Бродов - КОНДЕНСАЦИОННЫЕ УСТАНОВКИ ПАРОВЫХ ТУРБИН. Энергетика и энергомашиностроение и специальности Турбостроение москва энергоатомиздат 1994 ббк 31. 363 Б
 Скачать 1.86 Mb.
|
|
3.8. Опоры конденсатора В конденсаторах современных паровых турбин горловина соединяется с выходным патрубком турбины с помощью сварки, что исключает присосы воздуха. Таким образом, конденсатор и корпус ЦНД оказываются жестко связанными между собой. Передать вес конденсатора через входной патрубок на корпус ЦНД нельзя из-за его большой массы. Кроме того, установить конденсатор жестко на фундаменте, без возможности вертикальных смещений (подобно установке корпуса ЦНД), также нельзя, так как должна быть обеспечена компенсация температурных удлинений выхлопного патрубка ЦНД от опорных лап, переходного патрубка и самого корпуса конденсатора. Поэтому конденсатор устанавливают на пружинные опоры рис. 3.28), которые в свою очередь, устанавливаются на бетонные подушки фундамента турбины. Пружинные опоры (по 4— 10 пружин сжатия в каждой) расположены обычно по торцам конденсатора со стороны водяных камер каждого потока. Пружинам придается такая жесткость, чтобы они целиком воспринимали вес конденсатора без воды вводя ном пространстве вес воды воспринимается выхлопным патрубком турбины. Необходимая жесткость пружин обеспечивается установкой специальных опорных планок 2 (см. рис. 3.28) или шайб, толщина которых определяется поданным заводских испытаний каждой опоры (пружины) в отдельности. Для того чтобы установить эти опорные планки (или шайбы, имеются специальные установочные болты 5. При расчете пружинных опор необходимо учитывать, что при максимально возможном опускании конденсатора (из-за тепловых расширений) нагрузка на выхлопной патрубок турбины, сохраняя свой знак, не должна быть ниже определенного значения, устанавливаемого заводом-изготовителем турбины. Рис. 3.28. Пружинная опора конденсатора 1 — подкладка 2— опорная планка 3— стакан 4 — пружина 5 — установочный болт 6 — рама 3.9. Методики расчета на прочность основных узлов конденсаторов Расчет на прочность основных узлов конденсаторов с разной степенью полноты представлен в предыдущих изданиях по расчету и конструированию конденсационных устройств, например, в [4, 6, 16, 41]. В связи с этим в данном параграфе рассмотрим отдельные методики расчетов на прочность основных узлов конденсаторов, которые в других изданиях представлены недостаточно полно, а также ряд известных методик, адаптированных к конструкциям современных конденсаторов. Рабочие нагрузки, виды расчетов Конденсаторы современных паровых турбин работают под вакуумом, те. корпус находится под внешней нагрузкой, представляющей статическую разность давлений — барометрического снаружи и давления среды в межтрубном пространстве. Подобный вид нагружения имеют и трубные доски конденсатора стой лишь разницей, что давление воды в водяных камерах обычно значительно выше барометрического. К напряжениям, вызванным указанным градиентом давлений, могут добавляться также термические напряжения и напряжения от собственного веса конденсатора и веса находящихся в нем теплоносителей. Кроме этого, отдельные элементы конденсатора могут находиться под действием динамических нагрузок, кинетически передаваемых на конденсатор от различных несбалансированных вращающихся элементов тур- боустановки, и прежде всего от несбалансированного вращающегося ротора турбины. Данное кинематическое возбуждение передается через различные трубопроводы и через горловину конденсатора, как правило, жестко связанную с выхлопным патрубком ЦНД. В условиях такого сложного и комбинированного нагружения отдельные узлы и конденсатор в целом должны быть выполнены достаточно прочными и жесткими, чтобы обеспечить герметичность. Прочностные расчеты конденсаторов, аналогично тепловым, выполняются двух видов — конструкторские и поверочные. В первом случае на основе известных допускаемых напряжений определяются геометрические размеры различных элементов конденсатора, во втором — при известных 165 геометрических размерах проверяются условия прочности, те. непревышение расчетными наряжениями допускаемых значений. В принятой практике проектирования современных конденсаторов преимущественно используются поверочные расчеты, опирающиеся на опыт предыдущего проектирования. При расчете допускаемых напряжений применительно к условиям, в которых работают элементы конденсатора (температура пара не должна превышать 60—70 С, за основу принимается предел прочности для данного материала Допускаемые напряжения определяются по формуле (3.9) где — коэффициент запаса прочности . При этом в качестве предела прочности необходимо принимать минимальное значение этой характеристики для данного материала. Расчет корпуса конденсатора. В конструкциях современных конденсаторов широко применяются корпуса, близкие по своей форме к призматической с большой площадью плоских стенок. Учитывая, что расчет цилиндрических тонкостенных корпусов достаточно хорошо изложен в [4, 6, 16, 41], остановимся на некоторых особенностях прочностного расчета таких корпусов. Рассмотрим расчет плоских стенок корпуса конденсатора, находящихся под действием градиента давлений снаружи и внутри конденсатора. При этом в качестве интенсивности распределенной нагрузки можно принимать барометрическое давление, поскольку давление внутри конденсатора очень мало давление внутри конденсатора, как правило, 3—6 кПа). Боковая плоская стенка корпуса конденсатора имеет следующую систему опор внутренняя поверхность стенки опирается наряд поперечных промежуточных перегородок, которые привариваются к стенке корпуса, а к наружной поверхности стенки корпуса привариваются продольные ребра жесткости (обычно такую роль выполняет профильный стальной прокат, чаще всего швеллерный, см. рис. 3.22). Общий вид боковой стенки корпуса конденсатора представлен на рис. 3.29. 166 Рис. 3.29. Элемент плоской стенки корпуса конденсатора Таким образом, расчетная схема боковой плоской стенки корпуса конденсатора представляется как защемленная по контуру прямоугольная пластина длиной а (расстояние между соседними промежуточными перегородками, мм, шириной b расстояние между соседними ребрами жесткости — швеллерами, мм) и толщиной h (мм, нагруженная сплошной равномерно распределенной нагрузкой интенсивностью р б (барометрическое давление, МПа. При таких условиях отпирания и нагружения максимальные напряжения изгиба возникают на контуре прямоугольной пластины в середине большей стороны, и их значение может быть вычислено [15] по формуле В случае невыполнения неравенства (3.10) необходимо уменьшить расстояние b между ребрами жесткости или рассмотреть возможность увеличения толщины стенки корпуса h. Расчет трубных досок Трубные доски конденсатора с двух- сторонне завальцованными трубками в расчетных схемах представляются как пластины, опирающиеся на упругое основание. Нагрузкой для трубной доски является статическая разность давлений в водяных камерах ив межтрубном пространстве конденсатора, при этом из-за малости давления в меж трубном пространстве конденсатора в качестве интенсивности распределенной нагрузки можно принимать абсолютное давление в водяных камерах, а именно максимальное давление гидроиспытаний конденсатора. Упругим основанием для трубной доски являются трубки конденсатора, конфигурация расположения которых может быть достаточно сложной (см. §3.2). Кроме этого, трубная доска конденсатора, как правило, имеет ряд укрепляющих связей, например анкерных, и поэтому точный расчет трубных досок конденсатора затруднен. При проектировании чаще всего используется приближенный расчет, который выполняется как поверочный и сводится к определению напряжений в трубной доске при предварительно принятой ее толщине. Напряжения изгиба в трубной доске, укрепленной анкерными связями, может быть найдено [16] по приближенной формуле (3.11) где р в — максимально возможное давление в водяных камерах конденсатора (как правило, это давление достигается при гидроиспытаниях), МПа d c диаметр анкерной связи, мс расстояние между анкерными связями (при неравномерном распределении анкерных связей с можно принимать как сторону квадрата, равновеликого площади, приходящейся на одну толщина трубной доски, м — эквивалентный диаметр трубной доски, м F — площадь трубной доски, м s — действительная толщина трубной доски, ми число и наружный диаметр (м) теплообменных трубок конденсатора соответственно — число анкерных связей d ср — средний диаметр резьбы анкерной связи, м. Допускаемые напряжения для стальных трубных досок можно принимать [16] равными =100 МПа. 168 Расчет анкерных связей Анкерные связи (болты) служат для укрепления (ужесточения) трубных досок путем соединения их с крышками водяных камер. Как правило, анкерные болты в водяных камерах находятся под действием осевой растягивающей нагрузки, которую вызывает градиент давлений в водяной камере ив межтрубном пространстве. При этом в расчетах давление в водяной камере необходимо принимать равным максимально реализуемому (которые обычно создают при гидравлических испытаниях конденсатора. Распределение анкерных болтов по площади трубной доски выполняется по возможности равномерным, с учетом формы компоновки трубных пучков. Напряжения растяжения в анкерных болтах могут быть определены по формуле где F — полная площадь трубной доски, м - максимально возможное давление в водяной камере, МПа — внутренний диаметр теплообменных трубок, м — минимальный диаметр анкерных болтов, м коэффициент, учитывающий долю нагрузки трубной доски, приходящуюся на анкерные болты Расчет трубок конденсатора на вибрацию Кроме статических напряжений в материале трубок конденсатора, вызываемых разностью давлений и градиентами температур, возможно возникновение динамических напряжений, связанных в основном с вибрацией трубок. Динамические напряжения, являясь незначительными, могут приводить к существенному снижению надежности и уменьшению ресурса трубок конденсатора из-за усталостных повреждений трубок и совместного влияния вибрационных и коррозионных процессов [24]. Существуют две основные причины возбуждения колебаний трубок конденсатора. Первая — это передача на трубный пучок механической энергии колебаний от несбалансированных вращающихся узлов турбоагрегата и других механизмов машинного зала (кинематическое возбуждение. Вторая — это аэрогидродинамические явления, возникающие при обтекании трубных пучков потоком теплоносителя (аэродинамическое возбуждение. Кинематическое возбуждение передается на трубки через опорные конструкции и трубопроводы, которыми конденсатор связан с турбиной и насосами, а также через горловину конденсатора, как правило, жестко связанную с выходным патрубком ЦНД. Частотный спектр кинематического возбуждения обычно известен. Наибольшей интенсивностью при кинематическом возбуждении обладают колебания с частотой, равной частоте вращения ротора турбины (50 Гц при частоте вращения 3000 об/мин и 25 Гц при частоте вращения 1500 об/мин). Отстройка частот собственных колебаний трубок конденсатора от частоты кинематического возбуждения является достаточной и надежной защитой трубного пучка от возникновения резонансных" колебаний как наиболее опасных. При определении частот собственных колебаний трубку конденсатора рассматривают как стержень с равномерно распределенной массой, защемленный на концах и шарнирно опертый в промежуточных перегородках (так как перегородки в современных конденсаторах устанавливаются с некоторым смещением вверх и трубка, таким образом, оказывается плотно прижатой к образующей отверстия в промежуточной перегородке, то и характер опирания трубки очень близок к шарнирному. Частота собственных колебаний Гц, в таком случае может быть рассчитана по формуле (3.13) где Е — модуль упругости материала трубки, Па J - осевой момент инерции поперечного сечения трубки, м т — масса трубки с учетом массы жидкости внутри трубки (масса единицы длины, кг/м; частотный коэффициент, зависящий от числа пролетов, формы колебаний и распределения длин пролетов l — длина пролетам индекс s — номер формы колебаний (s =1, 2, 3 ...). Для равнопролетных трубных систем конденсатора значения частотного коэффициента представлены в табл. 3.5. 170 Таблица 3.S. Значения частотного коэффициента для равнопролетных трубных систем 17 1 Для неравнопролетных трубных систем конденсатора значения могут быть рассчитаны только с использованием численных методов решения на ЭВМ. Необходимо отметить, что частоты собственных колебаний трубок конденсатора должны быть определены как для случая трубок, заполненных водой, таки для случая опорожненных трубок (последнее важно для конденсаторов теплофикационных турбин. Для надежной отстройки полученные значения собственных частот должны отличаться от частоты кинематического возбуждения как минимум на +25%. Необходимая отстройка достигается обычно изменением длин пролетов или числа промежуточных перегородок [24]. При аэродинамическом возбуждении наиболее опасные колебания трубок, инициируемые потоком пара в межтруб ном пространстве, происходят при поперечном и косом обтекании трубок, что в большей степени характерно для конденсаторов паровых турбин. При этом колебания трубок могут вызываться в результате действия трех механизмов возбуждения в результате срыва вихрей, за счет турбулентных пульсаций потока и при возникновении аэрогидроупругой неустойчивости трубок в пучке. Возбуждение трубок в результате срыва вихрей определяется периодическими аэродинамическими силами, возникающими в процессе формирования и отрыва вихрей с образующей трубки. При поперечном отрыве вихрей то с одной, то с другой стороны трубки ее обтекание становится асимметричным. На трубку начинает действовать периодическая аэродинамическая сила, способная раскачать упруго установленную трубку поперек потока. Для сравнения разных ситуаций, в которых происходит срыв вихрей, используется безразмерный критерий — число Струхаля (sh), зависящий от шага между трубками (в направлении, перпендикулярном направлению движения пара) и способа разбивки. В пучках трубок с относительным поперечным шагом- (см. рис. 3.1) вихревое возбуждение проявляется только в первых рядах трубок. Максимальная амплитуда вынужденных колебаний трубок [51] в середине пролета 172 где — коэффициент аэродинамической силы (с =0,6 для первого ряда трубок пучка, =0,4 для последующих рядов — плотность пара, кг/м 3 ; — скорость пара в узком сечении пучкам с — скорость пара перед входом в пучок, мс — частота срыва вихрей, Гц при для пучка с треугольной разбивкой и при — полная масса единицы трубки , с учетом присоединенной массы теплоносителя снаружи трубки и присоединенной массы теплоносителя снаружи трубки — коэффициент присоединения массы (для пучков с можно принимать — декремент колебаний — частота собственных колебаний трубки по первой форме, Гц. Демпфирование колебаний вызвано потерями энергии колебаний в элементах конструкции трубного пучка (конструкционное демпфирование ) ив окружающей трубу среде (аэрогидродинамическое демпфирование ). Декремент колебаний может быть рассчитан [51] по формуле 173 Конструкционное демпфирование при колебаниях трубки определяется рассеянием энергии в материале трубки, от трения трубки в промежуточных перегородках и от ударов колеблющейся трубки о промежуточные перегородки из-за имеющихся в них зазоров. Декремент колебаний зависит от материала трубки, системы расстановки промежуточных перегородок и их конструкции. На рис. 3.30 показано изменение для трубок из различных материалов в зависимости от числа пролетов (при к > 8 определяется экстраполяцией. Расчет декремента колебаний , вызванного аэрогидродинамическим демпфированием, производится [51] по формуле Для пучков с коэффициент аэрогидродинамического демпфирования рассчитывается по формуле Рис. 3.30. Зависимость для оценки декремента колебаний трубки из латуни, медно-никеле- вых сплавов и мельхиора трубки из нержавеющей стали 174 коэффициент аэрогидродинамического демпфирования при колебаниях одиночной трубки в неограниченном объеме теплоносителя В последней формуле — коэффициенты динамической вязкости, кг/см, кинематической вязкости, мс, и скорость теплоносителям с соответственно — коэффициент гидравлического сопротивления пучка трубок (рис. 3.31). Возбуждение трубок турбулентными пульсациями потока происходит за счет возникновения пульсирующего давления на поверхности трубок. Такое давление на поверхности трубок является случайными его спектр распределен в широкой полосе частот. Трубки от потока получают энергию для поддержания колебаний с частотами, близкими к собственным частотам трубных систем. При этом амплитуда колебаний трубок плавно увеличивается с ростом скорости потока, поскольку энергия турбулентных пульсаций возрастает с увеличением скорости. Максимальная амплитуда вибраций середины пролета трубки при возбуждении турбулентными пульсациями потока может быть рассчитана [51] по формуле Рис. 3.31. Коэффициент гидравлического сопротивления пучка трубок [32] 175 (3.15) где c D — коэффициент силы лобового сопротивления, зависит от геометрии пучка и числа Рейнольдса; при общепринятых ного нормированного спектра [51], определяется в зависимости от безразмерной частоты по графику на рис. 3.32. Остальные обозначения см. выше. Механизм возбуждения турбулентными пульсациями практически всегда накладывается на механизм вихревого возбуждения труб. В этом случае максимальная амплитуда вибраций с вероятностью 0,997 может быть оценена [51] последующей формуле Рис 3 32 Нормативный энергетический спектр пульсаций скорости Аэрогидроупругая неустойчивость трубок в пучке обычно проявляется при больших скоростях потока и вызывает существенное увеличение амплитуды колебаний трубок. Происходит это следующим образом. Когда трубный пучок подвергается действию высокоскоростного поперечного потока, то теплоноситель внутри зазоров между трубками ускоряется. Средняя аэрогидродинамическая силана трубках является в значительной степени функцией этих зазоров в пучке. Если трубка сдвигается от своего нормального равновесного положения, то будут изменяться размеры зазоров между ней и смежными трубками, и поэтому будут изменяться аэрогидродинамические силы не только на изменившей свое положение трубке, но и на смежных трубках. Если трубка движется как поперек потока, таки вдоль потока совместно со смежными трубками, то тогда для трубки возможно получение энергии от потока. Если эта энергия превышает энергию, расходуемую на демпфирование при движении трубки, то амплитуда вибрации значительно возрастает и трубки становятся неустойчивыми, при этом частота колебаний трубок соответствует частоте собственных колебаний. Достаточно надежным способом предохранения трубного пучка от аэрогидроупругой неустойчивости является исключение таких режимов работы конденсатора, при которых скорость потока в межтрубном пространстве равна или превышает критическую скорость потока и для данного пучка, те) После выполнения расчетов по формулам (2.14)—(3.17) необходимо проверить отсутствие соударений труб между собой в серединах пролетов по формуле и рассчитать возникновение в материале трубок напряжения при известных перемещениях При этом если амплитуда колебаний определялась в крайнем пролете, то максимальные напряжения возникнут вместе защемления трубки а если амплитуда колебаний определялась водном из средних пролетов, то максимальные напряжения возникнут в середине пролета трубки 177 где Е — модуль упругости материала трубок, Па J — осевой момент инерции поперечного сечения трубки, м W — осевой момент сопротивления поперечного сечения трубки, мВ качестве допускаемых напряжений в данном случае можно принимать предел усталостной прочности для материала трубок. Более подробно с методикой расчета трубок конденсаторов на вибрацию можно ознакомиться в [51]. |