Особенности конструкции и опыт эксплуатации турбопитательной установки мощностью 40 МВт ТЭС Niederaußem

Электроэнергетика Статья
выбрано
energybase

  • Эльзессер Т., фирма KSB SE & Co. KGaA, Германия, г. Франкенталь
  • Брехт Б., фирма KSB SE & Co. KGaA, Германия, г. Франкенталь
  • Баумгартен С., фирма KSB SE & Co. KGaA, Германия, г. Франкенталь
  • Уфельман В., фирма KSB SE & Co. KGaA, Германия, г. Франкенталь
Угольная электростанция Niederaußem мощностью 3680 МВт. RWE Power AG. 2011 год.
Угольная электростанция Niederaußem мощностью 3680 МВт. RWE Power AG. 2011 год.

Создание и эксплуатация насоса мощностью 40 МВт для электростанции Niederaußem (блок K) со 100%-ной нагрузкой блока, потребовали использования новых методов при разработке конструкции насоса и гидравлики проточной части: использования специального профилирования лопаток, проведения теоретических и экспериментальных исследований, разработки мероприятий по гарантированному отсутствию кавитации рабочего колеса первой ступени. Использование насосов сверхвысокой мощности, с высокими давлением нагнетания, температурой, и температурными градиентами и частотой вращения приводит к экстремальным механическим и температурным нагрузкам. Целью создания нового питательного насоса было повышение эффективности и надёжности насоса и энергоблока в целом. Для достижения этой цели в его конструкции применены совершенно новые подходы и использованы новые высоконадёжные и эффективные компоненты.

Одним из основных конструктивных новшеств, наряду с подшипниками скольжения и разгрузочным устройством, являются концевые уплотнения вала (плавающие кольца), обеспечивающие необходимую долговечность при очень высоких — более 50 м/с — окружных скоростях. В статье уделено много внимания результатам интенсивных приёмосдаточных испытаний на стенде KSB, а также опыту поставок и ввода в эксплуатацию на электростанции. Рассмотрены исследование динамики насоса и реакции на температурные напряжения при пусках и остановах, влияния температурных перепадов во время пусков на поведение плавающих колец концевых уплотнений. Оптимизировано влияние распределения внутренних сил в проточной части на колебания корпуса питательного насоса. Достигнут КПД 86,9% в расчётной точке характеристики и максимальный КПД 87,0%. Выполнение других требований заводской спецификации гарантирует надёжную и эффективную работу насосов в тепловой схеме энергоблока.

Опубликовано в журнале Электрические станции 2018, № 6

Один из самых мощных в мире питательных турбонасосов с максимальной приводной мощностью 40 МВт эксплуатируется на энергоблоке 1000 МВт электростанции Niederaußem, недалеко от Кельна. Насос обеспечивает 100%-ную нагрузку блока, КПД которого более 43% - является наивысшим для энергоблоков, работающих на буром угле. Для достижения его все компоненты электростанции должны иметь максимальный КПД и работа их, в частности питательного насоса, должна быть согласована с общим процессом энергоблока. Обычно работа блока на частичной нагрузке осуществляется с помощью пусковых электронасосов с 35%-ной производительностью. При использовании пара от постороннего источника пуск блока можно осуществлять от главного питательного насоса со 100%-ной производительностью из холодного состояния.

При разработке гидравлики проточной части кроме достижения проектных значений расхода, напора и КПД много внимания было уделено улучшению всасывающей способности рабочего колеса первой ступени. Необходимость повышения наработки на отказ до 50 000 ч и более без ка­витационного износа проточной части потребовало специального профилирования лопаток рабоче­го колеса первой ступени. Численное моделирование течения жидкости в проточной части и экспериментальные исследования позволили получить проточную часть, в которой полностью отсутствует кавитация на всех режимах работы насоса при достаточном кавитационном запасе.

Гидравлика насоса

Общие характеристики

При 100%-ной нагрузке получены следующие характеристики питательного насоса:

расход массовый m = 698 кг/с, объёмный Q = 2898 м3/ч; напор Ар — 285,7бар, H = 3361 м; температура t = 198,4°C; плотность p = 867 кг/м3; частота вращения n = 4620 мин-1; мощность P = 26,47 МВт; КПД ц = 86,9%.

Привод основного и бустерного насоса осуществляется паровой турбиной. Это позволяет плавно изменять частоту вращения. Предельно допустимая частота вращения (давление срабатывания предохранительных клапанов) составляет 5217 мин-1. В этой точке расход питательной воды достигает 893 кг/с, и полная мощность насоса составляет 42 МВт (2 МВт приходятся на бустерный насос). Она находится на верхней границе так называемых «больших» питательных насосов по классификации, приведённой в работе [1].

Напор насоса создаётся пятью ступенями (с отбором после первой ступени, рис. 1). Для определения гидравлического качества рабочего колеса (в том числе и одноступенчатого насоса) вводится специальный параметр — удельная частота вращения

где n — частота вращения, мин-1; H — напор, м; Q — объёмный расход, м3/с. Этот параметр, как описано в [2], полностью определяет возможность достижения максимального КПД и кавитационного запаса для высоконапорного насоса определённого типа. Оптимальные гидравлические характеристики проточной части из 2 — 5 ступеней получены использованием стандартных рабочих колес и направляющих аппаратов.

Ступень насоса смоделирована с высоко­надёжного прототипа с соблюдением гидравлического подобия. Незначительные изменения потребовалось внести лить в конструкцию входной втулки; увеличение её диаметра потребовалось вследствие высокой мощности приводной турбины.

Аналогичное увеличение выходной спирали последней ступени патрубка нагнетания и входной камеры между первой ступенью и всасывающим патрубком потребовалось из-за большой мощности насоса; они были сконструированы специально для него. Несмотря на ограниченное пространство применение выходной спирали сыграло решающую роль в обеспечении наивысшего КПД насоса.

Рабочее колесо первой ступени

По гидравлике критическим является рабочее колесо первой ступени (с всасывающей стороны). Фирма должна была гарантировать минимум 50 000 ч непрерывной работы без видимого кавитационного износа. Под кавитацией принято понимать появление пузырьков в жидкости. Кавитация появляется в том случае, когда давление в определённых местах потока движущейся жидкости становится ниже критического и там возникают пузырьки пара. Если при дальнейшем течении жидкости местное давления возрастает, может произойти схлопывание пузырьков, вызывающее разрушение поверхности металла проточной части. Условия возникновения кавитации могут быть оценены из выражения

NPSHA(система) = NPSHR(насос),

где NPSHA (системы) непосредственно перед насосом характеризует потенциальную энергию, выраженную в метрах и уменьшенную на разность между фактическим давлением и давлением насыщения. Эта величина называется ещё «кавитационный запас» (NetPositiveSuctionHead).

В правой части выражения стоит параметр NPSHr (насоса), который определяет энергию (R- от английского required), при которой невозможно возникновение кавитации, либо уровень возникающей кавитации настолько мал, что практически не причиняет вреда проточной части агрегата.

Выбор критерия оценки «требуемого» значения NPSH насоса зависит по существу от качества материала рабочего колеса и от уровня скорости потока на входе в него, который определяется прежде всего окружной скоростью u11a на внешнем диаметре. Окружная составляющая скорости линейно зависит от числа оборотов (u11a-πD11an, см. рис. 2) и обратно пропорциональна так называемой «скорости выдачи» VA, которая определяет появление кавитационной эрозии [3].


Из практики известно, что даже для самых лучших материалов при окружной скорости u11a = 70 м/м скорость разрушения материала на­столько высока, что даже при небольшой кавита­ции за короткий промежуток времени приводит к серьёзным повреждениям рабочего колеса. Для того, чтобы гарантировать необходимую наработ­ку на отказ, необходимо эксплуатировать агрегат в рабочей точке без кавитации

NPSHA > NPSHR = NPSHi

где индекс «i» — от английского «incipientcavita­tion» — начинающаяся кавитация.

Геометрия лопасти при проектировании рабочего колеса первой ступени выбиралась так, чтобы гарантировать для заявленных уровней NPSHA полное отсутствие квитанции. Расчёт кавитацион­ного запаса проводился на стадии проектирования с использованием численной трёхмерной модели, которая позволяет получить поле течения в канале рабочего колеса и полную информацию об уровне давления и скорости потока в произвольной точке канала рабочего колеса. Верификация, сопоставление с экспериментальными данными, была выполнена на стенде и при кавитационных испытаниях насоса.


Этот метод хорошо зарекомендовал себя при решении аналогичных задач [4]. На рис. 3 показано локальное распределение давления для внешней струи (рис. 2) для переднего канта лопасти (кривая 1), а также для всей длины лопасти (кри­вая 2).

Мерой статического давления на поверхности лопасти служит безразмерная величина Ср

где p — статическое давление в контуре; р0 — относительное давление; u12 — окружная скорость.

Уровень Ср = 0 соответствует, по определению, «заявленному» значению NPSHA. Для показанного на рис. 3 примера требование отсутствия кавита­ции не достигнуто, так как минимальный уровень для Ср на обеих кривых ещё отчетливо ниже 0.

Для всех режимов нагрузки блока, или режимов работы питательного насоса, условие Сp min > 0 = NPSHA должно выполняться для всех областей поверхности лопасти. При проектировании проточной части наряду с выбором основных размеров (входной диаметр колеса, число лопастей и угол наклона входа лопасти) проводят также и специальное профилирование лопаток колеса [5], на входе в которое могут возникать кавитационные условия.

Когда после проведения оптимизации наконец найден безкавитационный профиль лопатки, то при производстве геометрия лопатки должна быть выполнена с максимально возможной точностью. Для этого входная часть лопатки, полученная литьём с некоторым запасом, на конечной операции, как правило, обрабатывается на высокоточном эрозионно-искровом станке.

Исследования кавитации

Рассчитанный кави­тационный запас на входе рабочего колеса первой ступени проверяется на специальной стендовой установке. Эта установка представляет собой одноступенчатый центробежный насос. На входе рабочего колеса имитируется геометрия входного канала реального насоса, который дополнительно снабжён прозрачным окном из плексигласа, через которое можно наблюдать возникновение кавита­ции. На рис. 4 представлен результат «исследования образования каверн». Все наблюдаемые значения NPSHi; (начинающаяся квитанция) очень хорошо согласуются и существенно ниже безопасных NPSHA.

Конструктивные особенности

Ротор

Мощность приводной турбины передаётся питательному насосу через зубчатую муфту. Рабочие колёса посажены на вал по горячей посадке и фиксируются шпонками. Это обеспечивает соединение рабочего колеса с валом без проскальзывания и повышает жёсткость вала (см. рис. 1 и далее рис. 6, 1).


Различие распределения и площадей воздействия давлений на входной и напорной поверхности рабочего колеса приводит к возникновению осевой силы (рис. 5), которая каждым колесом через закладное кольцо передаётся на вал насоса. Для уравновешивания суммы осевых сил, действующих на каждое колесо, которая может достигать 240 т, используется специальное разгрузочное устройство (рис. 6, 2). Оно представляет собой двух­ступенчатый поршень с тремя последовательно расположенными щелевыми уплотнениями, в которых напорное давление насоса дросселируется до давления всаса, создавая результирующее усилие Fkolb (рис. 5), направленное в сторону напорного патрубка насоса. Оставшаяся несбалансированной часть осевой нагрузки передаётся на упорный подшипник через карданное кольцо (рис. 6, 3).

Важно отметить, что упругий элемент кардан­ного кольца позволяет ротору совершать малые осевые перемещения, что приводит к изменению осевого зазора поршня Se. Повышение перепада давления Δp (p2 — p3) при уменьшении осевого зазора двойного поршня и увеличение компенси­рующей осевой силы в направлении напорного патрубка насоса приводят к снижению нагрузки на упорном подшипнике. В частности, при внезапном вскипании воды на входе и увеличении осевой силы реакция разгрузочного устройства вызовет перемещение ротора на малую величину в сторону всаса, а упорный подшипник будет нагружаться только в критическом случае. Дальнейшая разгрузка осевой силы двухступенчатого поршня осуществляется с помощью разъёмного фиксирующего кольца (рис. 6, 4).

Опыт эксплуатации сегментных радиальных подшипников скольжения показал их хорошую несущую способность и устойчивое динамическое поведение, поэтому на нашем насосе конструкция радиальных подшипников осталась без изменений (рис. 6, 6).Эти подшипники, как и упорные, смазываются маслом под давлением от системы смазки блока. Упорный подшипник 7 является двусторонним и надёжно защищает насос от внезапного изменения направления осевой нагрузки или нестацинарной нагрузки.

Стационарные элементы насоса

Основным стационарным элементом насоса является наружный корпус. Он представляет собой кованый цилиндр 8 (рис. 6), к которому напорная крышка 9 крепится мощными шпильками 10, выдерживающими внутреннее давление. Шпильки на крышке затягиваются специальным гидравлическим приспособлением без дополнительных остаточных изгибных и крутильных напряжений, обеспечивающих точное соединение, надёжно работающее как при статических, так и динамических режимах.

Внутренние компоненты машины, составляющие проточную часть и формирующие гидравлику насоса, в частности входная камера (рис. 6, 11), корпуса ступеней или секции 12, направляющие аппараты 13, секция последней ступени с интегрированной выходной спиралью 14 и компенсатор теплового расширения 15, оказывают существенное влияние на вибрационное состояние питатель­ного насоса. Гидродинамические силы, действующие на ротор в осевом направлении, действуют также на элементы статора. Вместе с силами компенсаторов они с помощью напорной крышки прижимают внутреннюю проточную часть, состоящую из корпусов ступеней, к посадочному месту на входе наружного корпуса и к посадочному месту на выходе насоса. Максимальная нагрузка на напорной крышке может достигать 3760 т! Компенсатор теплового расширения, представляющий собой упругий пружинный элемент, обеспечивает предварительное сжатие и посадку внутренней проточной части при пуске насоса в режиме, когда гидравлические силы проточной части не обеспечивают необходимого для работы насоса осевого усилия. Кроме того, он компенсирует различного рода расширения внутренних элементов и наружного корпуса, возникающие в результате неравномерного поля температур в нестационарных (например, пусковых) режимах или увеличения за­зоров в рабочем, горячем состоянии. Перемещения могут достигать нескольких миллиметров при резком, шоковом изменении температуры, и это не должно приводить к повреждениям.

Уровень жёсткости, т. е. напряжения в статорных элементах, которые принимает на себя ком­пенсатор, также очень важны при работе в режиме малых нагрузок. При недостаточной жёсткости возможно возникновение относительно мягкой ко­лебательной системы, которая может попасть в резонанс с колебаниями несбалансированного ротора, вращающегося на низкой частоте. С ростом частоты вращения растёт внутреннее давление, увеличивается жёсткость внутренней проточной части и собственные частоты статорных элементов становятся расчётными.

Наряду со снижением возбуждающих сил со стороны потока очень важным является замыкание их действия через подшипник на наружном корпусе (силовой поток на рис. 6). В этой связи очень важно также качество статических уплотнений. Они выполнены в виде профилированных колец и должны уплотнять максимальное давление до 500 бар на стороне нагнетания. Уплотнительный эффект достигается за счёт рабочего давления, которое прижимает уплотнительные губки к уплотняемым конструктивным элементам без каких-либо дополнительных устройств. Вместе с тем они способствуют созданию силового потока подшипника без использования пружин, не имеющих уплотнительных функций.

Уплотнения вала

Опыт эксплуатации показал, что тип используемых концевых уплотнений существенно влияет на надёжность питательных насосов. В конструкции турбонасоса СНТА использованы уплотнения с плавающими кольцами, которые уже много лет успешно эксплуатируются на других энергоблоках станции Niederaußem. Упрощённая схема циркуляции конденсата в уплотнениях с плавающими кольцами приведена на рис. 7. В этом уплотнении на протяжении длинной дроссельной щели, состоящей из плавающих колец, давление снижается от уровня всаса до атмосферного.

В зависимости от рабочей точки этот перепад давления может достигать Δр — 40 бар. Течение жидкости в щели между валом и плавающим коль­цом приводит к возникновению гидродинамиче­ской силы, приводящей к всплытию кольца, обес­печивающему его надёжность. При этом горячая вода, дросселируемая в уплотнении для того, чтобы в результате вскипания поток не потерял несу­щую способность, охлаждается холодным конден­сатом. Впрыск холодной воды осуществляется по­сле первого уплотнительного кольца и регулирует­ся специальным вентилем на входе. На выходе воды из уплотнения измеряется её температура, после чего часть её вновь поступает на регули­рующий вентиль, а другая часть сливается в бак конденсата и далее в конденсатную систему.

Два 100%-ных дозирующих насоса снабжают уплотнения с плавающими кольцами конденсатом, обеспечивая 100%-ный резерв. Они задействованы на любом режиме, даже при работе на валопо- вороте, так как только в этом случае можно предотвратить контакт плавающих колец и вала. Обеспечение межремонтного периода в 3 — 5 лет требует надёжной работы концевых уплотнений, которая была достигнута уже во время пусковых операций и ввода питательного насоса в эксплуатацию.

Использование торцовых уплотнений при больших перепадах температур требует особых конструктивных элементов, позволяющих охлаждать рабочую зону уплотнений. Для плавающих колец это требование не так жёстко. Охлаждение рубашки торцовых уплотнений производится холодным конденсатом с температурой примерно 70 °C, в то время как температура питательной воды близка к 200 °C. Это условие создаёт в элементах уплотнения значительные температурные напряжения и деформации. Учитывая малые зазоры торцовых уплотнений (порядка нескольких микрон), даже малые температурные деформации могут приводить к выходу их из строя [6]. Большие перепады температур при работе насоса в режиме валоповорота могут вызвать деформации ротора или корпуса насоса и задевания в проточной части, следствием которых может быть перегрузка и авария механизма валоповорота. Насос должен длительное время охлаждаться, пока вал не сможет опять свободно проворачиваться.

Ввод в эксплуатацию и первый опыт эксплуатации

Питательный турбонасос был введён в эксплуатацию в ноябре 2002 г. При испытаниях получен КПД 86,9% при работе насоса на 100%-ной нагрузке блока и 87,0%, при 105%-ной мощности блока.

После проведения рутинных испытаний на плотность соединений, работоспособность смазки подшипников скольжения и подвода запирающей воды на уплотнения приступили к тестовым испытаниям на валоповороте. При испытаниях работы насоса на валоповоротном устройстве была проверена работа регулирующих устройств при нормальной работе насоса и при повышении температуры на 25 °C. Время, необходимое для прогрева корпусных элементов и внутренней проточной части холодного питательного насоса, составляло примерно 6 ч.

Возможны два режима прогрева насоса. Для медленного и, как следствие, более щадящего прогрева на стороне нагнетания открывается вентиль выпуска воздуха (воздушник) перед открытием вентиля рециркуляции. В этом случае поток горячей питательной воды течет по всему тракту ре­циркуляции. При этом вначале холодная масса воды в объёме 19,5 м3 заменяется горячей водой и трубопровод рециркуляции общей массой примерно 39 т также принимает температуру воды.

При пуске питательного насоса нагрев питательной воды от 35 °C в деаэраторе в холодном состоянии до достижения температуры полной нагрузки блока (примерно 200°C) должен проходить с градиентом температур не выше 0,4°С/мин, при этом для полного прогрева корпуса насоса требуется примерно 24 ч.

Второй метод прогрева происходит существенно быстрее. При этом прогрев осуществляется расходом 20 — 25 кг/с по трубопроводу, соединяющему бустерный и главный питательный турбона­сос, что позволяет существенно сократить время прогрева насоса (рис. 8).

Питательная вода от насоса проходит через де­аэратор и возвращается обратно. Одновременно по задросселированному входному трубопроводу проходит горячая вода и нагревает его. Изменение температуры воды не превышает 3°С/мин. Датчики, контролирующие температуру наружного корпуса насоса, смогут зафиксировать разность температур только через 15 мин. В это время насос уже будет прогрет, если разность между температурой питательной воды и температурой внутренних деталей проточной части перед началом прогрева не превышала 50 °C. При использовании этого метода прогрева для пуска насоса требуется, в зависимости от температуры воды, от одного до четырёх часов. После прогрева насоса можно проводить работы по подготовке к пуску приводной турбины. Прогрев турбины, как правило, требует дополнительно от 0,75 до 2 ч. После подготовительных работ турбопитательный насос готов к работе и снабжению энергоблока питательной водой. Полный прогрев наружного корпуса до температуры питательной воды после пуска насоса продолжается еще примерно 6 ч.

Тепловая инерционность толстого наружного корпуса способствует стабильности работы питательного насоса, но не позволяет в реальном времени контролировать быстропротекающие процессы изменения температур питательной воды при нестационарных режимах пуска и останова. Именно инерционность наружного корпуса не позволяет использовать критерий перепада температур (ΔT-критерий) со стороны всаса насоса для ограничения градиентов температуры. Для критических режимов работы на валоповороте максимально допустим перепад температур ΔT = 18 °C. При таких значениях перепада температур между верхом и низом наружного корпуса ограничены температурные деформации элементов насоса и не происходит касания вращающихся и статорных деталей и повреждения ротора.

При установке датчиков на корпусе насоса необходимо учитывать, что в верхней зоне наружного корпуса существует мертвая зона, в которой не происходит быстрого перемешивания питательной воды. Для получения реальных температур потребовался специальный прогрев этой зоны путём изменения интенсивности циркуляции воды. Это мероприятие снизило значение T с 25 до менее 10 °C (рис. 8, кривая 8).


Контроль перепада температур эффективен только для квазистационарных переходных процессов. При быстрых изменениях температуры необходимы более чувствительные методы.

Как правило, при отказе валоповоротного устройства насос не может нормально эксплуатироваться (это свойственно для питательных насосов большой мощности). Это связано с неравномерностью температуры между верхними и нижними слоями воды в проточной части в пусковой период. Следствием являются температурные искривления ротора, которые могут приводить даже к заклиниванию в проточной части. В конструкции насоса CHTA 140/5 концевые уплотнения с плавающими кольцами позволяют существенно улучшить температурное состояние проточной части так, что 30-минутная остановка валоповоротного устройства при температуре питательной воды 180 °C не приводит к заклиниваниям насоса, неизбежным в других конструкциях.

Большую часть времени насос работает на стационарном режиме при полной или частичной нагрузке блока. Решающее значение для достижения хорошего вибрационного состояния имеет отстройка его рабочей частоты вращения от критических частот. Глубокий анализ динамики ротора с использованием конечно-элементных методов, с учётом влияния фундамента, подшипниковых опор, динамики ротора приводной турбины позволил обеспечить в процессе эксплуатации уровни вибрации, приведённые на рис. 9. Значения эффективной виброскорости Vэф в вертикальном и горизонтальном направлениях ниже 2,3 мм/с как в стационарном, так и переходных режимах работы насоса; в стационарных режимах они не превышают 1,5 мм/с.

В соответствии со стандартом DINISO 10816−3, для питательного насоса большой мощности уровень эффективной виброскорости на подшипнико­вых опорах не должен превышать 2,3 мм/с. При этом условии измеренный уровень виброскорости питательного насоса, при работе в стационарном режиме, имеет 35%-ный запас. Уровень акустического шума непосредственно на площадке насоса при испытаниях был настолько низок, что оказалось возможным обойтись без использования шумопоглощающего кожуха.

Список литературы

1. Schill, J. H. Wellenabdichtungen fur Kesselspeisepumpen mit gro en Antriebsleistungen [Text] / J. H. Schill, H.-D. Sturm // Pump Users International Forum, Karlsruhe. — 2000. — Fachbeitrag 9−2.

2. Schill, J. H. Turbine-driven High-powered Boiler Feed Pumps [Text] / J. H. Schill // 3rdInternational Conference on Pumps and Fans. — Beijing. — 1998. — October.

3. Hergt, P. Kavitation in Kreiselpumpen [Text] / P. Hergt; Son- derdruck der KSB Aktiengesellschaft, Frankenthal.

4. Baumgarten, S. Numerische Berechnungen zur beginnenden Kavitation an einem Kesselspeisepumpen-Laufrad, Haus der Technik Tagung [Text] / S. Baumgarten. — Berlin. — 2001. — Nov.

5. Krieger, P. Spezielle Profilierung an Laufradern von Kreisel­pumpen zur Senkung von NPSHi [Text] / P. Krieger // VGB Kraftwerkstechnik. — 1992. — 72. — Heft 5.

6. Elsasser, T. Operating Behaviour of Boiler Feed Pumps Under Transient Conditions [Text] / T. Elsasser // 2rd International Conference on Pumps and Fans. — Beijing. — 1995. — October.