаций по уровням

перегрева греющего пара, для которого рационально применять пароохладители. В случае

умеренных Δtвп (0 – 150°С) вопрос применения ПО требуется решать индивидуально с

проработкой конструкции каждого подогревателя.

Как видно из рисунка, при существенных водородных перегревах Δtвп> 200 – 250 в нижнем

подогревателе (ПНД-1) поступающий пар оказывается перегрет более чем на 140°С. Таким

образом можно однозначно рекомендовать установку ПО во всей группе подогревателей низкого

давления при значениях Δtвп .> 200°C.

Следовательно, учитывая вышесказанное, тепловая схема примет вид, показанный на

рисунке 3.8.

Рисунок 3.8 – Тепловая схема гибридного энергоблока с установкой пароохладителей во всей

группе регенерации низкого давления

89

3.3 Расход пара в регенеративные подогреватели в тепловых схемах с водородным

перегревом пара

Расход пара 𝐷𝐷п в поверхностные регенеративные подогреватели определяется из уравнения

теплового баланса:

𝐷𝐷п�ℎп − ℎд� ∙ 1.02 = 𝐺𝐺ок(ℎвых − ℎвых). (3.7)

Для смешивающих подогревателей записывается еще уравнение материального баланса.

Для простоты анализа будем считать, что все подогреватели поверхностные.

С ростом Δtвп, процесс расширения сдвигается вверх и вправо. Как было установлено,

давления регенеративных отборов при одновременном повышении температуры острого пара и

пара промежуточного перегрева почти не изменяются. Таким образом, точки отбора пара из

регенеративных отборов сдвигаются вправо, что, в свою очередь, повышает энтальпию отбора

ℎп, что, в соответствии с уравнением (3.7), снижает количество пара, отбираемого на подогрев.

Изменение расходов в регенеративные отборы удобнее оценивать через относительные

величины. Доля пара, направляемая в регенеративный отбор, находится как:

𝛼𝛼р =𝐷𝐷п𝐷𝐷0

. (3.8)

Были проведены вариантные расчеты тепловой схемы, показанной на рисунке 3.8 для

различных значений Δtвп с определением изменения доли регенеративных отборов. Результаты

вычислений представлены на рисунке 3.9.

Рисунок 3.9 – Доли отбираемого пара на регенерацию в зависимости от степени водородного

перегрева

90

Зная доли регенеративных отборов, найдем долю расхода пара, поступающего в

конденсатор:

𝛼𝛼к = 1 −�𝛼𝛼р𝑖𝑖

8

𝑖𝑖=1

. (3.9)

Рисунок 3.10 – Доля пара, поступающего в конденсатор, в зависимости от степени водородного

перегрева Как видно из рисунка 3.10, снижение расхода на регенеративные подогреватели повышает

расход пара, поступающий в конденсатор. При Δtвп = 300°С увеличение расхода пара на выхлопе

ЦНД, связанного только с сокращение расхода в подогреватели, составит 8,4% по сравнению с

вариантом при Δtвп= 0°С.

В случае использования водородного перегрева расход пара в конденсатор возрастет еще

по одной причине – в водородных камерах сгорания образуется дополнительный расход пара.

Тогда доля пара, поступающего в конденсатор, будет определяться через уравнение:

𝛼𝛼′к = 1 −�𝛼𝛼р𝑖𝑖

8

𝑖𝑖=1

+ 𝛼𝛼к𝑐𝑐1 + 𝛼𝛼к𝑐𝑐2 (3.10)

Произведя расчеты, получим зависимость доли расхода пара в конденсатор от степени

дополнительного перегрева (рисунок 3.11).

0,63

0,64

0,65

0,66

0,67

0,68

0,69

0,70

0 100 200 300

Дол

я па

ра, п

осту

паю

щег

о в

конд

енса

тор


91

Рисунок 3.11 – Доля пара, поступающего в конденсатор, с учетом расхода в КС в зависимости от степени водородного перегрева

Доля расхода пара в конденсатор с учетом всех составляющих увеличивается более чем

24% при росте Δtвп от 0 до 300°С.

3.4 Тепловые схемы с пароприемником - охладителем для конденсаторов гибридных

энергоблоков с высокими степенями перегрева пара

Как было показано в разделе, посвященном изменению конечных параметров пара в схемах

гибридных ТЭС, увеличение Δtвп свыше 160 – 200°С приводит к поступлению перегретого пара в

конденсатор. Указанный температурный диапазон значений характеризуется широкими

границами в силу большого числа факторов, которые могут варьироваться для отдельных

схемных решений. Среди них: внутренний относительный КПД ЦСД и ЦНД, значение давления

промежуточного перегрева и значение разделительного давления между ЦСД и ЦНД.

Начальная температура пара конца промежуточного перегрева, при которой в конденсатор

гарантированно начинает поступать перегретый пар, равна tпп_кс= 740°C. Однако, возможно и

дальнейшее повышение начальной температуры, обусловленное стремление получить более

высокие показатели тепловой эффективности схемы. В таком случае рационально рассмотреть

некоторые схемные решения, учитывающие обозначенные особенности.

При высоких значениях перегрева пара, поступающего в конденсатор относительно

0,60

0,62

0,64

0,66

0,68

0,70

0,72

0,74

0,76

0,78

0,80

0 100 200 300

Дол

я па

ра, п

осту

паю

щег

о в

конд

енса

тор


92

температуры насыщения, целесообразно выделить участок теплообмена, в котором будет

происходить охлаждение пара, предваряющее последующую конденсацию в основном отсеке

конденсатора (рисунок 3.12).

Рисунок 3.12 – Тепловая схема гибридного энергоблока с пароприемником-охладителем конденсатора

Рассмотрим различные варианты схем включения данного теплообменника. Относительно

высокий тепловой потенциал поступающего пара позволяет принципиально использовать

данный отсек конденсатора в качестве источника теплоты на станционные нужды (отопление,

ГВС) или для иного полезного использования. В таком случае охлаждающая вода циркулирует

между тепловым потребителем и ППО. Ограничением применения такой схемы можно считать

необходимость подачи в ППО среды с температурой, равной или ниже температуре

охлаждающей воды в конденсаторе. Данное ограничение может стать лимитирующим при

использовании такой схемы в системах локальной теплофикации. Приведенная схема позволяет

полезно утилизировать часть теплоты, поступающей в холодный источник, и, тем самым,

повысить тепловую эффективность цикла.

93

Рисунок 3.13 – Тепловая схема гибридного энергоблока с пароприемником-охладителем

конденсатора, подключенным к тепловому потребителю

Вторым, и наиболее очевидным, случаем подключения ППО к охлаждающей среде

является использование циркуляционной воды. В данном случае возможны два варианта –

последовательное и параллельное подключение относительно основного отсека конденсатора.

На рисунке 3.14 показана тепловая схема с последовательным подключением. В этом случае

циркуляционная вода сначала нагревается до температур, близким к температурам насыщения

конденсирующегося пара, а затем поступает в ППО, где происходит дальнейший нагрев за счет

охлаждения перегретого пара. В целом, основным преимуществом такой схемы является

эффективное использование циркуляционной воды, так как она собирает значительный подогрев

и направляется в градирни или иные системы водоснабжения с высокой температурой.

Тепловой баланс конденсатора для идеального случая с последовательным подключением

записывается следующим образом:

𝐷𝐷п ∙ (ℎп − ℎ′в) = 𝐺𝐺в ∙ (ℎв2 − ℎв1), (3.11)

где: Dп – расход пара в конденсатор;

Gв – расход циркуляционной воды;

hп – энтальпия пара поступающего в ППО;

hв’– энтальпия воды в состоянии насыщения;

hв2 – энтальпия воды на выходе из ППО;

hв1 – энтальпия на входе в конденсатор.

94

Ключевой проблемой такой схемы являются малые температурные напоры в ППО и,

следовательно, необходимость в обеспечении больших площадей теплообмена.

Рисунок 3.14 – Тепловая схема гибридного энергоблока с пароприемником-охладителем

конденсатора с последовательным подключением

Схема с параллельным подключением ППО по циркуляционной воде показана на рисунке

3.15.

Рисунок 3.15 – Тепловая схема гибридного энергоблока с пароприемником-охладителем конденсатора с параллельным подключением

95

В такой схеме охлаждающая вода поступает независимо в основной отсек конденсатора и

ППО. После прохождения теплообменных поверхностей теплоноситель собирается и

направляется в систему оборотного водоснабжения. При такой схеме тепловой баланс

конденсатора записывается как:

𝐷𝐷п ∙ (ℎп − ℎ′в) = 𝐺𝐺в ∙ (ℎв2к − ℎв1) + 𝐺𝐺вппо ∙ (ℎв2ппо − ℎв1). (3.12)

Видно, что в правой части добавляется слагаемое, связанное с теплотой ППО.

Сумма расходов циркуляционной воды в параллельной схеме Gвк+ Gвппо будет больше, чем

расход воды Gв в последовательной схеме. Этот факт связан с меньшими подогревами воды (hв2к-

hв1) и (hв2ппо-hв1) по сравнению с (hв2-hв1). Таким образом, параллельная схема потребует большое

количество циркуляционной воды, чем последовательная. Значительным преимуществом

параллельной схемы являются существенный температурный напор в ППО, что позволит сделать

данный конструктивной узел более компактным.

Теперь определим необходимое количество воды, которое должно поступать в ППО. Для

этого рассчитаем крайний случай с предельным из рассматриваемых значениями Δtвп.

При существенных степенях перегрева Δtвп= 260 – 300°С перегрев пара будет составлять

50 – 70°С, что эквивалентно qп= 91 – 120 кДж/кг теплоты, которую надо отвести для того, чтобы

охладить пар до температуры насыщения. В общем балансе потерь в холодном источнике

добавочное qп составляет незначительную долю – 4 – 6%. Тогда при проектировании ППО таким

образом, чтобы обеспечить тот же подогрев циркуляционной воды, что и в основном

пространстве конденсатора, добавочный расход Gвппо, при параллельной схеме так же составит

порядка 4 – 6%, что сравнительно невелико, не потребует существенной перестройки системы

оборотного водоснабжения и не вызовет больших дополнительных затрат для обеспечения

дополнительного расхода Gвппо.

Таким образом, в силу выше описанных причин, наиболее перспективной является схема с

параллельным подключением ППО.

3.5 Разработка методов снижения затрат на сжатие и их интеграции в тепловую схему угольно-

водородного энергоблока Как было отмечено ранее, учет неизбежных дополнительных затрат на сжатие водорода и

кислорода существенно снижает тепловую экономичность схемы. При этом существенную часть

(94%) в балансе дополнительных собственных нужд занимает мощность, затрачиваемая на

сжатие водорода, поэтому меры по сокращению работы на сжатие следует рассматривать прежде

всего применительно к водороду. Одним из путей снижения работы на сжатия в компрессорах в

96

настоящее время является промежуточное охлаждение сжимаемой среды.

При сжатии рабочего тела в рабочем пространстве компрессора выделяется значительное

количество теплоты, которое возрастает с увеличением степени сжатия. В результате

повышаются затраты на привод компрессора, возникает перегрев рабочих деталей и узлов

агрегата, проявляются и другие нежелательные последствия. Для предотвращения этого

организуется промежуточное охлаждение газа в процессе сжатия, а сам процесс в этом случае

становится многоступенчатым.

Важно отметить, что, помимо прочего, многоступенчатое сжатие приближает процесс

подвода теплоты к изотермическому.

Главным критерием, по которому производится распределение общего отношения

давлений 𝑝𝑝2 𝑝𝑝1⁄ между отдельными ступенями компрессора, является минимум суммарной

технической работы цикла всего компрессора. Анализ термодинамических выражений,

описывающих процесс сжатия, показывает, что для компрессора с числом ступеней m данному

условию отвечает отношение давлений на ступени равное [49]:

𝑝𝑝вых.ст.𝑝𝑝вх.ст.

= �𝑝𝑝2𝑝𝑝1

𝑚𝑚 , (3.13)

одинаковое для всех ступеней аппарата.

В T, s - диаграмме процесс сжатия в многоступенчатом компрессоре изображен на рисунке

3.16. Если число ступеней компрессора сделать весьма большим, то, как видно по P, v -

диаграмме (рисунок 3.17), процесс сжатия будет близок к изотермическому. При этом

наилучшим с точки зрения минимума суммарной работы будет вариант, когда температуры газа

на входе и выходе в каждую ступень одинаковы и равны T1.

Рисунок 3.16 – Процесс многоступенчатого сжатия на T, s - диаграмме

97

Рисунок 3.17 – Процесс многоступенчатого сжатия на P, v - диаграмме

На практике вопрос о выборе числа ступеней, обеспечивающих заданное давление газа

после компрессора, решается на основе не только термодинамических, но и общих технических

и технико-экономических соображений. Также необходимо учесть особенности тепловой схемы,

в которую интегрируется система охлаждения. В связи с этим в работе рассмотрены схемы двух-

и трехступенчатого сжатия. Сравнение эффективности применения многоступенчатого сжатия

производилось с процессом сжатия в одну ступень.

Работа компрессора вычислялась согласно формуле для адиабатного сжатия идеального

газа:

𝑙𝑙 = 𝑘𝑘𝑘𝑘−1

𝑅𝑅𝑇𝑇1 ��𝑝𝑝2𝑝𝑝1�𝑘𝑘−1𝑘𝑘 − 1�, (3.14)

где 𝑘𝑘 – показатель адиабаты (для двухатомного газа 𝑘𝑘 = 1,4);

𝑅𝑅 = 4,124 кДжкг

- газовая постоянная для водорода;

𝑇𝑇1 – температура газа в начале процесса сжатия, К.

Охлаждение газа между ступенями считалось изобарным. Перепад температур

теплоносителей на входе/выходе из охладителя ограничивался 5°С. Температура охлаждающей

воды на входе в первый промежуточный холодильник составляла 35°С. Все величины

рассчитывались на расход водорода равный 1 кг/с.

Анализ существующей тепловой схемы показал, что установка камер сгорания возможна в

двух местах: в области острого пара и в области пара промежуточного перегрева.

Соответственно, подводить сжатый водород необходимо в эти точки схемы либо по отдельности

(при установке только одной камеры), либо одновременно.

98

Необходимо заметить, что в работе не удается организовать процесс многоступенчатого

сжатия таким образом, что температура газа на входе в каждую ступень (в том числе и в первую)

оставалось постоянной. Это связано с ограниченной возможностью охлаждения газа в

промежуточных холодильниках: температура газа на выходе из холодильника не может

опускаться ниже 40°С (условие организации эффективного теплообмена между

теплоносителями), а температура газа на входе в первую ступень равна 20°С.

С учетом указанных выше особенностей в работе было выбрано два пути организации

процесса многоступенчатого сжатия газа в компрессоре. Степень повышения давления в обоих

вариантах вычислялась согласно (3.13). В первом варианте (рисунок 3.18) температуре конца

промежуточного охлаждения (по газовой среде) принималась постоянной для каждой ступени

охлаждения. Интервал ее изменения ограничивался аналогичной температурой газа при

одноступенчатом сжатии сверху и 40°С снизу. Во втором варианте (рисунок 3.19) постоянной

принималась величина изменения температуры газа в процессе охлаждения.

Рисунок 3.18 – Организация процесса охлаждения газа, вариант 1

Рисунок 3.19 – Организация процесса охлаждения газа, вариант 2

99

Анализ вариантов показал, что значения получаемой экономии мощности на привод, а

также величины расхода охлаждающей воды различаются незначительно. Исходя из технико-

экономических соображений, целесообразней организовать охлаждение при постоянной

разности температур газа на входе и выходе из промежуточного холодильника. Кроме того, в

этом случае возможно соединить холодильники последовательно по охлаждающему

теплоносителю. В дальнейшем расчеты производились только для схемы по второму варианту.

Другой важной деталью, которую необходимо учесть при выборе системы

многоступенчатого сжатия, является то обстоятельство, что вода должна возвращаться в цикл

после системы охлаждения компрессоров. Для того чтобы работа схемы в целом оставалась

стабильной, необходимо вводить поток нагретого в холодильниках теплоносителя в места с

близкой температурой. Максимальная температура воды должна составлять порядка 175°С, что

соответствует параметрам насыщения при давлении 1 МПа, а также позволяет сбрасывать воду

в деаэратор. При очень больших значениях температуры в системе охлаждения произойдет

вскипание воды, что крайне нежелательно. С данной проблемой можно бороться путем

повышения давления охлаждающего теплоносителя, но это приведет к дополнительным затратам

на привод насосов. А увеличение расхода охлаждающей воды будет снижать эффективность

работы основного цикла.

Данная работа рассматривает три возможных варианта установки водородных камер

сгорания. Место установки определяет давление основного потока, в котором будет происходить

сгорание водорода. Основным параметром системы сжатия с применением многоступенчатого

сжатия является конечное давление, то есть давление на 5 – 10% превышающие давление среды,

в которую устанавливается камера сгорания. В связи с этим, исследование эффективности

работы системы охлаждения будем проводить раздельно для каждого случая положения

водородных камер сгорания.

Организация многоступенчатого сжатия водорода для камеры сгорания, установленной в

области пара промежуточного перегрева

Результаты расчетов для случая двухступенчатого сжатия (рисунок 3.20) при установке

камеры сгорания в области пара промежуточного перегрева представлены на рисунках 3.21, 3.22.

Как можно заметить, максимальное снижение мощности на привод компрессора наблюдается

при более полном охлаждении газа в промежуточном холодильнике. Но расход охлаждающей

воды при этом также является максимальным. Температура охлаждающей воды на выходе из

системы промежуточного охлаждения составляет 210°С.

100

Рисунок 3.20 – Схема с двухступенчатым сжатием для случая установки камеры сгорания в

паре промежуточного перегрева

Рисунок 3.21 – Расход охлаждающей воды на 1 кг/с H2 при двухступенчатом сжатии с одним

промежуточным охлаждением (до 36 атм)

0

0,5

1

1,5

2

2,5

3

3,5

4

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180

G, кг/с

Степень охлаждения ∆t, °С

Расход охлаждающей воды, кг/с

101

Рисунок 3.22 – Снижение мощности на привод при двухступенчатом сжатии с одним

промежуточным охлаждением (до 36 атм)

Для трехступенчатого сжатия (рисунок 3.23) с параллельной схемой подключения

охладителей были получены зависимости расхода охлаждающей воды и снижения затрат на

привод, изображенные на рисунках 3.24, 3.25. Температура охлаждающей воды на выходе из

системы при максимально большой степени охлаждения составила 162°С.

При организации трехступенчатого сжатия ступени охладители возможно подключать

последовательно. Тепловая схема с таким типом подключения изображена на рисунке 3.23.

Проведенные расчеты показали, что поступление уже значительно подогретой (𝑡𝑡Г,𝐼𝐼 = 90,4 ℃)

воды во охладитель второй ступени приводит к высоким значениям температуры сброса в

тепловую схему - 232°С. При этом даже для максимальной возможной степени охлаждения в

каждой ступени экономия мощности на привод компрессора составляет всего ∆𝑁𝑁𝑁𝑁

= 12,8 %. В

силу обозначенных причин данная схема значительно уступает схеме с параллельным

включением охладителей, поэтому подробные зависимости для нее не приводятся.

Исходя из указанных выше ограничений, выбираем схему с трехступенчатый сжатием газа

в компрессоре и параллельным включением охладителей по потоку охлаждающего

теплоносителя. Максимальный расход воды в этом случае составит 𝐺𝐺ОВ = 3,02 кгс

, максимальное

значение экономии мощности ∆𝑁𝑁𝑁𝑁

= 26,2 %.

0

5

10

15

20

25

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180

∆N/N


Снижение работы на сжатие, %

102

Рисунок 3.23 – Схема с трехступенчатым сжатием для случая установки камеры сгорания в

паре промежуточного перегрева с параллельным включением

Рисунок 3.23 – Расход охлаждающей воды на 1 кг/с H2 при трехступенчатом сжатии с двумя

промежуточными охлаждениями (до 36 бар) при параллельном включении

0

0,5

1

1,5

2

2,5

3

3,5

0 20 40 60 80 100 120

G, кг/с



103

Рисунок 3.24 – Снижение мощности на привод при трехступенчатом сжатии с двумя

промежуточными охлаждениями (до 36 бар) при параллельном включении

Рисунок 3.25 – Схема с трехступенчатым сжатием и последовательным включением

охладителей по воде

Организация многоступенчатого сжатия водорода для камеры сгорания, установленной в

области острого пара

Главным отличием рассматриваемого варианта является другое конечное давление сжатия.

Остальные структурные характеристики остаются неизменными. Поэтому параметры системы

многоступенчатого сжатия с промежуточным охлаждением для камеры сгорания расположенной

0

5

10

15

20

25

30

0 20 40 60 80 100 120

∆N/N



104

в остром паре отличаются от описанной ранее только количественными показателями. Таким

образом, рассмотренный состав вариантов аналогичен случаю установки КС в паре

промежуточного перегрева и содержит: двухступенчатое сжатие (рисунок 3.26), трехступенчатое

сжатие с параллельным подключением охладителей (рисунок 3.27) и трехступенчатое сжатие с

последовательным подключением охладителей (рисунок 3.28).

Параметры для двухступенчатого сжатия приведены на рисунках 3.29, 3.30. Основным

недостатком такой схемы является высокая температура воды на выходе из охладителя - 249,1°С.

При таком уровне температур для обеспечения работы без вскипания требуется устанавливать

дополнительный насос. Так же данная температура значительно превышает температуру в

деаэраторе куда планируется проводить сброс горячего теплоносителя.

Значения основных расчетных параметров для схемы последовательного подключения

холодильников по воде: расход охлаждающей воды 𝐺𝐺ОВ = 2,66 кгс

, перепад температур в

охладителе для газа ∆𝑡𝑡 = 92,4 ℃, температура газа на входе во вторую ступень сжатия 𝑡𝑡Г,𝐼𝐼 =

128 ℃, температура газа на входе в третью ступень сжатия 𝑡𝑡Г,𝐼𝐼𝐼𝐼 = 309 ℃, экономия мощности на

привод компрессора ∆𝑁𝑁𝑁𝑁

= 21,1 %, температура охлаждающей воды на выходе из системы

охлаждения 367°С. Видно, что температура теплоносителя в данном случае значительно

превышает даже температуру питательной воды поступающей в котел. В таком случае возникают

существенные проблемы с поиском оптимальной точки сброса нагретого охлаждающего агента.

Наиболее оптимальной, из рассмотренных, является схема с трехступенчатым сжатием газа

в компрессоре и параллельным включением охладителей по потоку охлаждающего

теплоносителя. Максимальный расход воды в этом случае 𝐺𝐺ОВ = 5,8 кгс

, максимальное значение

экономии мощности ∆𝑁𝑁𝑁𝑁

= 41 %. Подробнее показатели приведены на рисунках 3.31, 3.32.

105

Рисунок 3.26 – Схема с двухступенчатым сжатием водорода для камеры сгорания,

установленной в области острого пара

Рисунок 3.27 – Схема с трехступенчатым сжатием и параллельным включением охладителей по

воде

106

Рисунок 3.28 – Схема с трехступенчатым сжатием и последовательным включением

охладителей по воде

Рисунок 3.29 – Расход охлаждающей воды при двухступенчатом сжатии с одним

промежуточным охлаждением (до 240 бар)

0

0,5

1

1,5

2

2,5

3

3,5

4

0 50 100 150 200 250 300 350

G, кг/с



107

Рисунок 3.30 – Снижение мощности на привод при двухступенчатом сжатии с одним

промежуточным охлаждением (до 240 бар)

Рисунок 3.31 – Расход охлаждающей воды при трехступенчатом сжатии с двумя

промежуточными охлаждениями (до 240 бар)

0

5

10

15

20

25

30

35

40

0 50 100 150 200 250 300 350

∆N/N



0

1

2

3

4

5

6

7

0 50 100 150 200

G, кг/с



108

Рисунок 3.32 – Снижение мощности на привод при трехступенчатом сжатии с двумя

промежуточными охлаждениями (до 240 бар)

Организация многоступенчатого сжатия водорода для случая установки камер сгорания в

двух участках схемы

Подвод сжатого водорода в две камеры сгорания одновременно можно организовать путем

установки параллельно двух независимых компрессоров, работающих по многоступенчатой

схеме (рисунок 3.33). В этом случае конкретные значения расходов охлаждающей воды, затраты

на процесс охлаждения, экономия мощности на привод агрегатов будут определяться исходя из

режимов работы каждого компрессора в отдельности. Кроме того, при таком процессе

необходимо учесть разницу в конечных параметрах охлаждающей воды после каждой системы

охлаждения. Поэтому организация независимой системы охлаждения для каждого из

компрессоров по сути является суперпозицией рассмотренных ранее вариантов.

Если принять за основу трехступенчатое сжатие с параллельным включением

холодильников по воде для каждого из компрессоров, при максимальном охлаждении

сжимаемого газа получаем параметры, представленные в таблице 3.1.

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200

∆N/N



109

Таблица 3.1- Сравнение вариантов систем охлаждения водорода

Параметр Сжатие

до 24 МПа

Сжатие до

3,6 МПа

Сумма на два

компрессора

Сжатие до 24 МПа с отводом части газа после второй

ступени (3,88 МПа) Расход охлаждающей воды (на 1 кг водорода на входе в компрессор), кг/с

2,79 1,57 4,36 4,29

Температура охлаждающей воды на выходе, °С

175 161,8 - 249,1

Перепад температур в охладителе (по газу), °С 180 99 - 180

Экономия мощности на привод компрессора, % 41,02 26,18 - 34,78

Рисунок 3.33 – Схема с двумя параллельными многоступенчатыми компрессорами,

работающими на разные конечные давления газа

Другим возможным решением при подводе сжатого газа к двум камерам сгорания может

стать использования одного многоступенчатого компрессора с изменяемым расходом газа в

отдельных ступенях. Рассмотрим двухступенчатое сжатие. В данном случае, исходя из (3.11),

получаем, что давление газа после первой ступени будет 1,56 МПа, а после второй – 24 МПа. Как

можно заметить, промежуточное давление плохо согласуется с требуемым давлением для камеры

в области перегретого пара, поэтому данная схема является нецелесообразной.

При организации трехступенчатого сжатия распределение давления после каждой ступени

будет следующим: 6,27 атм после первой ступени; 38,8 атм после второй ступени; 240 атм в конце

110

процесса. Получаем, что возможно отводить часть сжатого газа после второй ступени перед

промежуточным холодильником без существенного снижения эффективности работы

компрессора (рисунок 3.34). На рисунках 3.35 и 3.36 представлены полученные зависимости для

такой схемы. Расход на входе в компрессор условно принимался равным 1 кг/с, после второй

ступени сжатия отводилось 51,9% газа.

Рисунок 3.34 – Схема с трехступенчатым сжатием и отводом части газа после второй ступени

Рисунок 3.35 – Расход охлаждающей воды при трехступенчатом сжатии с отводом части газа

после второй ступени

0

0,5

1

1,5

2

2,5

3

3,5

4

4,5

5

0 50 100 150 200

G, кг/с



111

Рисунок 3.36 – Снижение мощности на привод при трехступенчатом сжатии с отводом части

газа после второй ступени

Таким образом, по результатам проведенного исследования наиболее оптимальной

является схема независимого трехступенчатого сжатия для каждой камеры сгорания. Такое

решение обеспечивает высокие значения снижения работы сжатия (до 40%) при умеренном

расходе охлаждающей воды. Показатели потока на выходе из теплообменников позволяют

проводить сброс в деаэратор при температурах близких к температурам насыщения.

3.6 Варианты тепловых схем угольно-водородных энергетических комплексов

Проведенное исследование в общем очерчивает облик тепловой схемы гибридного

энергоблока, и позволяют сформировать перспективные варианты тепловых схем. Основной

параметр, который необходимо определить перед разработкой тепловой схемы гибридного

энергоблока — это степень водородного перегрева Δtвп. Во второй главе было показано, что

увеличение Δtвп однозначно приводит к росту экономичности установки. Стремление ко все

более высоким начальным температурам неминуемо наталкивается на ограничения,

накладываемые рабочим температурным диапазоном имеющегося сортамента конструкционных

материалов [50, 51]. На рисунке 3.37 показаны зависимости сочетания рабочих параметров,

обеспечивающих надежную работу существующих высокотемпературных сплавов в течении

100000 часов [52, 53]. Верхней границей температурного диапазона имеющегося сортамента

является уровень 840 – 850°С [54, 55]. При работе с более высокими температурами требуется

применять охлаждение, что существенно усложняет конструкцию.

0

5

10

15

20

25

30

35

40

0 50 100 150 200

∆N/N



112

Рисунок 3.37 – Рабочие параметры, при которых обеспечиваются достаточные прочностные

характеристики включая характеристики ползучести при 100000 часах работы

Таким образом, максимальная степень водородного перегрева, при которых возможно

использовать неохлаждаемые элементы конструкции, равна 300°С. Следовательно,

обозначенный уровень Δtвп можно рассматривать как потенциально реализуемым в

дальнесрочной перспективе.

Между предельным значением температуры в 860°С и освоенным уровнем в 540 – 600°С

находится область параметров, называемых ультрасверхкритическими – 720 – 760°С. Для

разрабатываемых блоков на ультрасверхкритические параметры пара в настоящее время

проводится большое число исследований по созданию экономичных и надежных сталей и

сплавов.

Таким образом, можно выделить два характерных температурных уровня: 740 и 840° С. В

первом случае можно успешно использовать разработанные конструкционные материалы,

созданные для УСКП блоков. Второй уровень соответствует предельным значениям температур

неохлаждаемых деталей. Степень водородного перегрева составляет 200 и 300°С для первого и

второго варианта соответственно. В силу указанных выше обстоятельств разработку тепловых

схем будем вести на два значения Δtвп 200 и 300 °С.

Обозначив степени перегрева, возможно переходить непосредственно к разработке

тепловых схем, базируясь на полученных, ранее данных и зависимостях.

113

Вариант 1, Δtвп = 200°С

В процессе разработки за прототип была принята тепловая схема турбоустановки паровой

турбины К-1200-240. Как показано в предшествующих главах, наибольший положительный

термодинамический эффект оказывает установка сразу двух камер сгорания. Поэтому в

рассматриваемом варианте имеется две камеры сгорания, расположенные в паропроводах

острого пара и пара промежуточного перегрева. Степени перегрева в каждой из них выбираются

одинаковыми. Влияние начального давления не однозначно сказываться на КПД энергоблока

нетто. По результатам исследования оптимальным значением для данного Δtвп является

23,5 МПа. Давление промежуточного перегрева принималось равным 15% от давления острого

пара.

Все подогреватели в тепловой схеме поверхностные. Давление в индифферентной точке, от

которого проводилось распределение подогрева из ЦСД и ЦНД определялось по адаптированной

методике.

Схема включения промежуточного охлаждения водорода – независимая для каждой камеры

сгорания и параллельная по охлаждающей воде. Основные параметры такой схемы приведены в

таблице 1.

Рисунок 3.38 – Принципиальная тепловая схема гибридного энергоблока со степенью перегрева

Δtвп = 200°С (вариант 1)

Вариант 2, Δtвп = 300°С

Вариант 2 отличается от предыдущего большим значением водородного перегрева и,

соответственно, состоянием пара, поступающего в конденсатор, который в рассматриваем случае

114

- перегретый. В силу этого в схеме появляется пароприемный охладитель (ППО), подключенный

параллельно по циркуляционной воде относительно основного отсека конденсатора. Высокие

значения Δtвп приводят к полному вытеснению огневого промежуточного перегрева в котельном

агрегате, поэтому в варианте 2 отсутствует промежуточный пароперегреватель. Так же

особенностью данного варианта является наличие пароохладителей у каждого подогревателя

низкого давления. Основные параметры варианта приведены в таблице 3.2.

Рисунок 3.39 – Принципиальная тепловая схема гибридного энергоблока со степенью перегрева

Δtвп = 300°С (вариант 2)

Таблица 3.2 – Основные параметры предлагаемых схем гибридных ТЭС

Параметр Вариант 1 Вариант 2

t0/tпп °C 740/740 840/840 P0/Pпп 23,5/3,6 23/3,4 Δtвп °С 200 300 ηнетто 46,7 47,9 Эдоп.сн 5,2 7,8 Nэ 1560 1740 Состояние пара на выхлопе ЦНД насыщенный перегретый на 65°С Наличие пароприемного охладителя конденсатора

нет есть

Система охлаждения водорода независимая параллельная

независимая параллельная

Расход H2 кг/с 6,8 11,6 Требования к дополнительно площади выхлопа в отношении к прототипу, %

28 42

115

Разработанные варианты тепловых схем, прежде всего, характеризуются высоким КПД,

который превышает существующий уровень на 6 – 8%. Высокие значения эффективности были

достигнуты за счет, во-первых, применения основных параметров, обеспечивающих

наибольшую тепловую эффективность при заданном Δtвп, во-вторых, за счет использования

разработанной системы промежуточного охлаждения водорода. Таким образом, можно

заключить, что полученные научные результаты позволяют формировать структуру тепловых

схем, обеспечивающих высокие показатели в рамках рассмотренного диапазона степеней

водородного перегрева.

3.7 Обоснование необходимости разработки цилиндров низкого давления повышенной

пропускной способности

Пропускная способность единичного выхлопа цилиндра низкого давления определяется

соотношением [56]:

Z

ZZaz

Z

ZazC V

FaMV

FCG

⋅⋅=

⋅=

*

, (3.15)

где Gc-массовый расход;

Сaz- осевая составляющая скорости за последней ступенью ЦНД;

Vz –удельный объем на выхлопе ЦНД;

Maz- число Маха;

az – местная скорость звука;

Fz – площадь выхлопа.

Повышение начальной температуры за счет установки водородных камер сгорания, как уже

было отмечено, существенно повышает удельный объем на выхлопе ЦНД. При Δtвп= 300°С

прирост удельного объема составляет 20 – 30%.

Вместе с тем применение водородного перегрева увеличивает массовый расход пара в

конденсатор, что обусловлено:

- наличием дополнительного количества рабочего тела, образовавшегося в процессе

горения водорода;

- снижением доли регенеративных отборов.

Суммируя оба фактора, получаем, что при Δtвп= 300°С увеличение массового расхода

составляет 20%.

Повышение удельного объема на выхлопе вместе с ростом массового расхода, в

соответствии с формулой (3.10), требуют увеличения выходной площади. При проектировании

116

энергоблока с степенью водородного перегрева Δtвп= 300°С, требуется увеличить пропускную

способность цилиндров низкого давления не менее чем на 40%.

Существуют два возможных пути решения данной проблемы: первый заключается в

увеличении количества выхлопов, за счет установки дополнительных ЦНД, и второй –

увеличение площади выходного сечения каждого цилиндра.

Число цилиндров низкого давления для мощных существующих паровых турбин по

критериям вибрационной надежности водопроводов в настоящий момент достигло предельных

значений и равно трем [57]. Увеличение числа ЦНД сверх этого значения приведет к

необходимости создания двухвальных паровых турбин, что крайне нежелательно из-за высокой

металлоемкости получаемых агрегатов.

Увеличение числа выхлопов для паровых турбин, у которых число ЦНД меньше

предельного, так же нежелательно из-за резкого роста стоимости, обусловленного

металлоемкостью.

В историческом плане проблема повышения пропускной способности однопоточных ЦНД

появилась еще 100 лет назад, когда паровые турбины стали широко использоваться для

выработки электроэнергии, и возникла практическая потребность в агрегатах большой мощности

[58].

Поскольку технологические возможности и прочностные характеристики сталей и сплавов

в указанный период времени не позволяли решить проблему увеличения пропуска пара через

последние ступени конденсационных турбин традиционной конструкции, то в начале 20-го века

были запатентованы различные конструктивные решения, не потерявшие своей актуальности до

настоящего времени.

В 1917 году Бауманом была предложена двухъярусная ступень и на ее базе цилиндр низкого

давления [59], конструкция которого приведена на рисунке 3.40. Применение ступени Баумана

позволяет разделить в ней поток пара на две части. Одна часть потока поступает в верхний ярус

рабочего колеса, где расширяется до давления в конденсаторе, а другая часть после расширения

в нижнем ярусе поступает в последнюю ступень ЦНД. Такое решение позволяет увеличить

суммарный пропуск пара через цилиндр, обеспечив, тем самым, значительное увеличение

единичной мощности турбины. Однако, кроме как в отечественной турбине К-200-130/50 оно не

нашло применения [58].

117

Рисунок 3.40 – ЦНД с предпоследней ступенью Баумана

Ограниченность использования ступени рассмотренной конструкции связано с рядом ее

существенных недостатков. Во-первых, теплоперепад верхнего яруса предпоследней ступени

равен сумме теплоперепадов нижнего яруса и последней ступени ЦНД, в результате чего верхний

ярус работает при отношении скоростей u/сф значительно меньше оптимального значения. К

числу конструктивных недостатков рассматриваемой ступени следует отнести отсутствие

разделительной полки в сопловом аппарате, а также должного уплотнения в межъярусном зазоре;

и профилирование решеток без учета особенностей сверхзвукового характера течения в верхнем

ярусе. Поскольку лопатки верхнего яруса являются естественным продолжением пера лопаток

нижнего яруса, то в них имеет место увеличение потерь, связанное с большой величиной

веерности решетки. Хорды сопловых решеток верхнего и нижнего ярусов ступени Баумана, а

также решеток последней ступени настолько велики, что относительная высота этих решеток

соизмерима с относительной высотой решеток первых ступеней. Очевидно, что указанные

недостатки не позволяют добиться высокого уровня КПД ступени Баумана, и, как следствие,

цилиндра низкого давления в целом [58].

Вследствие низкого уровня экономичности и надежности конструктивное решение со

ступенью Баумана стало промежуточным шагом в повышении предельной мощности паровых

турбин. Стремительное развитие металлургии и повышение качества используемых сталей и

сплавов в середине 20-го века позволило отказаться от применения сложных конструктивных

решений и перейти к традиционному, на сегодняшний день, способу повышения пропускной

способности ЦНД - наращиванию высоты лопатки последней ступени. Большая часть ныне

118

существующего быстроходного паротурбинного оборудования из мощностного ряда 300 –

800 МВт работает с лопаткой последней ступени высотой 960 мм. Стремление повысить

мощность, а значит, и пропускную способность, не сооружая дополнительных цилиндров,

привело к созданию лопатки длиной 1200 мм. Дальнейшим шагом является переход на лопатки

длиной 1300 - 1400 мм. Проблемам разработки лопаток большой длины посвящен ряд работ [60,

61, 62, 63, 64], где отмечается целый ряд технических сложностей, связанных с обеспечением

необходимой прочности и аэродинамической эффективности ступеней, выполненных на базе

таких лопаток.

Для детального анализа всех преимуществ и недостатков данного подхода были проведены

аэродинамические и прочностные расчеты проточной части четырехступенчатого ЦНД с

лопаткой последней ступени высотой 1400 мм, эскизный проект которого представлен на

рисунке 3.41.

Рисунок 3.41 – Цилиндр низкого давления с длиной лопатки последней ступени 1400 мм

Проведенные расчеты показали, что наименее экономичной ступенью ЦНД, как и

следовало ожидать, является последняя ступень, обеспечивающая лопаточный КПД всего

ηол= 0,71. Основной причиной такой низкой эффективности являются большие потери с

выходной скоростью: ΔHвс= 40,5 кДж/кг, которые при фиксированной осевой площади выхлопа,

119

зависят главным образом от скорости, то есть от числа Маха на выходе из последней ступени.

При проведении расчетов Ma было принято на уровне 0,75, что является предельным значением,

обеспечивающим эффективную работу выхлопного патрубка турбины.

Дополнительный потери, связанные с веерностью, влажностью, а также с утечками

снижают значение внутреннего относительного КПД последней ступени до 55%. Более того,

применение длинной лопатки при всего четырех ступенях в цилиндре приводит к чрезмерно

большому углу раскрытия проточной части (более 45%), что, в свою очередь, неизбежно ведет к

высокому уровню потерь в периферийной зоне лопаток. Реально следует ожидать, что КПД такой

ступени не будет превышать 50%, а эффективность всего цилиндра окажется весьма невысокой

- порядка 80%. Таким образом, можно сделать вывод, что увеличение пропускной способности

цилиндра низкого давления путем применения более длинных лопаток (свыше 1200 мм)

однозначно приводит к низким показателям экономичности.

Наряду с обеспечением аэродинамической эффективности последних ступеней важное

место занимает вопрос прочности. По полученным в результате прочностного расчета данным,

можно прийти к выводу, что последняя ступень ЦНД с титановой лопаткой 1400 мм будет

находиться в критических условиях работы, так как коэффициент запаса прочности по

растягивающим напряжениям составляет всего 1,3. Так же стоит отметить, что для лопаток

большой длины характерны высокие значения окружной скорости, которая на периферии

лопатки длиной 1400 мм при корневом диаметре 2,1 м составляет 725 м/с, что почти на 100 м/с

больше, чем в цилиндрах с лопатками длиной 1200 мм. В связи с этим следует ожидать

интенсификации эрозийно-капельного износа пера лопатки.

Столкнувшись с проблемами создания лопаток большой длины в 80-х годах минувшего

века, ученые опять вернулись к идее увеличения торцевой площади за счет использования

полуторного выхлопа. Так в работах ЦКТИ [65, 66] была предложена концепция цилиндра с

поворотом части потока на 180о (рисунок 3.42). Организация движения потоков рабочей среды

следующая: пар, пройдя нижний ярус предпоследней двухъярусной ступени, разделяется на два

потока, один из которых направляется в последнюю ступень, а второй, развернувшись на 180° в

специальном направляющем устройстве - в верхний ярус предпоследней ступени. Предлагаемое

решение позволяет устранить один из недостатков ступени Баумана - уменьшить располагаемый

теплоперепад, приходящийся на второй ярус предпоследней ступени, который в этом случае

будет равен теплоперепаду последней ступени ЦНД. Однако, возникают очень большие

сложности с организацией отбора и последующим поворотом потока пара. Поворот потока на

180о приводит к образованию неравномерного профиля скорости на входе во второй ярус, что

становится причиной дополнительных потерь, снижающих экономичность ступени на 2 – 3%.

120

Последнее обстоятельство, наряду с технической сложностью организации такой проточной

части, делает рассматриваемый подход труднореализуемым.

Рисунок 1.42 – ЦНД с разделением и поворотом части потока на 180 о

Для того чтобы, с одной стороны, обеспечить оптимальный теплоперепад в верхнем ярусе,

тем самым устранить часть проблем выхлопа Баумана, а, с другой, избежать разворота части

потока, как в конструкции предложенной ЦКТИ, целесообразно перейти к идее использования

двухъярусной проточной части.

Перспективным решением проблемы увеличения пропускной способности ЦНД является

переход к многоступенчатым двухъярусным проточным частям, где верхний ярус представляет

собой независимый от нижнего яруса лопаточный аппарат, имеющий собственные оптимальные

шаги, профили, значения u/cф и степени реактивности [65, 66, 67]. Эскиз одного из потоков,

разработанного ЦНД с повышенной пропускной способностью, представлен на рисунке 3.43.

121

Рисунок 3.43 – Проточная часть двухъярусного ЦНД

Принцип организации движения пара следующий: поток, пройдя первую ступень ЦНД,

разделяется, и основная его часть продолжает расширяться в четырех ступенях нижнего яруса, а

другая часть расширяется до давления в конденсаторе в трех ступенях верхнего яруса. Таким

образом концепция двухъярусного ЦНД является перспективным решением проблемы

повышения пропускной способности [68, 69, 70, 71]. Подробнее конструктивная проработка

данного технического решения производится в последующих главах диссертации.


Основные результаты исследования, описанные в третьей главе, заключаются в

следующем:

- Проведено исследование влияния степени водородного перегрева на положение

индифферентной точки. Рекомендуется разрабатывать тепловые схемы с равной степенью

перегрева в остром паре и паре промежуточного перегрева.

- Существующий расчетный подход по определению давления в индифферентной точке

был адаптирован для расчета тепловых схем гибридных водородных энергоблоков.

- Было проведено исследование изменения доли расходов пара в регенеративные

подогреватели при изменении степени водородного перегреваю. Увеличение массового расхода

в конденсатор при степени перегрева Δtвп= 300°С достигает 18 – 20%.

- Были разработаны способы интеграции системы охлаждения водорода в процессе сжатия

122

в тепловую схему гибридного энергоблока. Наиболее перспективная схема (независимая

параллельная с трехступенчатым сжатием) обеспечивает снижение затрат мощности на 35 – 40%.

- Разработаны перспективные варианты тепловых схем высокотемпературных гибридных

энергоблоков, обеспечивающие КПД нетто 46 – 48%.

- Проведено обоснование необходимости разработки новых конструктивных решения для

цилиндров низкого давления, с целью повышения их пропускной способности. Новые цилиндры

должны обеспечивать увеличенный на 40% объемный пропуск пара по сравнению с цилиндрами

с длиной лопатки последней ступени 1200 мм.

123

ГЛАВА 4. РАЗРАБОТКА КОНСТРУКЦИИ ДВУХЪЯРУСНОГО ЦИЛИНДРА НИЗКОГО

ДАВЛЕНИЯ ПОВЫШЕННОЙ ПРОПУСКНОЙ СПОСОБНОСТИ

Применение водородного перегрева в паросиловом цикле неминуемо приводит к

увеличению объемного расхода на выхлопе из ЦНД. Проведенные оценки показали, что для

реализации степеней перегрева Δtвп= 200 – 300°С требуется обеспечить возможность пропуска

объемного расхода, увеличенного на 25 – 40%. В конце предыдущей главы было показано, что

наиболее перспективным решением данной проблемы является увеличение площади выхлопа

ЦНД, которое может быть осуществлено за счет перехода к двухъярусным проточным частям.

Таким образом, в настоящем исследовании ставилась задача разработать проточную часть

двухъярусного цилиндра низкого давления повышенной пропускной способности. Увеличение

пропускной способности разрабатываемой конструкции должно составлять не менее 40% по

сравнению с традиционными ЦНД с лопаткой последней ступени длиной 1200 мм. Настоящая

глава содержит основные результаты исследования и конструктивной проработки проточной

части нового двухъярусного цилиндра низкого давления.

Разработка проточной части турбины — это итерационный процесс, состоящий из ряда

этапов, изображенных на рисунке 4.1. Исследование строилось на следующих стадиях:

1) Обоснование исходных параметров на входе в проектируемый ЦНД. Выбор

оптимальных значений давления и температуры между ЦСД и ЦНД проводится на базе

оптимизационного расчета. Решению этой задачи посвящен раздел 4.1.

2) Осесимметричный расчет цилиндра. Исходными данными для расчета служат значения

начальных параметров пара, полученных в разделе 4.1. В двухъярусном ЦНД с пятью ступенями

в нижнем ярусе, возможно использовать в верхнем ярусе либо три, либо четыре ступени. Вариант

с тремя ступенями может выполняться либо с общим подводом пара с разделением потоков после

первой ступени, либо с раздельным подводом через специальную диафрагму. Сравнительному

анализу различных вариантов посвящен раздел 4.2.

3) Профилирование проточной части ЦНД. Рациональная форма пера лопатки во многом

определяет эффективность и надежность работы турбины. Поскольку в данном случае, как в

нижнем, так и в верхнем ярусах проточной части ЦНД используются закрученные лопатки, то

формы профилей лопаток существенно меняются от корневого сечения к периферийному.

Профилирование закрученных лопаток в зависимости от их высоты проводится в трех или пяти

сечениях с последующим плавным соединением их между собой.

В рамках настоящей работы наибольшее внимание уделялось проектированию “вильчатых”

лопаток наиболее нагруженной последней двухъярусной ступени, которой посвящена отдельная

глава диссертации.

124

4) По полученным профилям лопаток ступеней цилиндра строились расчетные

геометрические модели и соответствующие расчетные сетки. Естественно, каждое изменение

профилей, обусловленное стремлением к минимизации потерь, требовало заново перестраивать

расчетные сетки. Процесс и примеры используемых сеток для моделирования течения пара в

рабочих и сопловых решетках представлены в разделе 4.4.

5) Проведение аэродинамических расчетов проточной части ЦНД. На базе полученных

сеток строились расчетные модели, и, затем, проводилось численное моделирование течения

пара в межлопаточных каналах. На данном этапе определялись значения профильных потерь,

анализ которых позволяет сделать вывод о необходимости внесения изменения в геометрию

профиля пера лопатки. Результаты расчетов и описание метода приведено в разделе 4.4.

6) Построение прочностных трехмерных моделей и сеток для последней двухъярусной

ступени.

7) Проведение трехмерного расчета предпоследней рабочей лопатки на прочность и

вибрационную надежность. Исследовались различные варианты конструкций и на базе этих

исследований вносились уточнения в форму профиля и его основные геометрические

характеристики.

Рисунок 4.1 – Процесс-диаграмма разработки проточной части ЦНД

4.1 Выбор и обоснование параметров пара на входе в цилиндр низкого давления

Начать детальную проработку концепции двухъярусного ЦНД целесообразно с поиска и

обоснования оптимальных параметров пара на входе в цилиндр. Чтобы полностью определить

состояние среды требуется знать два параметра. Такими параметрами являются давление и

температура, которые практически совпадают с параметрами пара после ЦСД. Соответственно,

125

изменение давления пара перед ЦНД меняет процесс расширения пара, как в ЦНД, так и в ЦСД.

Таким образом, оптимизация начальных параметров пара перед ЦНД затрагивает так же и

цилиндр среднего давления. Изменение разделительного давления приводит к

перераспределению теплоперепадов между смежными цилиндрами. Повышение давления

сокращает располагаемый перепад энтальпий на цилиндре среднего давления и повышает его на

ту же величину в цилиндре низкого давления, и наоборот. Добавление или сокращение

теплоперепада по-разному сказывается на эффективности работы цилиндров. Соответственно,

задача оптимизации состоит в поиске такого давления, при котором достигаются лучшие

показатели аэродинамической эффективности.

В настоящий момент не существует методики позволяющей определить оптимальное

разделительное давление исходя из критериев эффективности работы последних ступней ЦСД и

первых ступеней ЦНД. Как правило, данное давление находят путем разбивки полного

располагаемого теплоперепада пополам с последующим смещением полученного давления к

ближайшему регенеративному отбору. Так же в ряде случаев используют вариантный расчет

проточных частей ЦСД и ЦНД при различных значениях разделительного давления с

последующим выбором, обеспечивающим наилучшие показатели.

В силу этого в диссертационном исследовании была поставлена следующая задача - создать

методику определения оптимального разделительного давления, основываясь на параметрах

совместной аэродинамической эффективности ЦСД и ЦНД. Стоит отметить, что основой

разрабатываемой методики является анализ непрерывной функции суммы аэродинамических

потерь от значения разделительного давления. Экстремум данной функции показывает

оптимальное разделительное давление. Однако теплоперепад между ЦНД и ЦСД может меняться

только дискретно, что обусловлено добавлением или уменьшением количества ступеней.

Распределение небольшой невязки теплоперепада возможно так же и за счет равномерного

нагружения или разгрузки всех ступеней цилиндра. Стоит отметить, что это приводит к

отклонению u/сф от оптимального значения, и увязка таким способом должна использоваться для

небольших значений небаланса теплоперепадов.

Следовательно, поиск оптимального разделительного давления должен осуществляться в

следующей последовательности:

– проводится оценка влияния разделительного давления на величины потерь в ступенях

ЦНД и последних ступенях ЦСД. На данном этапе применяется разработанная методика;

– на основании полученных зависимостей выбирается диапазон давлений, обеспечивающих

незначительное отклонение эффективности рассматриваемых цилиндров от оптимальных

значений;

126

– в выбранном диапазоне значений давлений проводится поиск такого давления, при

котором обеспечивается наиболее удачное распределение теплоперепадов по ступеням ЦСД и

ЦНД.

4.1.1 Поиск оптимального диапазона разделительного давления на базе анализа потерь в

турбинной ступени

В общем случае коэффициенты потерь в турбинной ступени, связанные с течением пара в

решетках, можно разделить на несколько составляющих [72]:

− коэффициент профильных потерь 𝜁𝜁пр;

− коэффициент концевых потерь 𝜁𝜁кон;

− коэффициент потерь от веерности 𝜁𝜁𝜃𝜃;

− коэффициент потерь от утечек 𝜁𝜁ут;

− коэффициент потерь от влажности пара 𝜁𝜁вл.

Потери, связанные утечками, составляют малую величину и фактически не зависят от

разделительного давления. Таким образом, суммарный коэффициент потерь в общем виде будет

равен:

ζ = 𝜁𝜁пр + 𝜁𝜁кон + 𝜁𝜁𝜃𝜃 + 𝜁𝜁вл. (4.1)

При изменении давления, прежде всего, происходит изменение высоты лопатки. При росте

разделительного давления длины лопаток первой ступени ЦНД и последней ступени ЦСД

уменьшаются, а при снижении давления, наоборот, растут. При этом следует иметь в виду, что

абсолютные высоты лопаток первой ступени ЦНД у мощных паровых турбин оказываются

заметно меньше длины лопаток последней ступени ЦСД, т.к. они располагаются на разных

диаметрах, и через первую ступень двухпоточного ЦНД протекает существенно меньший

массовый расход пара (обычно на один выхлоп ЦСД приходится от двух до шести выхлопов

ЦНД).

Высота лопатки, прежде всего, влияет на две составляющие коэффициента потерь – на

коэффициент концевых потерь и на коэффициент потерь от веерности.

Концевые потери в решетках профилей определяются потерями на трение по торцевым

поверхностям решетки (при наличии внешнего бандажа) и дополнительными потерями,

обусловленными вторичными течениями вблизи концевых поверхностей решеток профилей.

Последние являются следствием течения реальных вязких рабочих сред в криволинейных

каналах, где неизбежно возникает поперечный градиент давления, который у торцевых

127

поверхностей не уравновешивается центробежными силами, действующими на частицу среды

при ее движении по криволинейной траектории.

В конечном счете, вторичные течения в решетках профилей приводят к возникновению в

криволинейных каналах двух парных вихрей, расположенных вблизи торцевых поверхностей.

Следует особо подчеркнуть, что абсолютное значение концевых потерь не зависит от

высоты решетки. Однако коэффициент концевых потерь 𝜁𝜁кон, определяемый как отношение

абсолютных потерь ∆ℎкон к кинетической энергии потока в выходном сечении решетки Е = 𝑚𝑚 ∙𝑐𝑐1𝑡𝑡2

2, оказывается обратно пропорциональным относительной длине лопатки 𝑙𝑙 𝑏𝑏� (b – хорда

профиля). На рисунке 4.2 показана схема вторичных течений в решетке [72].

Рисунок 4.2 – Схема вторичных течений

На рисунке 4.2б приведено распределение локальных коэффициентов потерь энергии по

высоте лопатки. При сравнительно малых относительных высотах лопаток наступает искажение

в кривых распределения потерь у концов лопаток, вследствие смыкания вторичных течений у

верхнего и нижнего концов.

Веерность решетки 𝑙𝑙 𝑑𝑑ср� характеризует степень увеличения расстояния (шаг) между

профилями соседних лопаток у корня ступени и у ее вершины. Соответственно, если в среднем

расчетном сечении расстояние между профилями выбрано из условия получения минимальных

потерь энергии (оптимальный шаг), то у корня шаг решетки будет меньше оптимального, а у

вершины – больше оптимального, что ведет к увеличению потерь энергии, называемыми

потерями от веерности. Потери от веерности 𝜁𝜁𝜃𝜃 характерны для решеток с большой веерностью.

Они вызваны изменением условий обтекания профилей по высоте решетки.

Рассмотрим составляющие коэффициента потерь энергии в решетке, определяемые

выражением (4.1), применительно к задаче оптимизации параметров на входе в ЦНД. Изменение

разделительного давления при условии постоянных параметров перед ЦСД и за ЦНД приводит

только к перераспределению располагаемого теплоперепада между рассматриваемыми

128

цилиндрами. Увеличение располагаемого теплоперепада в ЦСД влечет за собой рост длины

лопатки последней ступени этого цилиндра, а снижение – ее уменьшение. В общем балансе

коэффициента потерь изменение длин лопаток приводит к изменению только коэффициента

концевых потерь и потерь от веерности. Профильные потери и потери, связанные с

взаимодействием решеток, исключаются из рассмотрения по причине отсутствия их зависимости

от длины лопатки. Потери от влажности в решетках ЦСД и первых ступенях ЦНД отсутствуют.

Таким образом, анализу подлежат только следующее величины:

ζ′ = 𝜁𝜁к + 𝜁𝜁𝜃𝜃. (4.2)

Концевые потери могут быть определены по следующей формуле [72]:

𝜁𝜁к = 0,13𝑅𝑅𝑅𝑅𝑏𝑏

0,2×𝑙𝑙отн× �1 + 𝐵𝐵 × �1 + 𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝛽𝛽1

𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝛽𝛽2�2

× 𝑡𝑡отн2 × 𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐2𝛽𝛽2�, (4.3)

где 𝑅𝑅𝑅𝑅𝑏𝑏 – число Рейнольдса, рассчитанное по хорде лопатки;

𝑙𝑙отн – относительная высота лопатки, равная отношению длины лопатки к длине хорды;

𝛽𝛽1,𝛽𝛽2 – углы входа/выхода потока рабочей лопатки;

𝐵𝐵– экспериментальная константа;

𝑡𝑡отн – относительный шаг решетки.

Потери с веерностью оцениваются по формуле [72]:

𝜁𝜁𝜃𝜃 =

𝜒𝜒𝜃𝜃𝜃𝜃2

, (4.4)

где 𝜒𝜒𝜃𝜃=0,8–1,2;

θ – степень обратной веерности.

𝜃𝜃 =𝑑𝑑ср

𝑙𝑙� , (4.5)

где 𝑑𝑑ср – средний диаметр ступени;

l – высота лопатки ступени.

Тогда зависимость (4.2) принимает вид:

ζ′ =0,13

𝑅𝑅𝑅𝑅𝑏𝑏0,2 × 𝑙𝑙отн

× �1 + 𝐵𝐵 × �1 +𝑐𝑐𝑡𝑡𝑐𝑐𝛽𝛽1𝑐𝑐𝑡𝑡𝑐𝑐𝛽𝛽2

�2

× 𝑡𝑡отн2 × 𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐2𝛽𝛽2� +𝜒𝜒𝜃𝜃𝜃𝜃2

, (4.6)

где 𝑙𝑙отн = 𝑙𝑙𝑏𝑏;

129 𝑡𝑡отн = 𝑐𝑐

𝑏𝑏.

Очевидно, что выражение (4.6) можно записать как функцию от длины лопатки ступени.

ζ′(𝑙𝑙) =0,13

𝑅𝑅𝑅𝑅𝑏𝑏0,2 × 𝑙𝑙

𝑏𝑏

× �1 + 𝐵𝐵 × �1 +𝑐𝑐𝑡𝑡𝑐𝑐𝛽𝛽1𝑐𝑐𝑡𝑡𝑐𝑐𝛽𝛽2

�2

× 𝑡𝑡отн2 × 𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐2𝛽𝛽2� +𝜒𝜒𝜃𝜃

�𝑑𝑑 𝑙𝑙� �2. (4.7)

Здесь

sin (𝛽𝛽1) = 𝑎𝑎𝑎𝑎𝑐𝑐𝑡𝑡𝑐𝑐𝑐𝑐𝑠𝑠𝑠𝑠𝛼𝛼1

𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝛼𝛼1 −𝑢𝑢𝑐𝑐1

, (4.8)

где 𝛼𝛼1– угол направления скорости выхода потока из сопловой решетки;

с1 – скорость выхода потока из сопловой решетки;

𝑢𝑢– окружная скорость.

𝛽𝛽2 = 𝐹𝐹2

𝜋𝜋 × 𝑑𝑑 × 𝑙𝑙 , (4.9)

где 𝐹𝐹2 – выходная площадь рабочей решетки.

Полученное выражение (4.7) описывает зависимость суммы концевых потерь, связанных с

верностью от длины лопатки.

В уравнении (4.7) длина l полностью определяется значением давления p.

Зависимость плотности от давления p на исследуемом диапазоне носит линейный характер

и может быть представлено аппроксимационной зависимостью:

𝜌𝜌(𝑝𝑝) = 3,4383 × 𝑝𝑝 + 0,2656. (4.10)

Тогда из уравнения неразрывности потока следует, что средний радиус ступени также

зависит от давления. Используя уравнение неразрывности, получим:

𝑎𝑎(𝑝𝑝) = 𝐺𝐺

2 ∙ 𝑙𝑙′ ∙ 𝜋𝜋 ∙ 𝑤𝑤2 ∙ 𝜌𝜌(𝑝𝑝2) ∙ 𝜇𝜇 ∙ sin ( 𝛽𝛽2) , (4.11)

где 𝐺𝐺 – расход пара через ступень;

𝑤𝑤2 – относительная скорость выхода из ступени;

𝜌𝜌(𝑝𝑝) – определяется по (10);

l – высота лопатки;

𝛽𝛽2 – угол выхода потока из рабочего колеса в относительном движении.

130

Определим зависимость длины рабочих лопаток от давления за ними. Высота лопатки 𝑙𝑙 =

𝑑𝑑ср − 𝑑𝑑к = 2 ∙ 𝑎𝑎 − 𝑑𝑑к, где 𝑑𝑑к – корневой диаметр ступени, подставляя теперь вместо r выражение

(4.11), получим связь длины лопаток с давлением за ними:

𝑙𝑙(𝑝𝑝) = 𝐺𝐺

𝑙𝑙′ ∙ 𝜋𝜋 ∙ 𝑤𝑤2 ∙ 𝜌𝜌(𝑝𝑝2) ∙ 𝜇𝜇 ∙ sin ( 𝛽𝛽2)− 𝑑𝑑к. (4.12)

Теперь, используя уравнение неразрывности и связь между давлением и удельным

объемом, перейдем к функциональной зависимости от давления. Преобразуем зависимость (4.7):

ζ′(𝑝𝑝) = 0,13𝑅𝑅𝑅𝑅𝑏𝑏

0,2×𝑙𝑙(𝑝𝑝)/𝑏𝑏× �1 + 𝐵𝐵 × �1 + 𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝛽𝛽1

𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝛽𝛽2�2

× 𝑡𝑡отн2 × 𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐2𝛽𝛽2� + 𝜒𝜒𝜃𝜃

�𝑑𝑑 𝑙𝑙(𝑝𝑝)� �2. (4.13)

Записывая (4.13) для последней ступени ЦСД и первой ступени ЦНД, найдем сумму потерь,

однозначно зависящую от разделительного давления:

�ζ𝑖𝑖 (𝑝𝑝) = �ζцнд(𝑝𝑝) + �ζцсд(𝑝𝑝) (4.14)

Определим по формуле (4.13) сумму концевых потерь и потерь от веерности для последней

ступени ЦСД и первой ступени ЦНД. Рассматриваемые зависимости изображены на рисунке 4.3.

Рисунок 4.3 – Сумма концевых потерь и потерь от веерности в ступенях

131

Из анализа полученных зависимостей следует, что в данном случае потери от веерности

вносят больший вклад в суммарную составляющую. Это связано с тем, что длина лопатки

последней ступени ЦСД больше, чем первой ступени ЦНД. Поскольку потери от веерности

связаны с длиной, то зависимость имеет степенной характер. На рассматриваемом диапазоне

давлений, потери с веерностью носят монотонный характер. Коэффициент концевых потерь

снижается с ростом длины лопатки, поэтому суммарная кривая потерь для ступени ЦНД также

носит монотонный характер.

С другой стороны, поскольку длина лопатки первой ступени ЦНД меньше, чем последней

в ЦСД, то определяющий вклад в характер кривой вносит коэффициент концевых потерь, а

потери с веерностью пренебрежимо малы.

Из сказанного следует, что приведенные зависимости должны иметь оптимум.

Проведенные расчеты показали, что суммарная кривая имеет пологий минимум потерь при

давлениях 0,3 – 0,34 МПа.

Проведенные предварительные тепловые расчеты показали, что наиболее оптимальное

распределение теплоперепадов по ступеням для ЦСД и ЦНД осуществляется при давлении

0,31 МПа.

4.2 Проведение аэродинамических расчетов проточной части цилиндра низкого давления

Оптимальное количество ступеней на выбранные параметры в нижнем ярусе – пять. Такое

число ступеней в ЦНД применяется на всех крупных современных конденсационных турбинах.

При переходе к определению числа ступеней в верхнем ярусе двухъярусного ЦНД следует иметь

ввиду то обстоятельство, что располагаемый перепад энтальпий на оба яруса рассматриваемого

ЦНД одинаков. Однако, средний диаметр ступени верхнего яруса значительно выше и,

соответственно, выше окружная скорость u. В результате, существенно большими оказываются

расчетные перепады энтальпий на ступени верхнего яруса. При фиксированном общем перепаде

энтальпий на весь ЦНД число ступней в верхнем ярусе должно быть ниже, чем в нижнем ярусе.

По чисто конструктивным соображениям при пяти ступенях в нижнем ярусе в верхнем ярусе не

может быть больше четырех ступеней. Однако, такое решение может быть реализовано только

при использовании высокореактивных ступеней.

Стоит отметить, что в патенте RU №2296224 от 28.06.2006 [73] была предложена формула

для определения числа ступеней в верхнем ярусе при известном количестве ступеней в нижнем.

В соответствии с патентом, при нечетном числе ступеней нижнего яруса 𝑧𝑧н ЦНД число ступеней

верхнего яруса 𝑧𝑧в должно быть равно 𝑧𝑧в = 0,5(𝑧𝑧н + 1). Для четного числа ступеней в нижнем

ярусе в верхнем ярусе число ступеней должно быть равно 𝑧𝑧в = 0,5(𝑧𝑧н + 2).

132

Соотношения, приведенные в патенте, были основаны на получении того числа ступеней,

которое обеспечивало бы наиболее оптимальные значения параметра u/сф, что позволяет сделать

первую оценку, требующую уточнения. В нашем случае разрабатываемый двухъярусный ЦНД

содержит пять ступеней нижнего яруса, соответственно, число ступеней верхнего яруса по

предварительной оценке равно: 𝑧𝑧в = 0,5(5 + 1) = 3.

Организовать трех ступенчатую конструкцию проточной части верхнего яруса возможно

двумя способами: во-первых, осуществив разделение потоков после первой (общей ступени),

такой вариант показан на рисунке 4.4, и, во-вторых, применив независимый подвод пара в ярусы

(рисунок 4.5). При реализации первого варианта значительно увеличивается первая ступень

цилиндра, что существенно повышает ее эффективность, однако несколько снижается

располагаемый теплоперепад на все ступени верхнего яруса. Еще один рассматриваемый вариант

(рисунок 4.6) содержит четыре ступени в верхнем ярусе. При использовании только трех

ступеней, две из них вынуждены работать при околозвуковых и сверхзвуковых скоростях потока,

что приводит к добавочным волновым потерям. Добавление еще одной степени разгружает

остальные ступени, снижая волновые потери, но отклоняет значение параметра u/сф к нижней

границе рекомендуемого диапазона.

Рисунок 4.4 – Двухъярусный цилиндр низкого давления с общей для обоих ярусов первой

ступенью

133

Рисунок 4.5 – Двухъярусный цилиндр низкого давления с независимым подводом пара и тремя

ступенями в верхнем ярусе

Рисунок 4.6 – Двухъярусный ЦНД с независимым подводом пара и четырьмя ступенями в

верхнем ярусе

При использовании не четырех, а трех ступеней во втором ярусе требуется вместо обычной

традиционной диафрагмы первой ступени применять специальную диафрагму, изображенную на

рисунке 4.7.

134

Рисунок 4.7 – Специальная диафрагма

Нижний ярус рассматриваемой диафрагмы состоит из диска 1, внешнего обвода 2, между

которыми установлены сопловые лопатки первой ступени нижнего яруса 3 двухъярусного ЦНД.

Внешний обвод 2 нижнего яруса диафрагмы является корневым обводом для второго яруса

диафрагмы, включающей наружный обвод 4 второго яруса. Между обводами 2 и 4 с угловым

шагом, не превышающим 5о, радиально устанавливаются перфорированные ребра 5,

являющиеся, по существу, аэродинамическими фильтрами, обеспечивающими выравнивание

неравномерного входного поля скоростей и снижающими амплитуду пульсаций давления в

потоке пара перед первой ступенью верхнего яруса ЦНД.

Сопловые лопатки нижнего яруса 3 и перфорированные плоские ребра 5 верхнего яруса

жестко связаны с диском 1 и обводами 2 и 5, образуя, тем самым, единую жесткую неразборную

конструкцию с горизонтальным разъемом как у обычных диафрагм. Нижняя и верхняя половины

диафрагмы устанавливаются в обойму диафрагмы 4, связанную с корпусом ЦНД, решая тем

самым задачу крепления диафрагмы нижнего яруса в корпусе.

Проблема, связанная с очень большой окружной и радиальной неравномерностью поля

скоростей при входе потока пара в цилиндр низкого давления решается путем размещения в

верхнем ярусе рассматриваемой диафрагмы секторного аэродинамического фильтра, который не

пропускает (гасит) крупные дискретные вихревые образования к входному сечению соплового

аппарата первой ступени верхнего яруса, а отверстия перфорации на поверхности плоских ребер,

образующих секторные каналы, обеспечивают гашение окружной неравномерности потока пара

и практически до нуля снижают поперечные силы, действующие на плоские ребра при

отклонении векторов скорости пара от осевого направления.

135

Следует отметить, что аэродинамический фильтр, установленный в верхнем ярусе

рассматриваемой диафрагмы, обладает малым аэродинамическим сопротивлением, добавочные

потери в котором компенсируются последующим снижением потерь в проточной части верхнего

яруса ЦНД при ее работе в условиях равномерного распределения скоростей в окружном

направлении.

На основе разработанного технического решения, связанного с организацией подвода пара

к первой ступени верхнего яруса, была подана заявка на изобретение специальной диафрагмы

паровой турбины.

Для детального учета всех обозначенных факторов были проведены исследования

рассматриваемых вариантов. Схема, отображающая расчетный подход, изображена на рисунке

4.8.

Рисунок 2.8 – Процесс-диаграмма построения 1-D моделей

Сначала проводится разбивка теплоперепадов и предварительный аэродинамический

расчет нижнего яруса. Для этого на данном этапе для нижнего яруса применяется традиционный

подход, а для верхнего яруса применяется адаптированная методика. Отличия в тепловом расчете

верхнего яруса заключаются в том, что этот он ведется при заданных и переменных по ступеням

корневым диаметрам при известном числе ступеней. Соответственно, конечной задачей расчета

является не только определение геометрических размеров лопаточного аппарата, но и

достижение оптимального распределения перепадов энтальпий при фиксированном числе

ступеней в верхнем ярусе. В этом случае методика расчета ступеней сводится к следующему

алгоритму.

1) Исходя из того, что располагаемый перепад энтальпий на ступень турбины

определяется по общеизвестной формуле:

𝐻𝐻0𝑖𝑖 = 𝜋𝜋2∙(𝑑𝑑𝑘𝑘𝑘𝑘+𝑙𝑙𝑘𝑘)2∙𝑛𝑛2

2∙�𝑢𝑢 𝑐𝑐ф� �2 = 12,324 (𝑑𝑑𝑘𝑘𝑘𝑘+𝑙𝑙𝑘𝑘)2

�𝑢𝑢 𝑐𝑐ф� �2 кДж

кг. (4.15)

Записываем выражение для перепада энтальпий для каждой из трех ступеней верхнего

яруса:

136

𝐻𝐻01 = 12,3 (𝑑𝑑𝑘𝑘1+𝑙𝑙1)2

�𝑢𝑢 𝑐𝑐ф� �1

2

𝐻𝐻02 = 12,3 (𝑑𝑑𝑘𝑘2+𝑙𝑙2)2


2

𝐻𝐻03 = 12,3 (𝑑𝑑𝑘𝑘3+𝑙𝑙3)2


2

⎭⎪⎪⎬

⎪⎪⎫

. (4.16)

Очевидно, что 𝐻𝐻0цнд = 𝐻𝐻01 + 𝐻𝐻02 + 𝐻𝐻03, где 𝐻𝐻0цнд - располагаемый теплоперепад ЦНД.

2) Задаемся законом изменения кинематического параметра 𝑢𝑢 𝑐𝑐ф� по ступеням

верхнего яруса, исходя из того, что этот параметр для каждой последующей должен возрастать в

связи с ростом реактивности по проточной части. В общем, закон изменения параметра 𝑢𝑢 𝑐𝑐ф�

может быть достаточно произвольным. В этой связи примем следующие его значения �𝑢𝑢 𝑐𝑐ф� �1

=

0,63; �𝑢𝑢 𝑐𝑐ф� �2

= 0,65; �𝑢𝑢 𝑐𝑐ф� �3

=0,7.

3) Далее подставляем в уравнения 4.16 известные значения параметра 𝑢𝑢 𝑐𝑐ф� и

корневого диаметра 𝑑𝑑𝑘𝑘 и строим для каждой ступени зависимость 𝐻𝐻0𝑖𝑖 = 𝑓𝑓(𝑙𝑙𝑖𝑖) (рисунок 4.9).

Рисунок 4.9 – Зависимость 𝐻𝐻0𝑖𝑖 = 𝑓𝑓(𝑙𝑙𝑖𝑖) для ступеней верхнего яруса

Используя эту графическую зависимость, находим располагаемый теплоперепад каждой

ступени из условия, чтобы их сумма равнялась располагаемому теплоперепаду ЦНД, т.е. ∑𝐻𝐻0𝑖𝑖=

𝐻𝐻0цнд. Далее, проведя через оцененные значения теплоперепадов ступеней линии параллельные

оси абсцисс до пересечения с зависимостью 𝐻𝐻0𝑖𝑖 = 𝑓𝑓(𝑙𝑙𝑖𝑖), определяем высоты лопаток 𝑙𝑙𝑖𝑖 и

соответствующие им средние диаметры ступеней верхнего яруса: 𝑑𝑑ср𝒊𝒊 = 𝑑𝑑к𝑖𝑖 + 𝑙𝑙𝑖𝑖.

Результаты теплового и аэродинамического расчета служат исходными данными для

создания моделей в программной среде Axial, где проводится осесимметричный расчет

проточной части. Особенность расчета двухъярусных проточных частей в среде Axial

160180200220240260280300

0,05 0,15 0,25 0,35 0,45 0,55

Hoi

,кД

ж/к

г

li, м

H01

H02

H03

137

заключается в необходимости создавать две самостоятельные модели: для верхнего и нижнего

ярусов и, затем, увязывать их по высотам и осевой длине ступеней.

4.2.1 Результаты аэродинамического расчета цилиндра низкого давления с тремя ступенями во

втором ярусе с использованием специальной диафрагмы

Расчет был проведен, используя оптимальные параметры пара на входе в цилиндр,

полученные ранее. Рабочие модели проточных частей нижнего и верхнего ярусов,

сформированные в программной среде Axial, изображены на рисунках 4.9 и 4.10 соответственно.

Основные параметры для нижнего яруса сведены в таблицу 4.1, а для верхнего в таблицу 4.2.

Наличие трех ступеней в верхнем ярусе приводит к необходимости выполнять всего два

регенеративных отбора: после первой и второй ступеней. Общее количество пара, отбираемое в

систему регенерации из одного потока ЦНД, равно 16,6 кг/с. Данное значение получено из

расчетов тепловых схем, проведенных ранее. Таким образом, расход через нижней ярус

постоянен и равен 91,3 кг/с, а в верхнем меняется: на входе 49,7 кг/с; после первой ступени –

41,4 кг/с; перед последней – 33,1 кг/с.

Рисунок 4.9 – Расчетная модель проточной части нижнего яруса с указанием расходов пара

138

Рисунок 4.10 – Расчетная модель проточной части верхнего яруса с указанием расходов и

величины регенеративных отборов пара

Таблица 4.1 – Основные параметры нижнего яруса ЦНД с независимым подводом пара

Ст. 1 Ст. 2 Ст. 3 Ст. 4 Ст. 5

Сопловая/рабочая решетки с р с р с р с р с р

dк ,м 1,8 1,8 1,8 1,8 1,8 1,8 1,8 1,8 1,8 1,8

l1, l2, м 0,15 0,16 0,20 0,25 0,32 0,39 0,51 0,68 1,1 1,2

ρс 0,38 0,43 0,43 0,53 0,7

u/cф 0,63 0,67 0,69 0,79 0,74

Таблица 4.2 – Основные параметры верхнего яруса с тремя ступенями и применением диафрагмы

Ст. 1 Ст. 2 Ст. 3

Сопловая/рабочая решетки с р с р с р

dк ,м 2,2 2,3 2,44 2,58 2,82 3,16

l1, l2, м 0,072 0,082 0,120 0,160 0,275 0,400

ρс 0,28 0,42 0,61

u/cф 0,63 0,65 0,7

Основные результаты аэродинамического расчета нижнего яруса представлены

треугольниками скоростей на рисунке 4.11. Углы выхода из рабочих лопаток для всех ступеней

близки к 90°. Все решетки, за исключением последней и предпоследней, работают в дозвуковом

139

режиме течения. В рабочих лопатках четвертой и пятой ступени режим течения – сверхзвуковой.

На рисунке 4.12 отображены треугольники скоростей для ступеней верхнего яруса.

Рисунок 4.11 – Треугольники скоростей на среднем сечении нижнего яруса с независимым

подводом

Рисунок 4.12 – Треугольники скоростей на среднем сечении верхнего яруса для

трехступенчатого варианта с применением специальной диафрагмы

140

Экономичность ступеней цилиндра характеризуется диаграммой, представленной на

рисунке 4.13.

Рисунок 4.13 – Сравнительная диаграмма значений эффективности ступеней нижнего яруса при

независимом подводе

КПД ступеней верхнего яруса цилиндра с независимым подводом и использованием

диафрагмы представлен на рисунке 4.14.

Рисунок 4.14 – Сравнительная диаграмма эффективности ступеней верхнего яруса

1 2 3 4 5Ряд1 0,900835 0,917276 0,905547 0,876338 0,655948

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

1

Вну

трен

ний

отно

сите

ьны

й К

ПД

номер ступени

КПД ступеней нижнего яруса ЦНД с независимым подводом пара

1 2 3Ряд1 0,915959 0,886246 0,734717

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

1

Вну

трен

ний

отно

сите

ьны

й К

ПД


КПД ступеней верхнего яруса ЦНД с независимым подводом пара

141

Диаграммный КПД нижнего яруса составил 87,3%, когда как для верхнего яруса это

значение – 83,9%. Итого общий КПД цилиндра низкого давления с независимым подводом и

использовании диафрагмы составил 86,6% при осреднении по расходу. Следует заметить, что

эффективность цилиндра может быть повышена за счет увеличения длины лопатки последней

ступени верхнего яруса. В данном расчете значение высоты лопатки принималось с запасом

(0,40 м против 0,47 м максимально возможного). Чем меньше высота лопатки, тем большую

степень надежности она обеспечивает, но, в то же время, снижение выходной площади выхлопа

приводит к росту потерь с выходной скорости, и, следовательно, к снижению эффективности

ступени. Далее проведем проверку всех остальных вариантов, сохраняя постоянными величины

длин последних лопаток, с целью поиска конструкции, обеспечивающей максимальный КПД в

заданных условиях, а затем произведем оптимизацию длины лопатки последней ступени второго

яруса для достижения заданного значения эффективности.

4.2.2 Результаты расчета двухъярусного ЦНД с раздельным подводом пара в каждый ярус

и четырьмя ступенями в верхнем ярусе

Нижний ярус, в случае исполнения верхнего яруса с четырьмя ступенями, не изменяется и

выполняется точно таким же, как и в рассмотренном выше варианте. Все результаты расчета по

нижнему ярусу совпадают с результатами, представленными в разделе 4.2.1.

Главным отличием рассматриваемого случая является наличие еще одной ступени в

верхнем ярусе, которая устанавливается над первой нижнего. Такое решение позволяет обойтись

без использования специальной диафрагмы, но дополнительная ступень забирает на себя часть

теплоперепада, который до этого приходился на другие ступени, тем самым, отклоняя параметр

u/сф от оптимального значения. Плюсом такой компоновки проточной части является то, что

возможно осуществлять три регенеративных отбора из верхнего яруса, когда при использовании

трех ступеней возможно сделать только два.

Расчетная модель, сформированная в программе Axial, отображена на рисунке 4.15.

Регенеративные отборы производятся после каждой ступени верхнего яруса и составляют 4,5,

5,5, 6,5 кг/с.

142

Рисунок 4.15 – Расчетная модель верхнего яруса с четырьмя ступенями

Параметры рассчитываемого верхнего яруса сведены в таблице 4.5. Основной

кинематический параметр u/сф для всех ступеней в данном варианте выше, чем для случая с тремя

ступенями. Важно заметить, что интервал оптимальных значений для реактивных ступеней

составляет от 0,55 до 0,7, для последних ступеней до 0,75. Следовательно, первые ступени

данного варианта работают при неоптимальном значении параметра u/сф. Для сохранения углов

выхода из рабочих лопаток близком к 90° пришлось увеличить корневую степень реакции.

Результаты аэродинамического расчета представлены на рисунке 4.16.

Таблица 4.5 – Параметры верхнего яруса с четырьмя ступенями

Ступень 1 Ступень 2 Ступень 3 Ступень 4

Сопловая/рабочая решетки с р с р с р с р

dк ,м 2,1 2,12 2,2 2,3 2,44 2,58 2,82 3,16

l1, l2, м 0,075 0,08 0,091 0,096 0,12 0,16 0,275 0,4

ρс 0,53 0,46 0,52 0,66

u/cф 0,73 0,73 0,68 0,75

143

Рисунок 4.16 – Треугольники верхнего яруса при четырехступенчатом исполнении

Значения внутреннего относительного КПД ступеней верхнего яруса при

четырехступенчатой компоновке приведены на рисунке 4.17. Как видно эффективность

добавленной (1-ой) ступени весьма невелика. Интегральный диаграммный КПД верхнего яруса

составил 83,5%. Данное значение почти на 0,5% меньше, чем в предыдущем случае. Такое

снижение, как было уже отмечено, вызвано отклонением параметра u/сф от оптимального

значения.

Рисунок 4.17 – Сравнительная диаграмма значений эффективности ступеней верхнего яруса

Общий КПД верхнего и нижнего ярусов составляет 86,4%, что меньше, чем значение

эффективности варианта с тремя ступенями в верхнем ярусе на 0,2%.

Далее перейдем к рассмотрению иной организации проточной части двухъярусного ЦНД –

с общей первой ступенью.

1 2 3 4Ряд1 0,837712 0,915649 0,884211 0,72175

0,30,40,50,60,70,80,9

1

Вну

трен

ний

отно

сите

ьны

й К

ПД


КПД ступеней верхнего яруса ЦНД с независимым подводом пара

144

4.2.3 Расчет двухъярусного ЦНД с общей ступенью для верхнего и нижнего ярусов

Основная идея конструктивной схемы с общей первой ступенью (рисунок 4.18) - увеличить

высоту первой сопловой и рабочей решёток цилиндра за счет пропускания через них

повышенного расхода пара.

Рисунок 4.18 – Принципиальный эскиз цилиндра с общей первой ступенью для обоих ярусов

Принцип организации движения пара следующий. Поток, пройдя первую ступень в ЦНД,

разделяется: основная его часть продолжает расширяться в четырех ступенях нижнего яруса, а

другая часть расширяется до давления в конденсаторе в трех ступенях верхнего яруса. Пропуск

расхода пара как верхнего, так и нижнего яруса через одну ступень приводит к необходимости

увеличения высоты решеток лопаточных аппаратов первой ступени.

Рост длин лопаток первой ступени способствует снижению коэффициента концевых потерь

в них, и, следовательно, повышает внутренний КПД. Расширение в общей ступени приведет к

тому, что на входе во второй ярус входные параметры пара будут ниже, чем в случае с

независимым подводом пара в каждый ярус, что, в свою очередь, вызовет снижение

располагаемого теплоперепада и, следовательно, к росту параметра u/сф, отклоняя его от

оптимального значения. Далее, на основании расчетных данных, определим какой эффект

окажется сильнее: снижения КПД верхнего яруса или снижения концевых потерь в первой

(общей) ступени.

Модель нижнего яруса представлена на рисунок 4.19, верхнего – на рисунке 4.20. Общая

первая ступень включена в модель нижнего яруса, поскольку выполняется на том же корневом

145

диаметре. В модели нижнего яруса на вход поступает полный (141 кг/с) расход, затем после

первой (общей) ступени осуществляется отбор равный 49,7 кг/с. Регенеративные отборы

выполняются с теми же значениями расходов, что и для случая с четырьмя ступенями в верхнем

ярусе 4,5, 5,6, 6,5 кг/с, и осуществляются по схеме: первый – из разделительной камеры, второй

и третий после первой и второй ступеней верхнего яруса соответственно. Массовый расход на

входе во второй ярус меньше, чем в вышеприведённых случаях на величину отбора (4,5 кг/с),

осуществляемого из камеры, и составляет 45,2 кг/с.

Модель нижнего яруса отличается от представленной в пункте 4.2.1 только первой

ступенью, остальные ступени аналогичные.

Рисунок 4.19 – Расчетная модель нижнего яруса с общей первой ступенью

Рисунок 4.20 – Расчетная модель верхнего яруса с общей первой ступенью

Основные параметры для нижнего яруса рассматриваемого варианта цилиндра приведены

в таблице 4.6, параметры для верхнего - в таблице 4.7. В силу того, что через первую ступень

146

теперь проходит полный расход пара, высота лопаток становится на 6 см больше, чем в случае с

независимым подводом.

В целом для верхнего яруса характерны завышенные против оптимальных значения

параметра u/cф при сохранении той же окружной скорости, что и в ранее рассмотренных

вариантах. Предварительное расширение снижает располагаемый теплоперепад ступеней,

повышая значения этого параметра.

Таблица 4.6 – Основные параметры нижнего яруса ЦНД с общей первой ступенью

Ст. 1 Ст. 2 Ст. 3 Ст. 4 Ст. 5

Вид решетки с р с р с р с р с р

dк ,м 1,8 1,8 1,8 1,8 1,8 1,8 1,8 1,8 1,8 1,8

l1, l2, м 0,21 0,21 0,20 0,25 0,32 0,39 0,51 0,68 1,1 1,2

ρс 0,43 0,43 0,43 0,53 0,7

u/cф 0,65 0,67 0,69 0,79 0,74

Таблица 4.7 – Основные параметры верхнего яруса с общей первой ступенью

Ст. 1 Ст. 2 Ст. 3

Вид решетки с р с р с р dк ,м 2,2 2,3 2,44 2,58 2,82 3,16

l1, l2, м 0,105 0,125 0,16 0,185 0,275 0,402 ρс 0,43 0,57 0,67

u/cф 0,68 0,72 0,77 Результаты аэродинамического расчета представлены треугольниками скоростей и

основными аэродинамическими параметрами потока для верхнего яруса на рисунке 4.21, для

ступеней нижнего яруса на рисунке 4.22.

147

Рисунок 4.21 – Треугольники верхнего яруса варианта с общей первой ступенью

Рисунок 4.22 – Треугольники нижнего яруса варианта с общей первой ступенью

Диаграммы внутреннего относительного КПД для ступеней верхнего и нижнего ярусов

отображены на рисунке 4.23 и рисунке 4.24, соответственно.

148

Рисунок 4.23 – Сравнительная диаграмма значений эффективности ступеней нижнего яруса

Рисунок 4.24 – Сравнительная диаграмма значений эффективности ступеней верхнего яруса

Итоговое значение диаграммного КПД для нижнего яруса составило 87,6% (что почти на

0,3% больше, чем для случая с независимым входом). Интегральный КПД верхнего яруса равен

82,8% (что на 1,1% меньше, чем для варианта с тремя ступенями в верхнем ярусе и применении

специальной диафрагмы). Общий КПД всего ЦНД в исполнении с разделительной камерой и

общей для обоих ярусов перовой ступенью составил 86,44%. Таким обзором, можно заключить,

что понижение эффективности верхнего яруса, связанное с неоптимальными значениями чисел

u/сф превалирует над повышением КПД нижнего яруса, обусловленное снижением концевых

потерь в первой ступени.

1 2 3 4 5Ряд1 0,916225 0,917624 0,905204 0,8728 0,656577

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

1

Вну

трен

ний

отно

сите

ьны

й К

ПД


КПД ступеней нижнего яруса ЦНД с общей первой ступенью

1 2 3Ряд1 0,902332 0,873177 0,7018

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

1

Вну

трен

ний

отно

сите

ьны

й К

ПД


КПД ступеней верхнего яруса ЦНД с общей первой сутпенью

149

4.2.4 Выбор наилучшей конструктивной схемы двухъярусного ЦНД

Значения внутреннего относительного КПД ступеней верхнего и нижнего ярусов для

рассматриваемых конструктивных решений представлены на рисунке 4.25 и рисунке 4.26,

соответственно.

Рисунок 4.25 – Сравнение значений эффективности ступеней нижнего яруса при различной

конфигурации подачи пара в цилиндр

Рисунок 4.26 – Сравнение эффективностей ступеней верхнего яруса различных конструктивных

схем

Общий диаграммный КПД для рассматриваемых вариантов представлен на рисунке 4.27.

0,6

0,65

0,7

0,75

0,8

0,85

0,9

0,95

1

0 1 2 3 4 5 6

Вну

трен

ний

отно

сите

льны

й К

ПД

Номер ступени

Сравнение КПД вариантов нижнего яруса

нижний ярус, независимый подводНижний ярус, общая ступень

150

Рисунок 4.27 – Сравнительная диаграмма значений эффективности различных исполнений ЦНД

Следует заметить, что довольно значительные изменения эффективности верхнего яруса

(более 1%) при варьировании конструктивной схемы не приводят к столь же сильному

изменению показателей эффективности для всего ЦНД в силу того, что осреднение значений

проводится пропорционально расходам на выходе из ярусов. Расход на выходе из нижнего яруса

почти в трое превышает размер выхлопа из верхнего.

Теперь дадим краткую характеристику рассмотренных случаев. Наименее эффективной по

результатам расчетов оказалась схема с четырьмя ступенями в верхнем ярусе. Повышенный

средний диаметр и, следовательно, высокая окружная скорость, а также применение четырех

ступеней, приводят к неоптимальным значениям чисел u/cф и низкому КПД верхнего яруса.

Более высокую эффективность показал вариант с общей первой ступенью, через которую

проходит весь поток пара, а затем происходит разделение расхода – часть идет в верхний ярус, а

остальной поток продолжает расширяться в ступенях нижнего яруса. Увеличение длины первой

ступени позволило более чем на 1% повысить ее эффективность. Однако предварительное

расширение, то есть снижение располагаемого теплоперепада, приходящегося на верхний ярус

так же, как и в предыдущем варианте, снижает эффективность за счет высоких чисел u/сф (0,65 –

0,77) для всех ступеней. Повышение КПД первой (общей) ступени не перекрывает сниженного

значения эффективности верхнего яруса. Более того, такая компоновочная схема имеет

недостаток, заключающийся в том, что в результате разделения потоков будут иметь место

дополнительные аэродинамические потери, и возникнет неравномерное поле скоростей на входе

151

в последующие ступени. Эти эффекты не были учтены в проведенном расчете, и они однозначно

приведут к снижению эффективности цилиндра.

Наилучшие показатели экономичности показал случай с установкой специальной

диафрагмы и тремя ступенями в верхнем ярусе. В данном варианте обеспечиваются оптимальные

значения чисел u/сф для всех ступеней (0,63 – 0,7). Использование специальной конструкции

диафрагмы позволит выровнять поле скоростей на входе во второй ярус и избежать

дополнительных потерь, связанных с неравномерностью течения.

Как было уже отмечено, значение внутренней эффективности цилиндра в 86,6% получено

при укороченной лопатке верхнего яруса. Для достижения уровня КПД в 87% необходимо

увеличить высоту лопатки последней ступени второго яруса до 1200 мм. Аналогично был

проведен расчет ЦНД наилучшего варианта с увеличенной лопаткой до 1200 мм. Результаты

расчета показали увеличение КПД до 87,15%.

4.3 Подбор профилей и построение трехмерных моделей для соплового и рабочего лопаточного

аппарата верхнего и нижнего ярусов ступеней ЦНД

Задача профилирования заключается в создании такой геометрии рабочих и сопловых

лопаток, которая обеспечивала бы полученные в результате осесимметричного расчета углы,

скорости и расходы. При этом форма профиля должна обладать высокой степенью

эффективности (прежде всего низкими профильными потерями), а также удовлетворять

необходимым прочностным требованиям.

Процесс получения оптимальной формы профиля лопатки реализуется в программном

пакете AxCent. Исходными данными для проектирования являются результаты

осесимметричного расчета, выполненного в программе Axial. В связи с большим количеством

накладываемых ограничений задача получения оптимального профиля решается итерационно.

Полученный профиль должен соответствовать следующим аэродинамическим требованиям:

– расход через решетку не должен отличаться от расчетного более чем на 3%;

– угол выхода не должен отличаться от расчетного более чем на 5%;

– величина профильных потерь для всех ступеней, кроме последней ступени нижнего яруса,

не должна превышать 3,7%.

В рамках настоящего исследования подробный прочностной расчет проводится только для

самой нагруженной предпоследней ступени. Поэтому отработка профиля по критерию

обеспечения надежного прочностного состояния осуществляется только для этой ступени. В

рамках одномерных тепловых и аэродинамических расчетов была так же выполнена оценка

152

прочностного состояния всех ступеней цилиндра. В связи с этим хорды лопаток ступеней

выбираются не меньше тех, которые были проверены в уже одномерном расчете.

Поскольку, как уже упоминалось, процесс создания оптимального профиля носит

итерационный характер, далее показаны только финальные результаты профилирования.

На рисунках 4.28, 4.29, 4.30 представлены профили нижнего яруса для корневого, среднего

и периферийного диаметра. На рисунке 4.31 изображены профили верхнего яруса на среднем

диаметре.

Рисунок 4.28 – Профили ступеней нижнего яруса на корневом диаметре

Рисунок 4.29 – Профили ступеней нижнего яруса на среднем диаметре

153

Рисунок 4.30 – Профили ступеней нижнего яруса на периферийном диаметре

Рисунок 4.31 – Профили ступеней верхнего яруса на среднем диаметре

Для выполнения аэродинамических трехмерных расчетов были построены трехмерные

модели проточной части двухъярусного цилиндра низкого давления. Основываясь на результатах

профилирования, формировались колеса рабочих и сопловых лопаток. Пример построенного

рабочего колеса показан на рисунке 4.32. Затем, созданные модели собирались, образуя

проточную часть нижнего (рисунок 4.33) и верхнего ярусов (рисунок 4.34). Полученные

результаты проектирования позволяют создать трехмерную модель всей проточной части

двухъярусного ЦНД представленную на рисунке 4.35.

154

Рисунок 4.32 – Модель рабочего колеса нижнего яруса четвертой ступени

Рисунок 4.33 – Проточная часть нижнего яруса

155

Рисунок 4.34 – Проточная часть верхнего яруса

Рисунок 4.35 – Трехмерная модель двухъярусной проточной части ЦНД

156

4.4 Трехмерные аэродинамические расчеты проточной части двухъярусного цилиндра низкого

давления

Наилучшим методом определения аэродинамических характеристик профилей, за

исключением натурного эксперимента, является трехмерное CFD моделирование.

В данном разделе описываются применяемые подходы и приводятся результаты,

полученные в процессе исследования течения пара в проточной части цилиндра низкого

давления.

Моделирование течения пара в межлопаточных каналах проводится в современном пакете

PhB CFD интегрированном в программный комплекс для профилирования AxCent, где

происходит численное решение уравнений RANS (Reynolds-averaged Navier–Stokes). Система

уравнений, описывающих исследуемый процесс, включает [74]:

- уравнение неразрывности;

- уравнение сохранения импульса (в случае наличия трения – уравнение Навье-Стокса);

- уравнение сохранения энергии;

- уравнение модели турбулентности.

Используется мульти-блочный решатель. Порядок дискретизации уравнений – второй. Для

решения используется широко применяемая k-e модель турбулентности со стандартной

пристеночной функцией [75, 76, 77, 78].

Задача трехмерного моделирования аэродинамики проточной части решается разбиением

цилиндра на отдельные модели. Расчет всей проточной части одной моделью на данном этапе

развития вычислительной техники не возмож ен. Поэтому исследование проводится для каждой

решетки индивидуально.

Для проведения трехмерного моделирования аэродинамики проточной части необходимо

построить расчетные сетки. Главные особенности построения сеток заключаются в следующем:

- используется интегрированный в AxСent модуль построения сеток;

- применяются структурированные сетки;

- сетки не имеют точного разрешения пограничного слоя и адаптированные под величины

y+ в диапазоне 100 – 300.

Применение такого подхода вызвано, прежде всего, тем, что требуется провести

значительное количество расчетов. В связи с итерационным характером адаптации профиля

лопатки на каждое колесо приходится проводить исследование более 5-ти вариантов. Таким

образом, для достижения поставленных задач было проведено более 70-ти трехмерных CFD

расчетов.

157

В связи с большим количеством расчетной нагрузки был выбран интегрированный в

программный комплекс AxСent сеточный генератор, встроенный в PushButton CFD. Такое

решение значительно сокращает накладные расходы, связанные с передачей информации между

программой, осуществляющей профилирование и средой, осуществляющей построение конечно

разностной расчетной сеткой.

Основным путем сокращения машинного времени является сокращение числа ячеек в

расчетных сетках. Однако, загрубение обычно повышает расчетную погрешность. Способом

получения сеток приемлемого размера, позволяющего быстро проводить вычисления и получать

данные с высокой точностью, является использование структурированных сеток. Применение h-

classic топологии сетки при количестве элементов, не превышающем 100000, дает возможность

получить надежные результаты.

Из-за ограничений, связанных с размером сетки, следовало отказаться от подробного

разрешения пограничного слоя и использовать стандартную пристеночную функцию k-e модели

турбулентности при выполнении CFD-расчетов. Сетки, выполняемые для данной модели

турбулентности, должны отвечать следующему критерию - y+ должен находиться в диапазоне

100-300. Это осуществляется за счет уменьшения расстояния между узлами в пристеночной

области (рисунок 4.36).

Рисунок 4.36 – Расчетная сетка с детализацией пристеночной области

Трехмерное моделирование проводится индивидуально для каждого лопаточного аппарата.

Расчетная модель выполняется в виде периодичного сегмента (рисунок 4.37). На рисунке 4.38

отображен единичный периодичный сегмент. Два таких сегмента образуют расчетную область,

включающую два канала, обрамляющие профиль лопатки (рисунок 4.39). На рисунке 4.37

отображено колесо, которое сформировано числом сегментов, равным числу лопаток. Исходя из

158

того, что течение в проточной части турбины носит осесимметричный характер, для определения

характеристик всего рабочего колеса достаточно рассчитать один периодичный сегмент.

Рисунок 4.37 – Демонстрация расположения расчетной сетки в трехмерной геометрической

модели решетки

Рисунок 4.38 – Пример сетки межлопаточного канала

Рисунок 4.39 – Расчетная сетка канала сопловой решетки при отображении двух периодичных

сегментов

159

Расчет выполняется последовательно: от первой ступени к последней, от соплового

аппарата к рабочему колесу. На рисунке 4.40 показаны периодичные модели для соплового и

рабочего колеса, формирующие ступень.

Рисунок 4.40 – Расчетные сетки для сопловых и рабочих лопаток

Проведенные численные исследования аэродинамики проточной части цилиндра низкого

давления позволили подтвердить высокие аэродинамические характеристики, полученные в

результате осесимметричного расчета. В целом обтекание всех разработанный профилей

безотрывное. Коэффициент профильных потерь всех решеток за исключением последней

ступени нижнего яруса не превышает 4%. Пример картины течения в межлопаточном канале

спрофилированных ступеней показан на рисунке 4.41, где отображены поля полного и

статического давления на среднем сечении третьей ступени нижнего яруса. На рисунке 4.42

показано поле статического давления для двух ступеней верхнего яруса.

160

а)

б)

Рисунок 4.41 – Распределение давлений в сопловом канале на среднем сечении третьей ступени:

а – распределение статического давления; б – распределение абсолютного полного давления

161

Рисунок 4.42 – Распределение статического давления на среднем сечении первых двух ступеней

верхнего яруса

Подробные количественные характеристики разработанных ступеней верхнего яруса

приведены в таблице 4.8, а ступеней нижнего яруса в таблице 4.9.

162

Таблица 4.8 - Результаты аэродинамического расчета проточной части нижнего яруса

Метод

Параметр

Расход через

сопловую решетку,

кг/c


рабочую решетку,

кг/c

Угол выхода 𝛼𝛼1


Число Маха 𝑀𝑀𝑐𝑐1

Число Маха 𝑀𝑀𝑤𝑤2

Профильные потери

𝜁𝜁п

сопловая рабочая Первая ступень

1D-Axial 93,3 93,3 14,3 88 0,64 0,63 0,014 0,017

3D – CFD

Axcent 94 93,8 15,1 91 0,66 0,6 0,015 0,0165

Вторая ступень 1D-

Axial 93,3 93,3 14,3 89 0,64 0,63 0,013 0,013

3D – CFD

Axcent 94 93,8 15,6 93 0,66 0,65 0,017 0,016

Третья ступень 1D-

Axial 93,3 93,3 14,4 89,8 0,76 0,88 0,015 0,0172

3D – CFD

Axcent 93,5 93,9 14,5 90 0,77 0,9 0,016 0,0168

Четвертая ступень 1D-

Axial 93,3 93,3 14,3 89,2 0,74 1,08 0,020 0,027

3D – CFD

Axcent 93,8 93,9 14,6 89,5 0,77 1,12 0,021 0,029

Пятая ступень 1D-

Axial 93,3 93,3 14,3 87,9 0,74 1,08 0,032 0,037

3D – CFD

Axcent 93,8 94 14,6 89,2 0,77 1,12 0,033 0,037

163

Таблица 4.9 - Результаты аэродинамического расчета проточной части верхнего яруса

Метод

Параметр


сопловую решетку,

кг/c


рабочую решетку,

кг/c



Число Маха 𝑀𝑀𝑐𝑐1

Число Маха 𝑀𝑀𝑤𝑤2

Профильные потери

𝜁𝜁п

сопловая рабочая Первая ступень

1D-Axial 49,7 49,7 11,8 92 0,84 0,6 0,015 0,017

3D – CFD

Axcent 48,3 48,4 11,6 91,5 0,83 0,62 0,0156 0,018

Вторая ступень 1D-

Axial 39,6 39,6 10,3 85 1,06 1,1 0,016 0,018

3D – CFD

Axcent 38,7 38,9 10 87 1,08 1,12 0,0162 0,0183

Третья ступень 1D-

Axial 39,6 39,6 10,3 85 1,06 1,1 0,016 0,018

3D – CFD

Axcent 38,7 38,9 10 87 1,08 1,12 0,0162 0,0183

4.5 Основы конструкции вильчатой лопатки. Рассматриваемые варианты

Двухъярусная рабочая лопатка является основой разрабатываемого цилиндра низкого

давления повышенной пропускной способности. Рациональная конструкция вильчатой лопатки

во многом определяет эффективность и надежность работы ЦНД. К настоящему времени многие

ученые и инженеры предлагали разные варианты конструктивного воплощения подобных

лопаток. Далее коротко опишем основные из них.

Попытки увеличения пропускной способности цилиндров низкого давления паровых

турбин, основывающиеся на применении концепции полуторного выхлопа, совершаются

достаточно регулярно. Происходит это в моменты исчерпания возможностей простого

увеличения длины лопаток последних ступеней, которое связанно, как правило, с обеспечением

прочностных характеристик. Впервые двухъярусная ступень была разработана Бауманом в 1917

году. Предложенная конструкция представляла собой обычную турбинную ступень,

разделенную промежуточной перегородкой на две части. Соответственно, для такой ступени

лопаточный аппарат верхнего яруса являлся естественным продолжением лопаток нижнего

яруса. Использование ступени указанной конструкции решило поставленную задачу – позволило

увеличить предельную мощность однопоточной турбины в 1,5 раза при существующей на тот

164

момент длине лопатки последний ступени. Однако широкого распространения ступень Баумана

не получила, поскольку обладала рядом существенных недостатков [79].

К их числу следует отнести отсутствие межъярусной перегородки в сопловом аппарате и

должного уплотнения между ярусами в рабочем колесе, а также увеличенные потери, связанные

с большой веерностью лопаток. Профилирование верхнего яруса, рассматриваемой ступени

проводилось без учета особенностей сверхзвукового характера течения потока. Относительная

высота двухъярусной рабочей лопатки имела малое значение в связи с большими хордами

профилей в верхнем ярусе. Опыт эксплуатации турбин со ступенью Баумана показал

сравнительно низкую экономичность таких цилиндров низкого давления.

Недостатки, характерные для двухъярусной лопатки ступеней Баумана, были устранены в

лопатке К. Шеленса [80], конструктивная схема которой представлена на рисунке 4.43.

Рисунок 4.43 – Двухъярусная рабочая лопатка Шелленса

1 – рабочий диск; 2 – рабочие лопатки нижнего яруса; 3 – рабочие лопатки верхнего яруса; 4 – хвостовик; 5 – бандаж; I – нижний ярус; II – верхний ярус.

Здесь на диске 1 с помощью хвостовика крепятся лопатки 2 рабочего колеса нижнего яруса.

На периферии все эти лопатки соединяются толстым бандажом 5, на котором с помощью

хвостовиков 4 крепятся рабочие лопатки 3 верхнего яруса.

Таким образом, в отличие от ступени Баумана в данном случае на несущем диске 1

располагаются два совершенно независимых друг от друга лопаточных аппарата, не связанных

165

друг с другом в аэродинамическом плане. В связи с расположением лопаток верхнего яруса на

большом корневом диаметре потери от веерности в лопаточных каналах оказываются близкими

к нулю, и лопатки вообще могут быть незакрученные по радиусу, так как для верхнего яруса

отношение обратной веерности близко к 10.

Однако, технологически такая ступень даже сейчас не может быть изготовлена, поскольку

единый толстый промежуточный бандаж с глубокими пазами для хвостовиков лопаток верхнего

яруса почти невозможно скрепить с лопатками нижнего яруса.

Эта техническая сложность была решена А.М. Кларком в 1921 году [81] и воплощена в

патенте №189131 от 16.11.1921 (France). Суть изобретения сводилась к тому, что ступень Кларкса

предполагается формировать из двухъярусных лопаток (рисунок 4.44), где на одном пере лопатки

нижнего яруса 1 с помощью хвостовиков 5, 4 крепятся две лопатки 6 верхнего яруса.

Предложенное исполнение позволяет решить технологические проблемы, но в случае длинных

лопаток (lz > 1000 мм) создает непреодолимые прочностные сложности.

Рисунок 4.44 – Двухъярусная рабочая лопатка А.М. Кларка

1 – рабочая лопатка нижнего яруса; 2 – хвостовик лопатки нижнего яруса; 3 – диск; 4,5 – хвостовики лопаток верхнего яруса; 6 – лопатки верхнего яруса

Для решения выше указанных недостатков возможно применение шлицевого соединения

между ярусами, рисунок 4.45 [82].

166

Рисунок 4.45 – Двухъярусная лопатка с шлицевым соединением ярусов

В изображенной на рисунке 4.45 двухъярусной ступени лопаточный аппарат верхнего яруса

II выполняется виде самостоятельной ступени, рабочие лопатки которой располагаются между

двумя кольцами 2 и 3, причем внутреннее кольцо 3 выполнено сплошным с продольными пазами

4 на внутренней поверхности. В эти пазы входят продольные выступы на интегральном бандаже

5 рабочих лопаток 6 нижнего яруса I. Таким образом, в данном случае осуществляется разъемное

соединение ступеней верхнего и нижнего ярусов, которое не нагружает лопатки 6 рабочего

колеса нижнего яруса добавочными центробежными силами, а только передает через выступы на

интегральном бандаже крутящий момент, развиваемый лопаточным аппаратом рабочего колеса

верхнего яруса. В результате, ступень нижнего яруса является, по существу, несущим элементом

для ступени верхнего яруса. Кроме того, в радиальном зазоре между ярусами устанавливаются

уплотнения 7, размещенные на торцевой стороне перегородки 8 соплового аппарата верхнего

яруса.

Главное преимущество указанных вариантов в том, что число профилей на верхнем ярусе

никак не зависит от числа лопаток в нижнем ярусе. Однако необходимость обеспечения

механического контакта сильно увеличивает толщину полки. Проведенные прочностные расчеты

показывают, что толщина полки сильно влияет на нагруженность нижнего яруса, и желательно,

чтобы радиальный размер полки был не более 20 – 30 мм.

Таким образом, все существующие к настоящему времени проекты двухъярусных

вильчатых лопаток требуют дальнейшей проработки. А именно: двухъярусные лопатки должны

обладать высокой степенью аэродинамической эффективности, не теряя при этом достаточного

167

коэффициента запаса прочности и обеспечивая возможность конструктивного изготовления с

применением существующих технологий.

Указанная цель, в настоящей момент, может быть достигнута за счет применения

современных методов трехмерного проектирования. Основываясь на пространственных

аэродинамических и прочностных расчетах были проведены исследования различных вариантов

“вильчатых” лопаток.

Концепция двухъярусной лопатки, принятая за основу для профилирования, содержится в

[83]. Конструктивный облик новой лопатки строился с раздельной полкой для каждого профиля

нижнего яруса. В данном случае кольцо делится на число частей, равное числу профилей

нижнего яруса. Получаемые сегменты являются опорой для профилей верхнего яруса,

следовательно, на одну полку должно приходиться целое число лопаток верхнего яруса. Лопатки

нижнего и верхнего яруса изготавливаются заодно с полкой.

Важным параметром вильчатой двухъярусной лопатки является отношение количества

лопаток верхнего яруса к числу лопаток нижнего яруса. Вторая и третья двухъярусные ступени

цилиндра выполняются с одинаковым числом лопаток, как в нижнем, так и в верхнем ярусах.

Малые высоты лопаток этих ступеней не вызывают больших растягивающих напряжений в

корневых сечениях нижнего яруса даже несмотря на дополнительное отягощение в виде

межъярусной полки. Ситуация резко меняется для последней, длиной, вильчатой лопатки.

Одноярусная, традиционная, лопатка длиной 1200 мм при работе в существующих цилиндрах

уже находится в состоянии, близком к предельному. Добавление дополнительной массы в виде

полки для такой системы уменьшит и без того невысокий коэффициент запаса прочности. Для

уменьшения массы верхнего яруса и, соответственно, снижения центробежных сил на

предпоследней двухъярусной ступени приходится понижать значение хорды профиля для

верхнего яруса и, тем самым, увеличивать число лопаток. Следует отметить, что значение

отношения числа лопаток в верхнем ярусе к количеству профилей в верхнем должно быть целым.

В общей сложности было исследовано более 15-ти вариантов конструкций двухъярусной

лопатки. Далее коротко опишем основные четыре случая.

Все приводимые ниже вильчатые лопатки получены на основании профилирования,

проведенного для каждого варианта индивидуально.

Вариант А. Вильчатая двухъярусная рабочая осевая лопатка, у которой на один профиль

нижнего яруса приходится три профиля верхнего яруса, рисунок 4.46.

168

Рисунок 4.46 – Модель вильчатой лопатки с тремя профилями в верхнем ярусе (Вариант А)

На базе такой лопатки формируется рабочее колесо (рисунок 4.47), которое включает в себя

50 рабочих лопаток в нижнем ярусе и, соответственно, 150 лопаток в верхнем.

Рисунок 4.47 – Двухъярусное рабочее колесо с 50 лопатками в нижнем и 150 лопатками в

верхнем ярусе

Вариант Б. Представляет собой случай с другой кратностью числа лопаток верхнего и

нижнего яруса – 2 к 1. Рабочая двухъярусная лопатка с двумя лопатками в верхнем ярусе и одной

в нижнем изображена на рисунке 4.48.

169

Отличительной особенностью рассматриваемой модели является толщина межъярусной

полки равная 10 мм. Проведенные расчеты показали, что именно полка является слабым местом

данного варианта.

Вариант В. Необходимость упрочнить полку привела к созданию модели (рисунок 5.6) с

более толстой (20 мм) полкой минимально возможной осевой длины. Утолщение полки

позволяет сделать конструкцию более жесткой, но приводит к росту центробежных сил. Для

частичной компенсации этого эффекта было решено сделать полку максимально короткой в

осевом направлении.

Вариант Г. Последний вариант представляет собой модификацию предыдущего случая (В)

с увеличенной прикорневой хордой профиля (до 0,25 м). Кроме того, был изменен радиус

скругления выходной кромки у корня с 1 до 3 мм, снижена хорда профиля второго яруса в

области разделительной полки до 0,11 м и усилен хвостовик. Все представленные варианты

сведены в таблице 5.1.

Вариант Б Вариант В Вариант Г

Рисунок 4.48 – Варианты двухъярусных лопаток

170

Таблица 4.10 - Перечень рассматриваемых вариантов вильчатых лопаток

Вариант Эскиз

Хорда корня

нижнего яруса, м

Хорда корня

верхнего яруса, м

Особенность

А

0,21 0,12 Три лопатки в верхнем ярусе

Б

0,22 0,12 Две лопатки в верхнем ярусе, толщина полки

10 мм

В

0,22 0,12 Две лопатки в верхнем ярусе, толщина полки

20 мм

Г

0,25 0,11

Две лопатки в верхнем ярусе, толщина полки

20 мм, усиленный профиль и хвостовик

4.6 Исследование конструкции вильчатой двухъярусной лопатки

4.6.1 Анализ формы разделительной полки и хвостовика

В ходе исследования было получено, что число лопаток в верхнем ярусе значительно влияет

на форму разделительной полки. При использовании трех лопаток в верхнем ярусе (рисунок 4.49)

невозможно сделать линию, разделяющую сегменты, прямой. Контакт соседних лопаток в

окружном направлении может быть сделан либо по ломаной линии, либо по кривой, близкой к

линии тока. Использование контакта по ломаной линии более технологически просто, и поэтому

было выбрано в качестве одного из вариантов. Вид сверху на вильчатую лопатку с данной

формой полки представлен на рисунке 4.50.

171

Рисунок 4.49 – Пример вильчатой лопатки с полкой сложной формы

Большими недостатками полки с изломом является сложная форма и технологическая

трудность монтажа отдельных (особенно последних) лопаток в колесо.

Для упрощения линии, разделяющей полку от рядом стоящих лопаток, необходимо

увеличить шаг между профилями в корне верхнего яруса. Сделать это возможно только

уменьшив число лопаток. Так как число лопаток должно быть целым, следующий вариант имеет

не три, а два пера – рисунок 4.51.

Рисунок 4.50 – Вид сверху на разделительную полку, образованную ломаной линией

172

Рисунок 4.51 – Межъярусная полка простой формы

При таком исполнении удается осуществить контакт соседних двухъярусных лопаток по

прямой линии. Такой вариант обеспечивает технологическую простоту при изготовлении и

монтаже лопаток и ступеней.

Следующим важным элементом лопатки является хвостовик. Часто встречаемая на

современных паровых турбинах форма хвостовика у лопаток большой длины, изображена на

рисунке 4.52. В рассматриваемом варианте образующей является дуга, проведенная вдоль линии

тока, что придает хвостовику изогнутую форму.

Рисунок 4.52 – Пример хвостовика изогнутой формы

173

При применении криволинейного хвостовика для одноярусной лопатки сложности

возникают только в его изготовлении, но для двухъярусных ступеней такой тип не подходит из-

за невозможности сбора лопаток в колесо. При монтаже лопаток в пазы ротора межъярусные

полки будут задевать друг о друга, что не позволит собрать рабочую ступень из двухъярусных

лопаток с криволинейными хвостовиками.

Хвостовик для двухъярусных степеней должен иметь форму, образованную двумя

параллельными линиями, смещенными относительно оси вращения. Исходя из выше указанных

соображений, были проработаны различные формы хвостовиков (рисунок 4.53).

а) б) в)

Рисунок 4.53 – Различные варианты хвостовиков вильчатых лопаток

Вариант А по результатам расчетов не обеспечивает достаточной прочности. Вариант Б'

имеет слишком массивный хвостовик и, тем самым, делает ответные пазы ротора слишком

слабыми. Вариант В является наиболее оптимальным. Трехмерные расчеты показали (рисунок

4.54), что в замке не возникают напряжения, превышающие 300 МПа. Следовательно,

наблюдаемые напряжения значительно ниже предела прочности для рассматриваемого

материала.

Рисунок 4.54 – Напряжения в замке, вариант ''в''

174

Из проведенного анализа следует, что по технологическим причинам вариант А вильчатой

лопатки следует отклонить. Дальнейшее исследование, основанное на прочностных расчетах,

будет сконцентрировано на вариантах Б, В и Г.

4.6.2 Исследование вариантов двухъярусных лопаток с применение методов трехмерного

моделирования

При исследовании и оптимизации конструкции двухъярусной лопатки необходимо

отталкиваться как от показателей аэродинамической эффективности, так и от характеристик

прочности и жесткости. Методы и основные результаты аэродинамического расчета для

финального варианта приведены в четвертой главе настоящей работы. Далее подробнее

рассмотрим прочностные и технологические аспекты разрабатываемого решения.

4.6.2.1 Создание расчетной сетки для выполнения прочностных расчетов двухъярусной рабочей

лопатки

Конечно-элементная модель выполняется на основе построенных 3-D моделей. Расчетные

сетки создавались для всех рассматриваемых вариантов лопаток. Далее, для краткости

изложения, приводим описание и результаты только конечного варианта.

Исследование выполнено с использованием программного комплекса ANSYS,

предназначенного для прочностного расчета металлоконструкций методом конечных элементов.

3-D модель двухъярусной лопатки приведена на рисунке 4.55, а ее конечно-элементная модель -

на рисунке 4.56. В модели использованы 10-узловые тетраэдрические конечные элементы tet

10node 187. Прежде всего, при построении задается минимальный размер грани элемента. В

данном расчете он принимался равным 10 мм, в районе предполагаемых концентраторов

напряжений этот размер уменьшался до 1 мм. Общее число конечных элементов 89537, число

узлов – 149933.

Прежде всего, стоит сказать, что для данной конструкции в качестве материала

предполагается использовать титан (ВТ-8). Предварительные расчеты показали, что

использование стали не обеспечит достаточного коэффициента запаса прочности.

На конструкцию наложены граничные условия в виде запрещения линейных перемещений

по всем направлениям в опорных плоскостях хвостовика. Конструкция нагружена

центробежными силами, от вращения вокруг оси оz с угловой скоростью 3000 об/мин, плотность

материала (титан) принята 4,54 г/см3.

175

Рисунок 4.55 – 3-D модель лопатки

Рисунок 4.56 – Конечно – элементная модель лопатки

Поверхности лопаток нагружены статическим давлением:

1) 0–33% длины лопатки нижнего яруса, на спинке профиля 30 кПа, на вогнутой части

профиля 37 кПа;

2) 33 – 66% длины лопатки нижнего яруса, на спинке профиля 28 кПа, на вогнутой

части профиля 38 кПа;

3) 66 – 100% длины лопатки нижнего яруса, на спинке профиля 23 кПа, на вогнутой

части профиля 34 кПа;

4) верхний ярус на спинке профиля 7 кПа, на вогнутой части профиля 16 кПа.

176

Граничные условия и нагрузки конструкции показаны на рисунке 4.57. Модуль упругости

титана принят 112 ГПа, коэффициент Пуассона – 0,3.

Рисунок 4.57 – Граничные условия и нагрузки для расчета на прочность

Так же был проведен расчет всего двухъярусного колеса предпоследней ступени. Рабочие

лопатки в колесе начинают взаимодействовать друг с другом, видоизменяя напряжения,

возникающее в теле каждой из них. Для определения напряженного состояния всего рабочего

колеса была построена его 3-D модель (рисунок 4.58) и расчетная сетка, изображенная на рисунке

4.59. Для сокращения расчетного времени в модели рабочей решетки не был прорисован

хвостовик.

Рисунок 4.58 – Расчетная 3–D модель двухъярусного колеса

177

Рисунок 4.59 – Конечно – элементная модель двухъярусного колеса

4.6.2.2 Проведение расчетов термо-напряженного состояния разработанной двухъярусной

рабочей лопатки с учетом действия центробежных сил

В общем случае, численная реализация метода конечных элементов включает следующие

этапы:

1) создание геометрической модели конструкции;

2) выбор типа конечного элемента;

3) создание конечно-элементной модели конструкции;

4) составление матрицы жесткости конструкции;

5) моделирование внешний нагрузки;

6) моделирование граничных условий;

7) выполнение расчета;

8) анализ результатов расчета.

Проведение расчетов для проверки выполнения условий прочности проводится в пакете

программ ANSYS, и включает в себя определение предельных напряжений, возникающих в

нагруженной лопатки, а также частоты ее колебаний и перемещений.

Расчет на прочность может проводиться как для одной лопатки, так и для системы лопаток,

собранных в решетку. Важно отметить, что решение задачи для целого колеса намного более

ресурсоемкая задача. Поэтому был принят следующий подход к исследованию:

− проводятся расчеты динамических напряжений для вариантов одиночных вильчатых

лопаток;

178

− проводится анализ и выбирается наилучший вариант;

− для лучшего варианта проводится расчет полной модели рабочего колеса;

− проводится расчет вибрационного состояния;

− рассчитываются перемещения, возникающие в нагруженной системе.

Как было показано, наиболее перспективная конструкция вильчатой лопатки сочетает два

профиля в верхнем ярусе, прямую полку и прямой хвостовик. Однако остается еще ряд

параметров, требующих уточнения. Среди них: толщина полки, соотношение числа лопаток в

нижнем и в верхнем ярусе, а также значение хорды профиля.

Радиальный размер разделительной перегородки сказывается только на величине

центробежных сил и жесткости конструкции, и не имеет прямого влияния на аэродинамику

проточной части. Число лопаток определяет шаг и, следовательно, при заданной хорде,

относительный шаг. Этот параметр имеет существенное влияние на величину аэродинамических

потерь. По данным программного модуля Axial для разрабатываемого профиля оптимальный

относительный шаг равен 0,71. Корневая хорда профиля так же весомо влияет на уровень

напряжений в профиле.

Первая рассчитанная модель (вариант Б) имела толщину полки равную 10 мм. Результаты

прочностного расчета приведены на рисунке 4.60. Как можно заметить, на межъярусной

перегородке в области косого среза второго яруса наблюдаются высокие напряжения (более 1000

– 1100 МПа), что не обеспечивает необходимые условия надежности. Следовательно, полку

необходимо упрочнить.

Рисунок 4.60 – Результаты прочностного расчета лопатки вариант Б

Далее был проработан вариант В вильчатой лопатки, с увеличенной до 20 мм полкой.

Результаты показали, что упрочнение полностью устранило критические напряжения на самой

полке, но утяжеление конструкции привело к росту напряжения в корне нижнего яруса (рисунки

4.61, 4.62).

179

Рисунок 4.61 – Прочностное состояние вильчатой лопатки вариант В

Рисунок 4.62 – Прочностное состояние в корневой зоне вильчатой лопатки вариант В

Напряжения концентрируются около корневого сечения выходной кромки и достигают

1200 МПа, что превышает предел прочности для титана. Следующим шагом (лопатка вариант Г)

стало упрочнение корневого сечения лопатки путем увеличения хорды профиля в корне с 0,22 до

0,25 м. Для сохранения оптимального относительного шага, обеспечивающего высокие

аэродинамические показатели, было уменьшено число лопаток с 50 до 45. Полученные в

результате расчета максимальные эквивалентные напряжения по Мизесу показаны на рисунках

4.63 – 4.66.

Вариант вильчатой лопатки с увеличенной корневой ходой и разделительной полкой

толщиной 20 мм при расчете одиночной лопатки показал наименьшие среди всех рассмотренных

вариантов напряжения, поэтому в дальнейшем для варианта Г были проведены расчеты

180

вибрационного состояния и моделирование работы целого колеса, составленного из таких

лопаток.

Рисунок 4.63 – Прочностное состояние вильчатой лопатки вариант Г

Рисунок 4.64 – Прочностное состояние на вогнутой части пера лопатки (вариант Г) в корневой

зоне нижнего яруса

181

Рисунок 4.65 – Прочностное состояние на спинке пера лопатки (вариант Г) в корневой зоне

нижнего яруса

Рисунок 4.66 – Распределение напряжений в корневой зоне верхнего яруса вильчатой лопатки (вариант Г)

Для титанового деформируемого сплава ВТ6 предел прочности равен 1200 МПа. Области,

в которых напряжения превышают предел прочности, выделены серым цветом. Ввиду малости

областей c повышенными напряжениями и достаточно большой деформируемости сплава

(остаточная деформация %1412 −=δ ) можно считать, что условие прочности выполняется.

Для варианта Г был проведен прочностной расчет при сборе лопаток в колесо. Полученное

в результате расчета распределение напряжений показано на рисунке 4.67. На рисунке 4.68 для

удобства показаны напряжения на одной отдельной лопатке. Как видно, полученные напряжения

меньше тех, что наблюдались в одиночной лопатке. Максимальные значения в корне лопатки не

182

превышают 300-400 МПа что, по сути, эквивалентно коэффициенту запаса прочности, равному

трем.

Рисунок 4.67 – Результаты расчета на прочность двухъярусного колеса

Рисунок 4.68 – Распределение напряжений на втором ярусе (вид со стороны входных кромок)

183

4.6.2.3 Результаты расчета собственных частот и форм колебаний для выбранного варианта

вильчатой лопатки

Вибрационное состояние во многом определяет надежность выбранной конструкции. В

данном разделе работы представлены результаты проверки по этому критерию. В таблице 4.11

приведены 12 первых собственных частот при отсутствии вращения и внешних нагрузок, а также

при их наличии. Кембелл диаграмма показана на рисунке 4.69.

Таблица 4.11 – Собственные частоты одиночной лопатки при различных условиях

№ Частоты

невращающейся лопатки, Гц

Частоты лопаток в условиях

вращения, Гц 1 46,472 89,132

2 106,14 157,56

3 114,86 164,91

4 160,71 216,18

5 246,30 268,31

6 289,25 327,88

7 309,47 355,68

8 387,04 427,92

9 454,35 487,14

10 491,36 533,47

11 508,45 576,16

12 528,80 601,12

184

Рисунок 4.69 – Кембелл диаграмма

В неподвижном состоянии собственные частоты близки к 50 и 100 Гц. В условиях вращения

на колеблющуюся лопатку действует центробежная сила массы лопатки, которая, также, как и

сила упругости, стремится вернуть лопатку в среднее положение, т.е. выпрямить изогнутую ось

лопатки. Поэтому от действия центробежных сил жесткость лопатки повышается, и

динамическая частота (частота вращающейся лопатки) становится выше статической. Для

данной лопатки в условиях вращения первая частота равная 89 Гц расположена между частотой

вращения 50 Гц и удвоенной частотой вращения. Резонанс на этих частотах невозможен.

Следует отметить близость второй собственной частоты к утроенной частоте вращения.

Возможность резонанса на утроенной частоте вращения требует уточнения на этапе модельных

и натурных испытаний.

По результатам вибрационных расчетов можно заключить, что выбранная конструкция при

работе на номинальных оборотах не будет испытывать состояния резонанса.

4.6.3 Оценка возможных способов изготовления двухъярусной вильчатой лопатки Выбор вида получения заготовки основывается на анализе конструктивно-технологических

параметров детали, а также особых требований.

0

20

40

60

80

100

120

140

160

180

0 10 20 30 40 50 60

f д,k

n,Гц

n,Гц

f1max

f1min

f2max

f2min

f3max

f3min

k=2

k=3

k=4

k=5

k=6

k=7

k=8

185

В данном случае вид полученной заготовки определяется в большой степени материалом.

Для разрабатываемой лопатки предполагается использовать ВТ8 – титановый деформируемый

сплав. Состав приведен в таблице 4.12 [84].

Таблица 4.12 – Химический состав материала ВТ8

Fe,% C,% Si,% Mo,% Ti,% Al,% Zr,% O,% H,% Примеси

До 0,3 До 0,1 0,2-0,4 2,8-3,8 87,55-90,9 5,8-7 До 0,5 До 0,15 До 0,015 Прочих

0,3

Сплав ВТ8 обеспечивает более высокие прочностные и жаропрочные свойства по

сравнению со сплавом ВТ6 за счет высокого содержания алюминия и легированием кремнием.

Сплав ВТ8 (и ВТ8-1 и ВТ8-1М) превосходит сплавы ВТ3-1 и ВТ9 по термической стабильности,

пластичности, технологичности и характеристикам трещиностойкости. Двойной и

изотермический отжиги обеспечивают оптимальное сочетание свойств; содержание b - фазы в

отожженном сплаве примерно 10%. Сплав термически упрочняется. ВТ8 удовлетворительно

деформируется в горячем состоянии. Технологические свойства ВТ8 при обработке давлением

хуже, чем у сплава ВТ6. Сварка сплава ВТ8 не рекомендуется.

Получение детали высокой точности - это итерационный процесс. Наиболее точные,

функциональные поверхности получают последовательным применением различных

технологических методов обработки. Причем, чем более точная поверхность готовой детали, и

чем менее точная исходная заготовка, тем требуется больше технологических методов для

достижения заданной точности. Однако применение современного оборудования с ЧПУ

позволяет упростить обработку резанием высокоточных деталей с повышенными требованиями

к качеству поверхности. Вместе с этим, новые методы заготовительного производства

значительно сокращают объем механической обработки.

Рассмотрены три возможных метода получения заготовки: сортовой прокат, горячая

объемная штамповка (ГОШ) и изотермическая штамповка [85, 86, 87, 88]. В таблице 4.13

приведены технологические методы, необходимые для достижения заданного качества детали, в

зависимости от метода получения заготовки. Данные методы расположены в порядке увеличения

коэффициента используемого материала и возрастания точности.

186

Таблица 4.13 – Маршруты обработки детали в зависимости от вида заготовки

Прокат ГОШ Изотермическая штамповка Обдирочное и Черновое

фрезерование Черновое фрезерование Предварительное и окончательное шлифование

Получистовое и чистовое фрезерование

Получистовое и чистовое фрезерование Полирование

Предварительное и окончательное шлифование

Предварительное и окончательное шлифование

Полирование Полирование

Как видно из таблицы 4.14, увеличение точности заготовки влечет за собой сокращение

механической обработки. Стоит отметить, что данные методы обработки не являются

единственно возможными. В некоторых случаях обосновано применение электроэрозионных и

электрохимических методов обработки.

В общем, при применении современного оборудования, первые два этапа обработки

заготовки возможны на одном станке (многоцелевой станок с ЧПУ). Сложный профиль

получается взаимным перемещением инструмента и заготовки по рабочей программе. Чистовые

и отделочные этапы шлифования и полирования упрощаются с применением систем с ЧПУ, а

также с использованием средств прямого контроля. В некоторых случаях для повышения

точности и производительности имеет смысл проектировать фасонный круг для врезного метода

шлифования.

По предварительным оценкам стоимость изготовления вильчатой лопатки ЦНД, в

зависимости от заготовки, изменяется от 6000 $ до почти 50000 $ (меньшая цифра соответствует

большему количеству деталей в партии, а большая – изготовлению единичной детали). К

примеру, цена изготовления последних лопаток паровых турбин, как правило, находится в

диапазоне 4000-10000 $, а стоимость лопаток первых ступеней газовых турбин начинается от

12000-14000 $. Следует отметить, что весь процесс изготовления “вильчатой” лопатки можно

провести с применением существующих методов и инструментов.

Таблица 4.14 – Предварительная оценка стоимости изготовления лопатки

Заготовка Стоимость детали, $. Стоимость рабочего колеса, $ Прокат 33 562 – 47 000 1 510 290 – 2 115 000

ГОШ нормальной точности 11 686 – 16 400 525 852 – 738 000 Изотермическая штамповка 5 882 – 8 240 264 690 – 3 0 800


Основные результаты исследования, описанного в настоящей главе, заключаются в

следующем:

187

- Была разработана оригинальная методика определения разделительного давления между

цилиндрами среднего и низкого давления.

- Были разработаны и проверены различные варианты компоновки двухъярусного

цилиндра низкого давления на базе осесимметричных расчетов. Наилучшей конструктивной

схемой является сочетание пяти ступеней в нижнем ярусе и трех ступеней в верхнем ярусе с

организацией независимого подвода пара.

- Было проведено профилирование ступней двухъярусного цилиндра низкого давления.

- Была построена трехмерная модель проточной части нового ЦНД.

- Было проведено трёхмерное исследование аэродинамики проточной части двухъярусного

ЦНД.

- Разработанный ЦНД обеспечивает высокий КПД – 87,1% и при этом позволяет пропускать

на 40% больший объемный расход чем цилиндр с лопаткой последней ступени длиной 1200 мм.

- Разработаны варианты рабочей вильчатой лопатки.

- Обоснована и выбрана предпочтительной конструкция двухъярусной рабочей лопатки.

- Были проведены трехмерные прочностные и аэродинамические расчеты.

- На базе проведенных расчетов была спрофилирована высокоэффективная конструкция

вильчатой лопатки, удовлетворяющая всем аэродинамическим требованиям и обеспечивающая

высокую степень надежности. Полученный коэффициент запаса прочности равен трем.

Собственные частоты колебаний лопатки гарантируют устойчивое вибрационное состояние.

Длина вильчатой лопатки составила 1155 мм. Максимальные осевые перемещения

разделительной полки лопатки равны 1,7 мм. Принятый зазор в лабиринтовом уплотнении

равнялся 2 мм. Из этого следует заключить, что между статором и роторной частью не

произойдет задевания.

- Подробные трехмерные исследования прочностного состояния двухъярусных лопаток

ранее не проводились в мировом научном сообществе. Полученные результаты призваны

гарантировать надежность работы лопаток вильчатой конструкции.

188

ВЫВОДЫ ПО ДИССЕРТАЦИИ

В рамках диссертационного исследования были получены следующие научные результаты.

1. Показана перспективность применения водорода для перегрева пара на двух участках

тепловой схемы (перед ЦВД и после промежуточного перегрева), что обеспечивает высокие

показатели тепловой эффективности угольно-водородного энергетического комплекса (КПД-

нетто достигает 46 – 48%). Установлено, что 30 – 40% вырабатываемой угольно-водородным

энергетическим комплексом электрической энергии производится за счет использования энергии

водородного топлива, и, следовательно, не сопровождается дополнительными выбросами

загрязняющих веществ в атмосферу в районе расположения энергетического объекта, что наряду

с высокой тепловой экономичностью подтверждает существенный экологический потенциал

рассматриваемой технологии.

2. На основе методов математического моделирования обоснованы оптимальные в рамках

поставленных условий параметры и структура тепловой схемы угольно-водородного

энергетического комплекса. При степенях перегрева Δtвп < 400°С оптимальное начальное

давления выше критического и составляет 22 – 24 МПа. Повышение степени перегрева пара

сверх 400°С приводит к снижению оптимального начального давления ниже критического

уровня. Определены особенности системы регенеративного подогрева в схемах с водородным

перегревом пара. При Δtвп > 200°С всю группу подогревателей низкого давления рационально

выполнять с охладителями пара. Установлено влияние степени перегрева на положение

индифферентной точки. Применение в равной степени перегрева острого пара и пара

промежуточного перегрева позволяет сохранять оптимальное давление в индифферентной точке

без существенного изменения. Определено влияние дополнительных затрат мощности на сжатие

водорода и кислорода на показатели эффективности тепловой схемы. При водородном перегреве

в остром паре и паре промежуточного перегрева, равном Δtвп = 300°С, затраты на сжатие составят

10 – 11% от Nэ.

3. Разработаны схемные решения интеграции системы промежуточного охлаждения в

тепловую схему угольно-водородного энергетического комплекса, обеспечивающие снижение

затрат мощности на сжатие водорода. При использовании трехступенчатого сжатия с глубиной

охлаждения Δtохл = 160°С с включением по независимой параллельной схеме сокращение

затрачиваемой мощности составит 40%. Это обеспечит снижение доли затрат мощности на

сжатие до 5 – 6% от Nэ.

4. Разработаны новые варианты тепловых схем угольно-водородных энергетических

комплексов, обеспечивающие высокие показатели тепловой эффективности (КПД нетто 46 –

48%). В обеих схемах водородный перегрев пара осуществляется как перед цилиндром высокого,

189

так и перед цилиндром среднего давления. Первая схема разработана на Δtвп = 200°С, что

обеспечивает выработку Nэ = 1560 МВт с КПД энергетического комплекса нетто 46%. Вторая

схема имеет Δtвп = 300°С, при этом КПД нетто составляет 47,9%, а Nэ = 1740 МВт.

5. Показана необходимость повышения пропускной способности выхлопного отсека

турбоустановки угольно-водородного энергетического комплекса, обусловленная изменением

удельного объема и массового расхода в конце процесса расширения, вызванного применением

водородного перегрева пара. Для обеспечения пропуска увеличенного на 45% расхода пара

предложен способ повышения пропускной способности, основанный на применении в ЦНД

двухъярусной проточной части с независимым подводом пара в ярусы и установкой специальной

диафрагмы для первой ступени.

190

СПИСОК СОКРАЩЕНИЙ И УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ

a – скорость звука, м/с;

b – хорда профиля, м, мм;

c – абсолютная скорость, м/с;

cф – фиктивная скорость, определяемая по изоэнтропийному теплоперепаду ступени от параметров торможения, м/с;

d – диаметр, м, мм;

E – модуль упругости, МПа, Па;

F – площадь, м2, см2;

f – частота колебаний, с-1, Гц;

G – массовый расход, кг/с;

H – теплоперепад ступени, турбины, отсека ступеней, Дж/кг, кДж/кг;

𝛥𝛥𝐻𝐻 – потери энергии в ступени, Дж/кг, кДж/кг;

h – энтальпия, Дж/кг, кДж/кг;

k – коэффициент;

L – работа, кДж/кг;

l – высота лопатки, м, мм;

М – Число Маха;

N – мощность, Вт, кВт, МВт;

n – частота вращения, с-1, Гц;

p – давление, Па, кПа, МПа;

Q – количество теплоты в секунду, Вт, кВт, МВт;

q – удельный расход теплоты, Дж/Дж, кДж/кДж, кДж/(кВт ч);

R – усилие, Н;

r – радиус, м, мм;

s – энтропия, Дж/(кг К), кДж/(кг К);

T – температура, К;

t – температура, °С; шаг решетки, мм;

U – окружная скорость, м/с;

191

w – скорость в относительном движении, м/с;

x – сухость пара; отношение скоростей;

y – влажность;

z – количество ступеней;

α – угол направления абсолютной скорости, град;

β – угол направления относительной скорости, град;

δ – угол отклонения потока, град; зазор, мм;

Δ – толщина, мм, м;

ε – отношение давлений;

ζ – коэффициент потерь, отнесенный к решетке;

η – КПД;

θ – отношение среднего диаметра к высоте лопатки в кольцевой решетке;

λ – безразмерная относительная скорость;

μ – коэффициент расхода;

v – удельный объем, м3/кг;

ξ – коэффициент потерь, отнесенный к ступени;

ρ – степень реактивности; плотность среды, материала, кг/м 3;

σ – напряжение, МПа;

φ – коэффициент скорости для сопловых решеток;

ψ – коэффициент скорости для рабочих решеток;

Ω – кольцевая площадь ступени, м2;

ω – угловая скорость, рад/с.

АЭС – Атомная электрическая станция;

ДРОС – Двухпоточная радиально-осевая ступень;

КЭС – Конденсационная электрическая станция;

КПД – Коэффициент полезного действия;

ЛМЗ – Акционерное общество открытого типа «Ленинградский металлический

завод»;

ОС – Осевая ступень;

ПИР – Патентная исследовательская работа;

192

ПТ – Паровая турбина;

РК – Рабочее колесо;

ТЭС – Тепловая электростанция;

ЦВД – Цилиндр высокого давления;

ЦКТИ – Акционерное общество открытого типа «Научно-производственное

объединение по исследованию энергетического оборудования им. И. И.

Ползунова»;

ЦНД – Цилиндр низкого давления;

ФГБОУ

«НИУ

МЭИ»

– Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

Высшего профессионального образования «Национальный Исследовательский

Университет «МЭИ».

Индексы

вл – влага;

в.с – выходная скорость;

в.я – верхний ярус;

д – динамический;

доп – допускаемый;

д.у – диафрагменное уплотнение;

изг – изгибный;

к – корневой, конденсации;

н.я – нижний ярус;

о.л – относительный лопаточный;

опт – оптимальный;

о.т – располагаемый турбины;

отб – отбор;

п – периферия;

пр – профильный;

п.у – периферийное уплотнение;

р – растяжения, рабочая решетка;

рез – резонанс;

c – сопловая решетка;

ср – средний;

тр – трение;

193

ф – фиктивный;

э – электрический, эффективный, эквивалентный;

а – осевая;

i – внутренний;

oi – относительный внутренний;

r – радиальный;

t – теоретический;

u – окружной;

z – последняя ступень;

0 – начальный.

194

ЛИТЕРАТУРА

1. Макаров, А.А. Прогноз развития энергетики мира и России до 2040 года / А.А. Макаров, Л.М.

Григорьев, Т.А. Митрова, А.С. Иващенко, А.А. Курдин, Е.О. Козина, Д.А. Грушевенко, С.И.

Мельникова, В.А. Кулагин // Вестник международных организаций. – 2007. – №. 1. – С. 53-63.

2. Макаров, А.А. Долгосрочный прогноз развития энергетики мира и России / А.А. Макаров, Т.А.

Митрова, В.А. Кулагин // Экономический журнал Высшей школы экономики. – 2012. – Т. 16. –

№. 2.

3. Макаров, А.А. Перспективы мировой энергетики до 2040 года / А. Макаров, А. Галкина, Е.

Грушевенко, Д. Грушевенко, В. Кулагин, Т. Митрова, С. Сорокин // Мировая экономика и

международные отношения. – 2014. – №. 1. – С. 3-20.

4. World energy outlook 2015 // International Energy Agency. – 2015. – Т. 1.

5. Birol, F. World energy outlook 2010 / F. Birol // International Energy Agency. – 2010. – Т. 1.

6. World oil outlook 2011. Vienna: Organization of the Petroleum Exporting Countries. – 2011.

7. Энергетическая стратегия России на период до 2035 года.

8. Стерман, Л.С. Тепловые и атомные электрические станции: учебник для вузов / Л.С. Стерман,

В.М. Лавыгин, С.Г. Тишин. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Издательский дом МЭИ, 2008.

9. Тауд, Р. Перспективы развития тепловых электростанций на органическом топливе / Р. Тауд //

Теплоэнергетика. – 2000. – № 2. – С. 68–72.

10. Абрамов, А.И. Повышение экологической безопасности тепловых электростанций: учеб.

пособие / А.И. Абрамов, Д.П. Елизаров, А.Н. Ремезов; под ред. А.С. Седлова. – М.: Издательство

МЭИ, 2001. – 378 с.

11. Рыжкин, В.Я. Тепловые электрические станции: учебник для вузов/ В.Я. Рыжкин; под ред.

В.Я. Гиршвельда. – 3-е изд., перераб. и доп. – М.: Энергоатомиздат, 1987. – 448 с.

12. Metz, B. Carbon dioxide capture and storage / B. Metz, O. Davidson, H. de Coninck, M. Loos, L.

Meyer. – 2005.

13. Clean Coal Centre report 2014 // International Energy Agency. – 2014 – Т. 1.

14. Лосев, С.М. Паровые турбины и конденсационные устройства / С.М. Лосев. – 10-е изд.,

перераб. – М.: Энергия, 2013. – 376 с.

15. Шляхин, П.Н. Паровые и газовые турбины / П.Н. Шляхин. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.:

Энергия, 1974.

16. Шляхин, П.Н. Краткий справочник по паротурбинным установкам / П.Н. Шляхин, М.Л.

Бершадский. – М.:Энергия, 1970. – 216 с.

195

17. Костюк, А.Г. Турбины тепловых и атомных электрических станций: учебник для вузов / А.Г.

Костюк, В.В. Фролов, А.Е. Булкин, А.Д. Трухний; под ред. А.Г. Костюка, В.В. Фролова. – 2-е

изд., перераб. и доп. – М.: Издательство МЭИ, 2001. – 488 с.

18. Рогалев, Н. Д. Состояние разработок в области создания угольных паротурбинных

электростанций с параметрами пара, превышающими 305 МПа и 700°С / Н.Д. Рогалев, А.Э.

Голодницкий, А.Г. Тумановский // Электрические станции. – 2013. – № 3. –С. 12-21. – ISSN 0201-

4564.

19. Fukuda, M. Advanced USC technology development in Japan / M. Fukuda // Proceedings of 6th Int.

Conference Advances in Materials Technology for Fossil Power Plants. – 2011. – С. 325-341.

20. Ye, Y. Design Parameters of Main Steam Pipe for 700℃ A-USC Unit / Yong-jian Ye, Ren-jie Chen,

Hui Long, Lei Lin, Shong-ling Shen // 2nd Workshop on advanced-ultrasupercritical coal-fired power

plants, 14-15 October 2014, Rome, Italy.

21. Цанев, С.В. Газотурбинные и парогазовые установки тепловых электростанций: учебное

пособие для студентов вузов / С.В. Цанев, В.Д. Буров, А.Н. Ремезов. – М.: Издательство МЭИ,

2002. – 584 с., ил.

22. Kumar, U. Parametric optimisation of the organic Rankine cycle for power generation from low-

grade waste heat / U. Kumar, M.N. Karimi, M. Asjad // International Journal of Sustainable Energy. –

Volume 35. – Issue 8. – 2016. – pp. 774-792.

23. Ebrahimi, M. Integrated energy-exergy optimization of a novel micro-CCHP cycle based on MGT-

ORC and steam ejector refrigerator / M. Ebrahimi, K. Ahookhosh // Applied Thermal Engineering. –

Volume 102. – 2016. – C. 1206-1218.

24. Егоров, А.Н. Разработка и обоснование водородного энергетического комплекса

влажнопаровых АЭС с установкой дополнительной турбины: дис. … канд. тех. наук / Егоров

Александр Николаевич.

25. Рогалев, А.Н. Разработка и исследование высокотемпературных паротурбинных технологий

производства электроэнергии: дис. … канд. тех. наук / Рогалев Андрей Николаевич.

26. Зарянкин, А.Е. Турбоустановка АЭС с внешним перегревом пара / Зарянкин А.Е. Рогалев Н.Д.

Лысков М.Г., Рогалев А.Н. // Вестник МЭИ. – 2011. – №4.

27. Шпильрайн, Э.Э. Применение водорода в энергетике и в энергетических комплексах / Э.Э.

Шпильрайн, Ю.А. Сарумов, О.С. Попель // Атомно-водородная энергетика и технология. – М:

Энергоатомиздат, 1982. – вып.4.

28. Малышенко, С.П. Некоторые термодинамические и технико-экономические аспекты

применения водорода как энергоносителя в электроэнергетике / С.П. Малышенко, С.П. Назарова,

Ю.А. Сарумов // Атомно-водородная энергетика и технология. – М.: Энергоатомиздат 1986. –

вып.7.

https://www.scopus.com/authid/detail.uri?authorId=56336618400&eid=2-s2.0-84970028780




196

29. Аминов, Р.З. Оценка эффективности водородных циклов на базе внепиковой электроэнергии

АЭС / Р.З. Аминов, А.Н. Байрамов, О.В. Шацкова// Теплоэнергетика. – 2009 – №11. – С. 41.

30. Байрамов, А.Н. Эффективность интеграции АЭС с водородным энергетическим комплексом:

автореф. дис. … канд. тех. наук. / Байрамов Артем Николаевич. – Саратов: 2010.

31. Bannister, R.L. Development of Hydrogen-Fueled Combustion Turbine Cycle for Power Generation

/ R.L. Bannister, R.A. Newby, W.C. Yang // Transactions of the ASME. – Vol.120. – 1998. – C. 276-

283.

32. Soufi, M.G. A new Rankine cycle for hydrogen-fired power generation plants and its exergetic

efficiency / M.G. Soufi // International Journal of Exergy. – 2004. – Т. 1. – №. 1. – С. 29-46.

33. Miller, A. Hydrogen-Fuelled Combustion Turbine Cycle – a Realization Possibility of HP Part / A.

Miller, J.Lewandowski, K. Badyda, S. Kiryk., J. Milewski // Turbomachinery. – 2002. – N. 22. – C. 415-

422.

34. Dyer, P. N. Ion transport membrane technology for oxygen separation and syngas production / P.N.

Dyer //Solid State Ionics. – 2000. – Т. 134. – №. 1. – С. 21-33.

35. Якименко, Л. М. Электрохимические процессы в химической промышленности:

производство водорода, кислорода, хлора и щелочей / Л. М. Якименко. – М.: Химия, 1981.

36. Глизманенко, Д. Л. Получение кислорода / Д.Л. Глизманенко. – 5-е изд., перераб. и доп. –

М.:Химия, 1972. – 752 с.

37. Hydrogen production and storage R&D priorities and gaps // International energy agency. – 2013.

38. Ni, M. An overview of hydrogen production from biomass / M. Ni // Fuel processing technology. –

2006. – Т. 87. – №. 5. – С. 461-472.

39. Синяк, Ю.В. Прогнозные оценки стоимости водорода в условиях его централизованного

производства / Ю.В. Синяк, В.Ю. Петров // Проблемы прогнозирования. – 2008. – №. 3.

40. Ogden, J.M. Prospects for building a hydrogen energy infrastructure / J.D. Ogden //Annual Review

of Energy and the Environment. – 1999. – Т. 24. – №. 1. – С. 227-279.

41. Holladay, J.D. An overview of hydrogen production technologies / J.D. Holladay //Catalysis Today.

– 2009. – Т. 139. – №. 4. – С. 244-260.

42. Shin, J. H. Hydrogen production by biological processes / J.H. Shin, T.H. Park // 2004 International

Meeting of the Microbiological Society of Korea. – 2004. – С. 101-104.

43. Прибатурин Н.А., Экспериментальное исследование процесса горения смесей водород–

кислород и метан–кислород в среде слабоперегретого водяного пара / Федоров В.А., Алексеев

М.В., Богомолов А.Р., Сорокин А.Л., Азиханов С.С., Шевырев С.А. // Теплоэнергетика. – 2016. –

№ 5. – С. 31-36.

44. Прибатурин Н.А. Изучение горения водород-кислородной смеси в потоке водяного пара

низкой температуры / Федоров В.А., Алексеев М.В., Сорокин А.Л. // Тепловые процессы в

197

технике. – 2012. – №6. – c.261-266.

45. Стерман, Л.С. Тепловые и атомные электростанции / Л.С. Стерман, С.А. Тевлин, А.Т.

Шарков. – М.: Энергоиздат, 1982.

46. Федорович, Л.А. Выбор тепломеханического оборудования ТЭС / Л.А. Федорович, А.П.

Быков. – 1999.

47. Соловьев, Ю.П. Вспомогательное оборудование паротурбинных электростанций / Ю.П.

Соловьев. – М.: Энергоатомиздат. – 1983. – 199 с.

48. Рихтер, Л.А. Вспомогательные установки, оборудование и трубопроводы тепловых

электростанций / Л.А. Рихтер, А.М. Князев; под ред. В.Е. Куликова. – М.: Издательство МЭИ,

1972. – 170 с.

49. Черкасский, В.М. Нагнетатели и тепловые двигатели / В.М. Черкасский. – М.:

Энергоатомиздат, 1997. — 384 с.

50. Ennis, P.J. Recent advances in creep-resistant steels for power plant applications / P.J. Ennis, A.

Czyrska-Filemonowicz // Sadhana. – 2003. – Т. 28. – №. 3-4. – С. 709-730.

51. Qin, X.Z. Effects of long-term thermal exposure on the microstructure and properties of a cast Ni-

base superalloy / X.Z. Qin // Metallurgical and Materials Transactions A. – 2007. – Т. 38. – №. 12. – С.

3014-3022.

52. Wang, C. Investigation and improvement on structural stability and stress rupture properties of a Ni–

Fe based alloy / C.Wang // Materials & Design. – 2015. – Т. 88. – С. 790-798.

53. Sun, F. Dislocation motion in a NI-Fe-based superalloy during creep–rupture beyond 700 C / F. Sun

// Materials Letters. – 2015. – Т. 159. – С. 241-244.

54. Yuan, Y. Tensile and creep deformation of a newly developed Ni-Fe-based superalloy for 700° C

advanced ultra-supercritical boiler applications / Y. Yuan // Metals and Materials International. – 2015.

– Т. 21. – №. 4. – С. 659-665.

55. Guan, S. A newly developed wrought Ni–Fe–Cr-based superalloy for advanced ultra-supercritical

power plant applications beyond 700 C / S. Guan, C.Y. Cui // Acta Metallurgica Sinica (English Letters).

– 2015. – Т. 28. – №. 9. – С. 1083-1088.

56. Zaryankin, A. Summary of approaches for improving throughput of low-pressure cylinders in steam

turbines using two-tier stages / A. Zaryankin, N. Rogalev, A. Rogalev, I. Garanin,W. Strielkowski //

Comtemporary Engineering Sciences. – 2014. – Vol.7. – N.34. – C. 1827-1837.

57. Костюк, А.Г. Динамика и прочность турбомашин: учебник для вузов / А.Г. Костюк. – 3-е изд.

– М.: Издательство МЭИ, 2000.

58. Щегляев, А.В. Паровые турбины. Теория теплового процесса и конструкции турбин: учебник

для вузов: в 2 кн. / А.В. Щегляев. – 6-е изд., перераб. и доп. проф. Б. М. Трояновским. – М.:

Энергоатомиздат, 1993. – кн.1ю

198

59. Бауман. Н.Я. Проточная часть турбины. Патент №484866 1917 г. 03.10 USA.

60. Cheng, K. Development of long rotating blade applied in the new generation nuclear steam turbine

/ K. Cheng // 20th International Conference on Nuclear Engineering and the ASME 2012 Power

Conference. – American Society of Mechanical Engineers. – 2012. – С. 25-32.

61. Fu, W. Three-dimensional numerical flow field simulation and structure optimization of low-

pressure last stage exhaust passage in a 600 MW steam turbine / W. Fu, L. Zhou, L. Chen, R. Wu, Z.

Wang // Proceedings of the Chinese Society of Electrical Engineering. – 2014. – 34. – C. 2267-2273.

62. Haraguchi, M. Nuclear steam turbine with 60 inch last stage blade / M. Haraguchi, T. Nakamura, H.

Yoda, T. Kudo, S. Senoo // Proceedings of the 21st International Conference on Nuclear Engineering. –

Chengdu. – China. – 2013.

63. Pelegrin, J. Long blade technology in the Old World: an experimental approach and some

archaeological results / J. Pelegrin //Skilled production and social reproduction. – 2006. – Т. 2. – С. 37-

68.

64. Luxa, M. High-speed aerodynamic investigation of the midsection of a 48″ rotor blade for the last

stage of steam turbine / M. Luxa, D. Simurda, P. Safařik, J. Synač, B. Rudas // Proceedings of the 10th

European Conference on Turbomachinery Fluid Dynamics and Thermodynamics. – Lappeenranta. –

Finland. – 2013.

65. Нишневич, В.И. Анализ и перспективы применения двухъярусных выхлопов в проточных

частях низкого давления мощных паровых турбин / В.И. Нишневич, М.В. Бакурадзе, Л.П.

Сафонов, П.В. Храбров // Труды ЦКТИ. – 1978. – вып. 173. – С. 46-59.

66. Рохлин, В.Е. Проектно-расчетное исследование проточной части с разделением и поворотом

потока для быстроходных турбоагрегатов / В.Е. Рохлин, М.В. Бакурадзе // Труды ЦКТИ. – 1979.–

вып. 192. – стр. 46-41.

67. Юрик Е. А. Пути повышения пропускной способности цилиндров низкого давления

конденсационных турбин / Зарянкин А. Е. //электронный журнал: наука, техника и образование.

– № 2 (6). – С. 30.

68. Zaryankin, A. Methods of low-pressure cylinders throughput improvement for construction of ultra-

high capacity generation units / A. Zaryankin, A. Rogalev, I. Garanin, S. Osipov // Journal WIT

Transactions on Ecology and the Environment. – 2015. – Vol 195. – С. 149 – 160.

69. Zaryankin, A. Multi-tier steam turbines. Prospects and particularities. Part 1 Overview of two-tier

low-pressure turbines / A. Zaryankin, A. Rogalev, N. Rogalev, I. Garanin, S. Osipov // Journal

Contemporary Engineering Sciences. – 2015. – Vol. 8. – N. 22. – C. 1021 – 1037.

70. Zaryankin, A. Multi-tier steam turbines. Prospects and particularities. Part 2 Two-tier stages for new

two-tier low-pressure cylinders with elevated capacity / A. Zaryank, A. Rogalev, N. Rogalev, I. Garanin,

S. Osipov // Journal Contemporary Engineering Sciences. – 2015. – Vol. 8. – N. 22. – C. 1039 – 1056.

199

71. Зарянкин, А.Е. Концепция двухъярусного ЦНД с повышенной пропускной способностью /

А.Е. Зарянкин, И.В. Гаранин, И.И. Комаров \\ Электротехника. Электротехнология. Энергетика.

– 2015. – № 2015. – C.330-333.

72. Зарянкин, А.Е. Механика несжимаемых и сжимаемых жидкостей: учебник для вузов / А.Е.

Зарянкин. – М.: Издательский дом МЭИ, 2014.

73. Зарянкин, А.Е. Двухъярусный цилиндр низкого давления конденсационной паровой турбины.

Патент № 2372491.

74. Флетчер, К. Вычислительные методы в динамике жидкостей / К. Флетчер; пер. с английского

В.Ф. Каменецкого, под ред. Л.И. Турчака. – М.: Мир, 1991. – 552 c.

75. Megerle, B. Numerical and experimental investigation of the aerodynamic excitation of a model

low-pressure steam turbine stage operating under low volume flow / B. Megerle //Journal of Engineering

for Gas Turbines and Power. – 2013. – Т. 135. – №. 1. – С. 012602.

76. Zaryankin, A.E. Prospects of using two-tier low-pressure cylinders in steam-turbine power units. /

A.E. Zarankin, S.V. Arianov, V.A. Zaryankin, A.V. Pavlov // Thermal engineering. – 2009. – Т. 56. –

№. 1. – С. 50-56.

77. Petrie-Repar, P. Advanced Flutter Analysis of a Long Shrouded Steam Turbine Blade / P. Petrie –

Repar //ASME Turbo Expo 2014: Turbine Technical Conference and Exposition. – American Society

of Mechanical Engineers. – 2014. – С. V07BT35A022-V07BT35A022.

78. Senoo, S. Development of Titanium 3600rpm-50 inch and 3000rpm-60 inch Last Stage Blades for

Steam Turbines / S. Senoo //International Journal of Gas Turbine, Propulsion and Power Systems. –

2014. – Т. 6. – №. 2.

79. Дейч, М.Е. Исследования и расчеты ступеней осевых турбин / М.Е. Дейч, Б.М. Трояновский.

– М.: Машиностроение, 1964.

80. Schellens, C.A. Elastic-Fluid Turbine Patented Apr. 23, 1918 USA №1.263.473. – 1918.

81. Clark, A.M. Improvements in or relating to turbine blades, FR Patent # 189131. – 1921.

82. Зарянкин, А. Е. Перспективы применения двухъярусных ЦНД в энергоблоках паровых

турбин / А.Е. Зарянкин, А.Н. Рогалев, И.В. Гаранин, С.К. Осипов // Теплоэнергетика. – 2009. –

№. 1. – С. 45-51.

83. Двухъярусная ступень двухъярусного цилиндра низкого давления паровой турбины

изобретение. Россия. Патент № 2378516. 26.03.2008. 2008111360/06. – 2010.

84. Колосков М.М. Марочник сталей и сплавов / М.М. Колосков, Е.Т. Долбенко, Ю.В. Каширский

и др.; под ред. А.C. Зубченко. – М.: Машиностроение, 2001. – 672 с.

85 . Бауман, Н.Я. Технология производства паровых и газовых турбин / Н.Я. Бауман. – Рипол

Классик, 1973.

200

86. Баранчиков, В.И. Прогрессивные режущие инструменты и режимы резания металлов:

справочник / В.И. Баранчиков. – М.: Машиностроение, 1990. – Т. 400.

87. Фиргер, И.В. Термическая обработка сплавов / И.В. Фиргер. – Ленингр. отделение, 1982. —

304 с.

88. Кондаков, А.И. Курсовое проектирование по технологии машиностроения: учебное пособие

/ А.И. Кондаков. – М.: КНОРУС, 2012 – 400 с.

оглавление - Национальный исследовательский ...

Documents

Transcript of оглавление - Национальный исследовательский ...