Конструкция паровой турбины

Конструктивно современная паровая турбина (рис. 3.4) состоит из одного или нескольких цилиндров, в которых происходит процесс преобразования энергии пара, и ряда устройств, обеспечивающих организацию ее рабочего процесса.

Цилиндр. Основным узлом паровой турбины, в котором внутренняя энергия пара превращается в кинетическую энергию парового потока и далее – в механическую энергию ротора, является цилиндр. Он состоит из неподвижного корпуса (статора турбины из двух частей, разделенных по горизонтальному разъему; направляющих (сопловых) лопаток, лабиринтовых уплотнений, впускного и выхлопного патрубков, опор подшипников и др.) и вращающегося в этом корпусе ротора (вал, диски, рабочие лопатки и др.). Основная задача сопловых лопаток – превратить потенциальную энергию пара, расширяющегося в сопловых решетках с уменьшением давления и одновременным снижением температуры, в кинетическую энергию организованного парового потока и направить его в рабочие лопатки ротора. Основное назначение рабочих лопаток и ротора турбины – преобразовать кинетическую энергию парового потока в механическую энергию вращающегося ротора, которая в свою очередь преобразуется в генераторе в электрическую энергию. Ротор мощной паровой турбины представлен на рисунке 3.5.

Число венцов сопловых лопаток в каждом цилиндре паровой турбины равно числу венцов рабочих лопаток соответствующего ротора. В современных мощных паровых турбинах различают цилиндры низкого, среднего, высокого и сверхвысокого давления (рис. 3.6.). Обычно цилиндром сверхвысокого давления именуется цилиндр, давление пара на входе в который превосходит 30,0 МПа, цилиндром высокого давления – участок турбины, давление пара на входе в который колеблется в пределах 23,5 – 9,0 МПа, цилиндром среднего давления – участок турбины, давление пара на входе в который около 3,0 МПа, цилиндром низкого давления – участок, давление пара на входе в который не превышает 0,2 МПа. В современных мощных турбоагрегатах число цилиндров низкого давления может достигать 4 с целью обеспечения приемлемой по условиям прочности длины рабочих лопаток последних ступеней турбины.

Органы парораспределения. Количество пара, поступающего в цилиндр турбины, ограничивается открытием клапанов, которые вместе с регулирующей ступенью называются органами парораспределения. В практике турбиностроения различают два типа парораспределения – дроссельное и сопловое. Дроссельное парораспределение предусматривает подвод пара после открытия клапана равномерно по всей окружности венца сопловых лопаток. Это означает, что функцию изменения расхода выполняет кольцевая щель между клапаном, который перемещается, и его седлом, которое установлено неподвижно. Процесс изменения расхода в этой конструкции связан с дросселированием. Чем меньше открыт клапан, тем больше потери давления пара от дросселирования и тем меньше его расход на цилиндр.

Сопловое парораспределение предусматривает секционирование направляющих лопаток по окружности на несколько сегментов (групп сопел), к каждому из которых организован отдельный подвод пара, оснащенный своим клапаном, который либо закрыт, либо полностью открыт. При открытом клапане потери давления на нем минимальны, а расход пара пропорционален доле окружности, через которую этот пар поступает в турбину. Таким образом, при сопловом парораспределении процесс дросселирования отсутствует, а потери давления сводятся к минимуму.

В случае высокого и сверхвысокого начального давления в системе паровпуска применяются так называемые разгрузочные устройства, которые предназначены для уменьшения начального перепада давления на клапане и снижения усилия, которое необходимо приложить к клапану при его открытии.

В некоторых случаях дросселирование называют еще качественным регулированием расхода пара на турбину, а сопловое парораспределение – количественным.

Система регулирования. Эта система позволяет осуществлять синхронизацию турбогенератора с сетью, устанавливать заданную нагрузку при работе в общую сеть, обеспечивать перевод турбины на холостой ход при сбросе электрической нагрузки. Принципиальная схема системы непрямого регулирования с центробежным регулятором скорости представлена на рисунке 3.7.

С ростом частоты вращения ротора турбины и муфты регулятора центробежная сила грузов увеличивается, муфта регулятора скорости1 поднимается, сжимая пружину регулятора и поворачивая рычаг АВ вокруг точки В. Соединенный с рычагом в точке С золотник2 смещается из среднего положения вверх и сообщает верхнюю полость гидравлического сервомотора3 с напорной линией4 через окноa , а нижнюю – со сливной линией5 через окноb . Под воздействием перепада давлений поршень сервомотора перемещается вниз, прикрывая регулирующий клапан6 и уменьшая пропуск пара в турбину7 , что и обусловит снижение частоты вращения ротора. Одновременно со смещением штока сервомотора рычаг АВ поворачивается относительно точки А, смещая золотник вниз и прекращая подачу жидкости в сервомотор. Золотник возвращается в среднее положение, чем стабилизируется переходный процесс при новой (уменьшенной) частоте вращения ротора. Если увеличивается нагрузка турбины и частота вращения ротора падает, то элементы регулятора смещаются в противоположном рассмотренному направлении и процесс регулирования протекает аналогично, но с увеличением пропуска пара в турбину. Это приводит к росту скорости вращения ротора и восстановлению частоты генерируемого тока.

Системы регулирования паровых турбин, применяемых, например, на АЭС, в качестве рабочей жидкости используют, как правило, турбинное масло. Отличительной особенностью систем регулирования турбин К-300240-2 и К-500-240-2 является применение в системе регулирования вместо турбинного масла конденсата водяного пара. На всех турбинах НПО «Турбоатом», помимо традиционных гидравлических систем регулирования, применяют электрогидравлические системы регулирования (ЭГСР) с более высоким быстродействием.

Валоповорот. В турбоагрегатах традиционно применяется «тихоходный» – несколько оборотов в минуту – валоповорот. Валоповоротное устройство предназначено для медленного вращения ротора при пуске и останове турбины для предотвращения теплового искривления ротора. Одна из конструкций валоповоротного устройства изображена на рис. 3.8. Она включает электродвигатель с червяком, входящим в зацепление с червячным колесом1 , расположенным на промежуточном валике. На винтовой шпонке этого валика установлена ведущая цилиндрическая шестерня, которая при включении валоповоротного устройства входит в зацепление с ведомой цилиндрической шестерней, сидящей на валу турбины. После подачи пара в турбину частота вращения ротора растет и ведущая шестерня автоматически выходит из зацепления.

Подшипники и опоры. Паротурбинные агрегаты расположены, как правило, в машинном зале электростанции горизонтально. Такое расположение обусловливает применение в турбине наряду с опорными также и упорных или опорно-упорных подшипников3(см. рис. 3.8). Для опорных подшипников наиболее распространенным в энергетике является парное их количество – на каждый ротор приходится два опорных подшипника. Для тяжелых роторов (роторов низкого давления быстроходных турбин с числом оборотов 3000 об/мин и всех без исключения роторов «тихоходных» турбин с числом оборотов 1500 об/мин) допустимо применение традиционных для энергетического турбиностроения втулочных подшипников. В таком подшипнике нижняя половина вкладыша выполняет роль несущей поверхности, а верхняя половина – роль демпфера любых возмущений, возникающих при эксплуатации. К таким возмущениям можно отнести остаточную динамическую неуравновешенность ротора, возмущения, возникающие при прохождении критических чисел оборотов, возмущения за счет переменных сил от воздействия парового потока. Сила веса тяжелых роторов, направленная вниз, в состоянии подавить, как правило, все эти возмущения, что обеспечивает спокойный ход турбины. А для относительно легких роторов (роторов высокого и среднего давления) все перечисленные возмущения могут оказаться значительными по сравнению с весом ротора, особенно в паровом потоке высокой плотности. Для подавления этих возмущений разработаны так называемые сегментные подшипники. В этих подшипниках каждый сегмент обладает повышенной по сравнению с втулочным подшипником демпфирующей способностью.

Естественно, конструкция сегментного опорного подшипника, где каждый сегмент снабжается маслом индивидуально, значительно сложнее, чем втулочного. Однако резко возросшая надежность окупает это усложнение.

Что касается упорного подшипника, то его конструкция всесторонне рассмотрена еще Стодолой и за истекшее столетие практически не претерпела каких-либо изменений. Опоры, в которых располагаются упорный и опорные подшипники, изготавливают скользящими с «фикспунктом» в районе упорного подшипника. Это обеспечивает минимизацию осевых зазоров в области максимального давления пара, т.е. в области самых коротких лопаток, что в свою очередь позволяет минимизировать в этой зоне потери от утечек.

Типичная конструкция одноцилиндровой конденсационной турбины мощностью 50 МВт с начальными параметрами пара 8,8 МПа, 535°С представлена на рис. 3.8. В этой турбине применен комбинированный ротор. Первые 19 дисков, работающих в зоне высокой температуры, откованы как одно целое с валом турбины, последние три диска - насадные.

Неподвижную сопловую решетку, закрепленную в сопловых коробках или диафрагмах с соответствующей вращающейся рабочей решеткой, закрепленной на следующем по ходу пара диске, называютступенью турбины . Проточная часть рассматриваемой одноцилиндровой турбины состоит из 22 ступеней, из которых первая называетсярегулирующей . В каждой сопловой решетке поток пара ускоряется и приобретает направление безударного входа в каналы рабочих лопаток. Усилия, развиваемые потоком пара на рабочих лопатках, вращают диски и связанный с ними вал. По мере понижения давления пара при прохождении от первой к последней ступени удельный объем пара растет, что требует увеличения проходных сечений сопловых и рабочих решеток и, соответственно, высоты лопаток и среднего диаметра ступеней.

К переднему торцу ротора прикреплен приставной конец вала, на котором установлены бойки предохранительных выключателей (датчики автомата безопасности), воздействующие на стопорный и регулирующие клапаны и прекращающие доступ пара в турбину при превышении частоты вращения ротора на 10–12% по сравнению с расчетной.

Статор турбины состоит из корпуса, в который вварены сопловые коробки, соединенные с помощью сварки с клапанными коробками, установлены обоймы концевых уплотнений, обоймы диафрагм, сами диафрагмы и их уплотнения. Корпус этой турбины, кроме обычного горизонтального разъема, имеет два вертикальных разъема, разделяющих его на переднюю часть, среднюю часть и выходной патрубок. Передняя часть корпуса выполнена литой, средняя часть корпуса и выходной патрубок сделаны сварными.

В переднем картере расположен опорноупорный подшипник, в заднем картере – опорные подшипники роторов турбины и генератора. Передний картер установлен на фундаментной плите и при тепловом расширении корпуса турбины может свободно перемещаться по этой плите. Задний картер выполнен за одно целое с выхлопным патрубком турбины, который при тепловых расширениях остается неподвижным благодаря его фиксации пересечением поперечной и продольной шпонок, образующих так называемыйфикспункт турбины, или мертвую точку. В заднем картере турбины расположено валоповоротное устройство.

В турбине К-50-90 применена сопловая система парораспределения, т.е. количественное регулирование расхода пара. Устройство автоматического регулирования турбины состоит из четырех регулирующих клапанов, распределительного кулачкового вала, соединенного зубчатой рейкой с сервомотором. Сервомотор получает импульс от регулятора скорости и регулирует положение клапанов. Профили кулачков выполнены так, чтобы регулирующие клапаны открывались поочередно один за другим. Последовательное открытие или закрытие клапанов исключает дросселирование пара, проходящего через полностью открытые клапаны при пониженных нагрузках турбины.

Конденсатор и вакуумная система.

Подавляющее большинство турбин, используемых в мировой энергетике для производства электрической энергии, являются конденсационными. Это означает, что процесс расширения рабочего тела (водяного пара) продолжается до давлений, значительно меньших, чем атмосферное. В результате такого расширения дополнительно выработанная энергия может составлять несколько десятков процентов от суммарной выработки.

Конденсатор – теплообменный аппарат, предназначенный для превращения отработавшего в турбине пара в жидкое состояние (конденсат). Конденсация пара происходит при соприкосновении его с поверхностью тела, имеющего более низкую температуру, чем температура насыщения пара при данном давлении в конденсаторе. Конденсация пара сопровождается выделением теплоты, затраченной ранее на испарение жидкости, которая отводится при помощи охлаждающей среды. В зависимости от вида охлаждающей среды конденсаторы разделяются наводяныеивоздушные. Современные паротурбинные установки снабжены, как правило, водяными конденсаторами. Воздушные конденсаторы имеют по сравнению с водяными более сложную конструкцию и не получили в настоящее время широкого распространения.

Конденсационная установка паровой турбины состоит из собственно конденсатора и дополнительных устройств, обеспечивающих его работу. Подача охлаждающей воды в конденсатор осуществляется циркуляционным насосом. Конденсатные насосы служат для откачки из нижней части конденсатора конденсата и подачи его в систему регенеративного подогрева питательной воды. Воздухоотсасывающие устройства предназначены для удаления воздуха, поступающего в турбину и конденсатор вместе с паром, а также через неплотности фланцевых соединений, концевые уплотнения и другие места.

Схема простейшего поверхностного конденсатора водяного типа приведена на рис. 3.9.

Он состоит из корпуса, торцевые стороны которого закрыты трубными досками с конденсаторными трубками, выходящими своими концами в водяные камеры. Камеры разделяются перегородкой, которая делит все конденсаторные трубки на две секции, образующие так называемые «ходы» воды (в данном случае – два хода). Вода поступает в водяную камеру через патрубок и проходит по трубкам, расположенным ниже перегородки. В поворотной камере вода переходит во вторую секцию трубок, расположенную по высоте выше перегородки. По трубкам этой секции вода идет в обратном направлении, совершая второй «ход», попадает в камеру и через выходной патрубок направляется на слив.

Пар, поступающий из турбины в паровое пространство, конденсируется на поверхности конденсаторных трубок, внутри которых протекает охлаждающая вода. За счет резкого уменьшения удельного объема пара в конденсаторе создается низкое давление (вакуум). Чем ниже температура и больше расход охлаждающей среды, тем более глубокий вакуум можно получить в конденсаторе. Образующийся конденсат стекает в нижнюю часть корпуса конденсатора, а затем в конденсатосборник.

Удаление воздуха (точнее, паровоздушной смеси) из конденсатора производится воздухоотсасывающим устройством через патрубок8 . В целях уменьшения объема отсасываемой паровоздушной смеси ее охлаждают в специально выделенном с помощью перегородки отсеке конденсатора – воздухоохладителе.

Для отсоса воздуха из воздухоохладителя устанавливается трехступенчатый пароструйный эжектор – основной. Помимо основного эжектора, который постоянно находится в эксплуатации, в турбоустановке предусмотрены эжектор пусковой конденсатора (водоструйный) и эжектор пусковой циркуляционной системы. Эжектор пусковой конденсатора предназначен для быстрого углубления вакуума при пуске турбоустановки. Эжектор пусковой циркуляционной системы служит для отсоса паровоздушной смеси из циркуляционной системы конденсатора. Конденсатор турбоустановки снабжен также двумя конденсатосборниками, из которых образующийся конденсат непрерывно откачивается конденсатными насосами.

На переходном патрубке конденсатора размещены приемно-сбросные устройства, цель которых – обеспечить сброс пара из котла в конденсатор в обход турбины при внезапном полном сбросе нагрузки или в пусковых режимах. Расходы сбрасываемого пара могут достигать 60% полного расхода пара на турбину. Конструкция приемносбросного устройства предусматривает, помимо снижения давления, снижение температуры сбрасываемого в конденсатор пара с соответствующим ее регулированием. Она должна поддерживаться на 10–20°С выше температуры насыщения при данном давлении в конденсаторе.

Промежуточный перегрев и регенерация в турбоустановках. В теплоэнергетической установке с промежуточным перегревом пар после расширения в цилиндре высокого давления (ЦВД) турбины направляется в котел для вторичного перегрева, где температура его повышается практически до того же уровня, что и перед ЦВД. После промежуточного перегрева пар направляется в цилиндр низкого давления, где расширяется до давления в конденсаторерк.

Экономичность идеального теплового цикла с промежуточным перегревом зависит от параметров пара, отводимого на промежуточный перегрев. Оптимальную температуру параТ 1оп т , при которой он должен отводиться на промежуточный перегрев, можно ориентировочно оценить как 1,02–1,04 от температуры питательной воды. Давление пара перед промежуточным перегревом обычно выбирают равным 0,15-0,3 давления свежего пара. В результате промперегрева общая экономичность цикла возрастет. При этом благодаря уменьшению влажности пара в последних ступенях турбины низкого давления возрастут относительные внутренние к.п.д. этих ступеней, а следовательно, увеличится и к.п.д. всей турбины. Потеря давленияΔ р пп в тракте промежуточного перегрева (в паропроводе от турбины к котлу, перегревателе и паропроводе от котла к турбине) снижает эффект от применения промперегрева пара и поэтому допускается не более 10% потери абсолютного давления в промежуточном перегревателе.

Система регенерации в турбоустановках предполагает подогрев конденсата, образовавшегося в конденсаторе, паром, который отобран из проточной части турбины. Для этого основной поток конденсата пропускают через подогреватели, в трубную систему которых поступает конденсат, а в корпус подается пар из отборов турбины. Для подогрева основного конденсата применяют подогреватели низкого давления (ПНД), подогреватели высокого давления (ПВД) и между ними – деаэратор (Д). Деаэратор предназначен для удаления из основного конденсата остатков воздуха, растворенного в конденсате.

Идея регенерации в ПТУ возникла в связи с потребностью снижения потерь теплоты в конденсаторе. Известно, что потери теплоты с охлаждающей водой в конденсаторе турбины прямо пропорциональны количеству отработавшего пара, поступающего в конденсатор. Расход пара в конденсатор можно значительно уменьшить (на 30–40%) путем отбора его для подогрева питательной воды за ступенями турбины после того, как он произвел работу в предшествующих ступенях. Такой процесс называют регенеративным подогревом питательной воды. Регенеративный цикл по сравнению с обычным имеет более высокую среднюю температуру подвода теплоты при неизменной температуре отвода и обладает поэтому более высоким термическим к.п.д. Повышение экономичности в цикле с регенерацией пропорционально мощности, вырабатываемой на тепловом потреблении, т. е. на базе теплоты, переданной питательной воде в системе регенерации. Путем регенеративного подогрева температура питательной воды могла бы быть повышена до температуры, близкой к температуре насыщения, отвечающей давлению свежего пара. Однако при этом сильно возросли бы потери теплоты с уходящими газами котла. Поэтому международные нормы типоразмеров паровых турбин рекомендуют выбирать температуру питательной воды на входе в котел равной 0,65–0,75 температуры насыщения, отвечающей давлению в котле. В соответствии с этим при сверхкритических параметрах пара, в частности при начальном давлении егор0=23,5 МПа, температура питательной воды принимается равной 265–275°С.

Регенерация положительно влияет на относительный внутренний к.п.д. первых ступеней благодаря повышенному расходу пара через ЦВД и соответствующему увеличению высоты лопаток. Объемный пропуск пара через последние ступени турбины при регенерации уменьшается, что снижает потери с выходной скоростью в последних ступенях турбины.

В современных паротурбинных установках средней и большой мощности в целях повышения их экономичности применяют широко развитую систему регенерации с использованием пара концевых лабиринтовых уплотнений, уплотнений штоков регулирующих клапанов турбины и др. (рис.3.10).

Свежий пар из котла поступает в турбину по главному паропроводу с параметрамир 0 ,t 0 . После расширения в проточной части турбины до давленияр к он направляется в конденсатор. Для поддержания глубокого вакуума из парового пространства конденсатора основным эжектором (ЭЖ) отсасывается паровоздушная смесь. Конденсат отработавшего пара стекает в конденсатосборник, затем конденсатными насосами (КН) подается через охладитель эжектора (ОЭ), охладитель пара эжектора отсоса уплотнений (ОЭУ), сальниковый подогреватель (СП) и регенеративные подогреватели низкого давления П1, П2 в деаэратор Д. Деаэратор предназначен для удаления растворенных в конденсате агрессивных газов (О2 и СО2 ), вызывающих коррозию металлических поверхностей. Кислород и свободная углекислота попадают в конденсат из-за присосов воздуха через неплотности вакуумной системы турбинной установки и с добавочной водой. В деаэраторе агрессивные газы удаляются при нагревании конденсата и добавочной воды паром до температуры насыщения греющего пара. В современных паротурбинных установках устанавливают деаэраторы повышенного давления 0,6-0,7 МПа с температурой насыщения 158–165°С. Конденсат пара на участке от конденсатора до деаэратора называют конденсатом, а на участке от деаэратора до котла – питательной водой.

Питательная вода из деаэратора забирается питательным насосом (ПН) и под высоким давлением (на блоках со сверхкритическими и суперсверхкритическими параметрами пара до 35 МПа) подается через подогреватели высокого давления ПЗ, П4 в котел.

Пар концевых лабиринтовых уплотнений турбины отсасывается из крайних камер уплотнений, где поддерживается давление 95-97 кПа, специальным эжектором и направляется в охладитель эжектора отсоса, через который прокачивается основной конденсат. Часть пара повышенного давления из концевых лабиринтовых уплотнений направляется в первый и третий регенеративные отборы. С целью предотвращения присоса воздуха в вакуумную систему через концевые уплотнения турбины в каждой предпоследней камере концевых уплотнений поддерживается небольшое избыточное (110-120 кПа) давление с помощью специального регулятора, установленного на подводе уплотняющего пара к этой камере из деаэратора.

Питательная установка. Питательная установка турбоагрегата состоит из главного питательного насоса с турбинным приводом, пускорезервного питательного

насоса с электроприводом и бустерных насосов с электроприводом. Питательная установка предназначена для подачи питательной воды из деаэратора через подогреватели высокого давления в котел. Насос включается в работу при нагрузке блока 50–60% и рассчитан на работу в диапазоне 30–100%. Пускорезервный питательный насос ПЭН приводится во вращение асинхронным электродвигателем.

Конструкция основных узлов и деталей паровых турбин

Общие представления об устройстве паровых турбин

Лекция 3

При низком значении сопротивления акустическая система может выйти из строя, обратная же ситуация возможна, но при этом снижается мощность выходного сигнала.

Характеристики акустической системы

a) Полоса воспроизводимых частот – это амплитудно-частотная зависимость звукового давления или преобразование динамиком электрического сигнала в звуковой в заданном диапазоне частот (20Гц – 20 кГц).

b) Чувствительность звуковой колонки характеризуется звуковым давлением, которое она создаст на расстоянии 1 метр при подаче на ее вход электрического сигнала мощностью 1 Вт. Чувствительность определяется как среднее звуковое давление в определенной полосе частот. Чем выше значение этой характеристики, тем лучше акустическая система передает динамический диапазон музыкальной программы (90 – 110 и более дБ).

c) Коэффициент гармоник или нелинейные искажения. Это искажения появляющиеся при воспроизведении звука. Для высококачественных акустических систем класса Hi-Fiэтот коэффициент не должен превышать:

1,5 % - 1% в диапазоне частот 250 – 6300 Гц.

d) Мощность. Электрическая мощность, которую выдерживает акустическая система. Мощность подразделяется на шумовую , синусоидальную , долговременную , кратковременную .

Очень часто на практике производители указывают некоторую абстрактную мощность акустической системы (100, 200 Вт и больше). В результате это значение может оказаться совершенно не тем что вы ожидаете. В реальности, в паспорте акустической системы должно быть указано несколько значений мощности.

e) Электрическое сопротивление. Составляет 4, 8 или 16 Ом. Стандартами допускается снижение реального электрического сопротивления от номинального значения не более чем на 20 % в диапазоне частот 20-20000 Гц.

3.2Устройство паровой турбины

Паровая турбина представляет собою роторный лопаточный двигатель, в котором энергия давления поступающего из котла пара сначала преобразуется в кинетическую энергию пара, вытекающего с большой скоростью из сопел, а затем, на лопатках ротора,- в механическую энергию вращения вала. Сопла это направляющие аппараты, предназначенные для преобразования внутренней энергии пара в кинетическую энергию упорядоченного движения молекул.

Схема простейшей паровой турбины представлена на рис. 3.1.

Основной частью турбины является ротор, состоящий из вала 1 с насаженным на нем рабочим колесом 2, на котором укреплены рабочие лопатки 3 изогнутой формы. Перед диском с рабочими лопатками имеется сопло 4, из которого пар поступает на рабочие лопатки турбины.

1 – вал; 2 – рабочее колесо; 3 – рабочая лопатка; 4 – сопло

Рисунок 3.1– Принцип действия турбины

Сопло и рабочее колесо составляют одну ступень. На рисунке 1.1, таким образом, представлена принципиальная схема одноступенчатой турбины.

Полученный в парогенераторе перегретый пар при температуре 600 С и давлении 30 МПа по паропроводам передаётся в сопла.

Если перед входом в сопло пар имел некоторую начальную скорость и начальное давление (см. рис. 3.2), то после выхода из сопла в результате расширения пара происходит увеличение его скорости до значения и уменьшение давления до значения . Скорость входа пара на рабочую лопатку называют абсолютной скоростью. Температура пара также при этом значительно понижается.

После выхода из сопла пар подается на рабочие лопатки турбины. Если турбина активная, то между ее рабочими лопатками расширения пара не происходит, следовательно, давление пара не меняется. Абсолютная скорость движения пара уменьшается с до вследствие вращения турбины со скоростью V. V – это окружная или переносная скорость.

Рисунок 3.2 – Схема активной турбины

Конструктивно турбина выполняется в виде нескольких ступеней, каждая из которых состоит из одного венца сопловых лопаток и одного венца рабочих лопаток.

Реактивными турбинами называют такие турбины, у которых расширение пара происходит не только в соплах перед поступлением пара на рабочие лопатки, но и на лопатках самого рабочего колеса. Это достигается тем, что канал, образованный рабочими лопатками выполняется суживающимся.

Изменение параметров пара в реактивной ступени турбины показано на рис. 3.3. В соплах турбины происходит частичное расширение пара до промежуточного давления .

Дальнейшее расширение пара до давления происходит в каналах между лопатками. Абсолютная скорость пара в сопле увеличивается до значения , а в началах между лопатками уменьшается из-за вращения лопаток до значения .

Рисунок 3.3 – Схема работы реактивной турбины

В настоящее время турбины выполняют многоступенчатыми, причем водной и той же турбине могут быть как активные, так и реактивные ступени.

3.2Устройство паровой турбины

Турбина состоит из трех цилиндров (ЦВД, ЦСД и ЦНД), нижние половины корпусов которых обозначены соответственно 39 , 24 и18 . Каждый из цилиндров состоит из статора , главным элементом которого являются неподвижный корпус, и вращающегося ротора . К полумуфте 12 присоединяется полумуфта ротора электрогенератора (не показан), а к нему - ротор возбудителя. Цепочка из собранных отдельных роторов цилиндров, генератора и возбудителя называется валопроводом . Его длина при большом числе цилиндров (а самое большое их число в современных турбинах - 5) может достигать 80 м.

Рис. 3.4 Устройство паровой турбины

Валопровод вращается во вкладышах 42 , 29 , 23 , 20 и т.д. опорных подшипников скольжения на тонкой масляной пленке Как правило, каждый из роторов размещают на двух опорных подшипниках. Расширяющийся в турбине пар заставляет вращаться каждый из роторов, возникающие на них мощности складываются и достигают на полумуфте 12 максимального значения.

Каждый из роторов помещают в корпус цилиндра (см., например, поз. 24 ). При больших давлениях (а в современных турбинах оно может дос­тигать 30 МПа » 300 ат) корпус цилиндра (обычно ЦВД) выполняют двухстенным (из внутреннего 35 и внешнего 46 корпусов). Это уменьшает разность давлений на каждый из корпусов, позволяет сделать его стенки более тонкими, облегчает затяжку фланцевых соединений и позволяет турбине при необходимости быстро изменять свою мощность.

Все корпуса в обязательном порядке имеют горизонтальные разъемы 13 , необходимые для установки роторов внутри цилиндров при монтаже, а также для легкого доступа внутрь цилиндров при ревизиях и ремонтах. Пар внутри турбины имеет высокую температуру, а ротор вращается во вкладышах на масляной пленке, температура масла которой как по соображениям пожаробезопасности, так и необходимости иметь определенные смазочные свойства, не должна превышать 100 °С (а температура подаваемого и отводимого масла должна быть еще ниже). Поэтому вкладыши подшипников выносят из корпусов цилиндров и размещают их в специальных строениях - опорах Таким образом, вращающиеся концы каждого из роторов соответствующего цилиндра необходимо вывести из невращающегося статора, причем так, чтобы с одной стороны исключить какие-либо (даже малейшие) задевания ротора о статор, а с другой - не допустить значительную утечку пара из цилиндра в зазор между ротором и статором, так как это снижает мощность и экономичность турбины. Поэтому каждый из цилиндров снабжают концевыми уплотнениями (см. поз. 40 , 32 , 19 ) специальной конструкции.

Турбина устанавливается в главном корпусе ТЭС на верхней фундаментной плите. В плите выполняются прямоугольные окна по числу цилиндров, в которых размещаются нижние части корпусов цилиндров, а также осуществляется вывод трубопроводов, питающих регенеративные подогреватели, паропроводы свежего и вторично перегретого пара, переходный патрубок к конденсатору.

После изготовления турбина проходит контрольную сборку и опробование на заводе-изготовителе. После этого ее разбирают на более-менее крупные блоки, доводят до хорошего товарного вида, консервируют, упаковывают в деревянные ящики и отправляют для монтажа на ТЭС.

При работе турбины пар из котла по одному или нескольким паропроводам (это зависит от мощности турбины) поступает сначала к главной паровой задвижке, затем к стопорному (одному или нескольким) и, наконец, к регулирующим клапанам (чаще всего - 4 ). От регулирующих клапанов (на рис. 3.4 не показаны) пар по перепускным трубам 1 (на рис. 3.4 их четыре: две из них присоединены к крышке 46 внешнего корпуса ЦВД, а две других подводят пар в нижние половины корпуса) подается в паровпускную камеру 33 внутреннего корпуса ЦВД. Из этой полости пар попадает в проточную часть турбины и, расширяясь, движется к выходной камере ЦВД 38 . В этой камере в нижней половине корпуса ЦВД имеются два выходных патрубка 37 . К ним приварены паропроводы, направляющие пар в котел для промежуточного перегрева.

Вторично перегретый пар по трубопроводам поступает через стопорный клапан (не показан на рис. 3.4) к регулирующим клапанам 4 , а из них - в паровпускную полость ЦСД 26 . Далее пар расширяется в проточной части ЦСД и поступает в его выходной патрубок 22 , а из него - в две перепускные трубы 6 (иногда их называют ресиверными), которые подают пар в паровпускную камеру ЦНД 9 . ЦВД и ЦСД, ЦНД почти всегда выполняют двухпоточными: попав в камеру 9 , пар расходится на два одинаковых потока и, пройдя их, поступает в выходные патрубки ЦНД 14 . Из них пар направляется вниз в конденсатор. Перед передней опорой 41 располагается блок регулирования и управления турбиной 44 . Его механизм управления 43 позволяет пускать, нагружать, разгружать и останавливать турбину.

Уплотнение представлено на рис. 3.5.

Рис.3.5. Лабиринтное уплотнение для валов турбин

В обойме 7 , имеющей такую же конструкцию, как и обойма диафрагм выполнена кольцевая расточка 1 , в которую вставляются сегменты уплотнений 3 (по три сегмента в каждую половину обоймы). Сегменты имеют тонкие (до 0,3 мм) кольцевые гребни, устанавливаемые по отношению к валу с очень малым зазором (0,5-0,6 мм). Совокупность кольцевых щелей между гребнями 4 и кольцевыми выступами 6 и кольцевых камер между ними называется лабиринтовым уплотнением . Высокое гидравлическое сопротивление, которым оно обладает, обеспечивает малую утечку пара помимо проточной части турбины.

Типичная рабочая лопатка (рис. 3.6) состоит из трех основных элементов: профильной части 1 ; хвостовика 2 , служащего для крепления лопатки на диске; шипа 6 прямоугольной, круглой или овальной формы, выполняемого на торце профильной части лопатки за одно целое.

Рис.3.6.Рабочая лопатка ЦВД и ЦСД

Лопатки изготавливаются из нержавеющей стали, содержащей 13 % хрома, методом штамповки и последующего фрезерования и набираются на диске через два специальных колодца, в которые затем устанавливаются замковые лопатки с хвостовиками специальной формы.

Отдельно прокатывают бандажную ленту 7 , в которой пробивают отверстия, соответствующие форме шипов и расстоянию между ними. Лента нарезается на куски со строго рассчитанным числом объединяемых лопаток. Бандажная лента надевается на шипы, которые затем расклепываются. Ряд соседних лопаток (обычно от 5 до 14), объединенных бандажной лентой (бандажом), называется пакетом рабочих лопаток . Главная цель пакетирования - обеспечить вибрационную надежность рабочих лопаток (не допустить их поломки от усталости вследствие колебаний). После расклепки шипов на бандажах рабочих лопаток ротор устанавливают на токарный станок и окончательно протачивают гребни уплотнений.

На рис. 3.6 показана лишь одна из типичных конструкций, которые отличаются большим разнообразием как типов хвостовиков, так и бандажей. В современных конструкциях бандажи фрезеруют заодно с профильной частью (с шириной бандажа, равной шагу лопаток), иногда соединяют рабочие лопатки в пакете сваркой.

Рис.3.7 Ротор двухпоточного ЦНД мощной турбины

На рис. 3.7 показан двухпоточный ротор ЦНД в процессе обработки на токарном станке. Первые две ступени имеют ленточ­ные бандажи, а последние ступени - две проволочные связи.

Главным элементом проточной части турбины, определяющим весь ее облик, является рабочая лопатка последней ступени. Чем большую длину она имеет и чем на большем диаметре она установлена (иными словами, чем больше площадь для прохода пара последней ступени), тем более экономичнее турбина. Поэтому история совершенствования турбин - это история создания последних ступеней. В начале 50-х годов ЛМЗ была разработана рабочая лопатка длиной 960 мм для последней ступени со средним диаметром 2,4 м, и на ее базе созданы турбины мощностью 300, 500 и 800 МВт. В конце 70-х была создана новая рабочая лопатка длиной 1200 мм для ступени со средним диаметром 3 м. Это позволило создать новую паровую турбину для ТЭС мощностью 1200 МВт и для АЭС мощностью 1000 МВт.

Рис.3.8 Опора валопровода

На рис. 3.8 показана одна из опор валопровода. Основанием 12 нижняя половина корпуса 2 устанавливается на фундаментную раму (на рисунке не показана). В расточку корпуса на колодках 1 , 4 и 10 помещается нижняя половина вкладыша 3 . Внутренняя поверхность 8 обеих половин вкладыша выполнена цилиндрической или овальной и залита баббитом, - легкоплавким антифрикционным сплавом на основе олова, допускающего вращение ротора на очень низкой частоте вращения даже при отсутствии смазки. Прямо на поверхность вкладыша 8 и на аналогичную поверхность соседнего вкладыша при монтаже турбины укладывается ротор. Сверху его накрывают верхней половиной вкладыша и притягивают к нижней половине шпильками, ввинчиваемыми в отверстия 9 . Затем устанавливается крышка корпуса подшипника.

Масло для смазки шеек валов подается насосами из масляного бака, установленного на нижней отметке конденсационного помещения. Размер масляного бака зависит от мощности турбины: чем больше мощность, тем больше цилиндров и, следовательно, роторов и их опор, требующих смазки. Кроме того, с ростом мощности растет диаметр шеек, и эти два обстоятельства требуют большого расхода масла и соответственно масляного бака большой емкости, достигающей 50-60 м 3 . Для смазки подшипников используется либо специальное (турбинное) минеральное масло, либо синтетические негорючие масла. Последние намного дороже, но зато пожаробезопаснее.

От насосов по трубопроводам масло, пройдя через маслоохладители , поступает к емкостям, располагаемым в крышках подшипника, а из них - к отверстиям 6 и к выборке 7 , раздающей масло на всю ширину шейки вала. Масло за счет гидродинамических сил «загоняется» под шейку вала, и таким образом вал «плавает» на масляной пленке, не касаясь баббитовой заливки. Масло, пройдя под шейкой вала, выходит через торцевые зазоры вкладыша и стекает на дно корпуса подшипника, откуда самотеком направляется обратно в масляный бак. Вкладыш опоры показан на рис. 3.9.

Рис.3.9 Опорный вкладыш опоры валопровода

3.4. Типы паровых турбин и области их использования

Для понимания места и роли паровых турбин рассмотрим их общую классификацию. Из большого разнообразия используемых паровых турбин, прежде всего можно выделить турбины транспортные и стационарные .

Транспортные паровые турбины чаще всего используются для привода гребных винтов крупных судов.

Стационарные паровые турбины - это турбины, сохраняющие при эксплуатации неизменным свое местоположение. В настоящей книге рассматриваются только стационарные паровые турбины.

В свою очередь стационарные паровые турбины можно классифицировать по ряду признаков.

1. По назначению различают турбины энергетические, промышленные и вспомогательные.

Энергетические турбины служат для привода электрического генератора, включенного в энергосистему, и отпуска тепла крупным потребителям, например жилым районам, городам и т.д. Их устанавливают на крупных ГРЭС, АЭС и ТЭЦ. Энергетические турбины характеризуются, прежде всего, большой мощностью, а их режим работы - постоянной частотой вращения, определяемой постоянством частоты сети .

Основным производителем энергетических паровых турбин в России является Ленинградский металлический завод (Санкт-Петербург). Он выпускает мощные паровые турбины для ТЭС (мощностью 1200, 800, 500, 300 и 200 МВт), ТЭЦ (мощностью 180, 80 и 50 МВт и менее), АЭС (мощностью 1000 МВт).

Другим крупным производителем энергетических паровых турбин является Турбомоторный завод (ТМЗ, г. Екатеринбург). Он выпускает только теплофикационные турбины (мощностью 250, 185, 140, 100 и 50 МВт и менее).

На ТЭС России установлено достаточно много мощных паровых тур­бин Харьковского турбинного завода (ХТЗ, Украина) (мощностью 150, 300 и 500 МВт). Им же произведены все паровые турбины, установленные на АЭС России мощностью 220, 500 и 1000 МВт.

Таким образом, в настоящее время в России функционирует всего два производителя мощных паровых турбин. Если говорить о зарубежных производителях турбин, то их число также является небольшим. Большинство из них являются транснациональными объединениями. В Европе главными производителями паровых турбин являются компании Siemens (Германия), Acea Brown Bovery (ABB, германско-швейцарское объединение), GEC-Alsthom (англо-французское объединение), Scoda (Чехия). В США производителями мощных энергетических турбин являются компании General Electric и Westinghouse, в Японии - Hitachi, Toshiba, Mitsubisi. Все перечисленные производители выпускают паровые турбины вплоть до мощности 1000 МВт и выше. Технический уровень некоторых из них не только не уступает нашим производителям, но и превосходит их.

Промышленные турбины также служат для производства тепловой и электрической энергии, однако их главной целью является обслуживание промышленного предприятия, например, металлургического, текстильного, химического, сахароваренного и др. Часто генераторы таких турбин работают на маломощную индивидуальную электрическую сеть, а иногда используются для привода агрегатов с переменной частотой вращения, например воздуходувок доменных печей. Мощность промышленных турбин существенно меньше, чем энергетических. Основным производителем промышленных турбин в России является Калужский турбинный завод (КТЗ).

Вспомогательные турбины используются для обеспечения технологического процесса производства электроэнергии - обычно для привода питательных насосов и воздуходувок котлов.

Питательные насосы энергоблоков мощностью вплоть до 200 МВт приводятся электродвигателями, а мощностью выше - с помощью паровых турбин, питаемых паром из отбора главной турбины. Например, на энергоблоках мощностью 800 и 1200 МВт установлено соответственно по два и три питательных турбонасоса мощностью 17 МВт каждый, на энергоблоках мощностью 250 (для ТЭЦ) и 300 МВт - один питательный турбонасос мощностью 12 МВт; на энергоблоках мощностью 1000 МВт для АЭС используется два питательных насоса мощностью 12 МВт.

Котлы энергоблоков мощностью 800 и 1200 МВт оборудованы соответственно двумя и тремя воздуходувками, привод которых осуществляется также паровыми турбинами мощностью по 6 МВт каждая. Основным производителем вспомогательных паровых турбин в России является КТЗ.

2. По виду энергии, получаемой от паровой турбины, их делят на конденсационные и теплофикационные.

В конденсационных турбинах (типа К) пар из последней ступени отводится в конденсатор, они не имеют регулируемых отборов пара , хотя, как правило, имеют много нерегулируемых отборов пара для регенеративного подогрева питательной воды, а иногда и для внешних тепловых потребителей. Главное назначение конденсационных турбин - обеспечивать производство электроэнергии , поэтому они являются основными агрегатами мощных ТЭС и АЭС. Мощность самых крупных конденсационных турбоагрегатов достигает 1000-1500 МВт.

Теплофикационные турбины имеют один или несколько регулируемых отборов пара , в которых поддерживается заданное давление. Они предназначены для выработки тепловой и электрической энергии, и мощность самой крупной из них составляет 250 МВт. Теплофикационная турбина может выполняться с конденсацией пара и без нее. В первом случае она может иметь отопительные отборы пара (турбины типа Т) для нагрева сетевой воды для обогрева зданий, предприятий и т.д., или производственный отбор пара (турбины типа П) для технологических нужд промышленных предприятий, или тот и другой отборы (турбины типа ПТ и ПР). Во втором случае турбина носит название турбины с противодавлением (турбины типа Р). В ней пар из последней ступени направляется не в конденсатор, а обычно производственному потребителю. Таким образом, главным назначением турбины с противодавлением является производство пара заданного давления (в пределах 0,3-3 МПа). Турбина с противодавлением может также иметь и регулируемый теплофикационный или промышленный отбор пара, и тогда она относится к типу ТР или ПР.

Теплофикационные турбины с отопительным отбором пара (типа Т) спроектированы так, чтобы при максимальной теплофикационной нагрузке ступени, расположенные за зоной отбора, мощности не вырабатывали. В последние годы ряд турбин проектируются так, что даже при максимальной нагрузке последние ступени вырабатывают мощность. Такие турбины относятся к типу ТК.

3. По используемым начальным параметрам пара паровые турбины можно разделить на турбины докритического и сверхкритического начального давления, перегретого и насыщенного пара, без промежуточного перегрева и с промежуточным перегревом пара.

Как уже известно критическое давление для пара составляет примерно 22 МПа, поэтому все турбины, начальное давление пара перед которыми меньше этого значения, относятся к паровым турбинам докритического начального давления. В России стандартное докритическое давление для паровых турбин выбрано равным 130 ат (12,8 МПа), кроме того, имеется определенный процент турбин на начальное давление 90 ат (8,8 МПа). На докритические параметры выполняются все паровые турбины для АЭС и ТЭЦ (кроме теплофикационной турбины мощностью 250 МВт), а также турбины мощностью менее 300 МВт для ТЭС. Докритическое начальное давление зарубежных паровых турбин обычно составляет 16-17 МПа, а максимальная единичная мощность достигает 600-700 МВт.

Все мощные конденсационные энергоблоки (300, 500, 800, 1200 МВт), а также теплофикационный энергоблок мощностью 250 МВт выполняют на сверхкритические параметры пара (СКД) - 240 ат (23,5 МПа) и 540 °С. Переход от докритических параметров пара к СКД позволяет экономить 3-4 % топлива.

Все турбины ТЭС и ТЭЦ работают перегретым паром, а АЭС - насыщенным (с небольшой степенью влажности).

Все мощные конденсационные турбины на докритические и сверхкритические параметры пара выполняют с промежуточным перегревом . Из теплофикационных турбин только турбина ЛМЗ на докритические параметры мощностью 180 МВт и турбина ТМЗ на СКД мощностью 250 МВт имеют промежуточный перегрев. Устаревшие конденсационные турбины мощностью 100 МВт и менее и многочисленные теплофикационные паровые турбины вплоть до мощности 185 МВт строятся без промперегрева.

4. По зоне использования турбин в графике электрической нагрузки паровые турбины можно разделить на базовые и полупиковые. Базовые турбины работают постоянно при номинальной нагрузке или близкой к ней . Они проектируются так, чтобы и турбина, и турбоустановка имели максимально возможную экономичность. К этому типу турбин следует, безусловно, отнести атомные и теплофикационные турбины. Полупиковые турбины создаются для работы с периодическими остановками на конец недели (с ночи пятницы до утра в понедельник) и ежесуточно (на ночь). Полупиковые турбины (и турбоустановки) с учетом их малого числа часов работы в году выполняют более простыми и соответственно более дешевыми (на сниженные параметры пара, с меньшим числом цилиндров). Электроэнергетика России в силу ряда причин всегда страдала от недостатка в энергосистеме полупиковых мощностей. Примерно 25 лет назад ЛМЗ спроектировал полупиковую конденсационную турбину мощностью 500 МВт на параметры 12,8 МПа, 510 °С/510 °С. Головной образец этой турбины предполагалось установить на Лукомльской ГРЭС (б. Белоруссия). Однако до сих пор ни одной специальной полупиковой турбины в России не работает. Вместе с тем в Японии и США работают десятки полупиковых турбин упрощенной конструкции.

5. По конструктивным особенностям паровые турбины можно классифицировать по числу цилиндров, частоте вращения и числу валопроводов.

По числу цилиндров различают турбины одно- и многоцилиндровые. Количество цилиндров определяется объемным пропуском пара в конце процесса расширения. Чем меньше плотность пара, т.е. меньше его конечное давление, и чем больше мощность турбины, т.е. больше массовый расход, тем больше объемный пропуск и соответственно требуемая площадь для прохода пара через рабочие лопатки последней ступени. Однако если рабочие лопатки делать длиннее, а радиус их вращения больше, то центробежные силы, отрывающие профильную часть лопатки, могут возрасти настолько, что лопатка оторвется. Поэтому с увеличением мощности сначала переходят на двухпоточный ЦНД, а затем увеличивают их число. Конденсационные турбины можно выполнить одноцилиндровыми вплоть до мощности 50-60 МВт, двухцилиндровыми - до 100-150 МВт, трехцилиндровыми - до 300 МВт, четырехцилиндровыми - до 500 МВт, пятицилиндровыми - вплоть до 1300 МВт.

По частоте вращения турбины делятся на быстроходные и тихоходные. Быстроходные турбины имеют частоту вращения 3000 об/мин = 50 об/с. Они приводят электрогенератор, ротор которого имеет два магнитных полюса, и поэтому частота вырабатываемого им тока равна 50 Гц. На эту частоту строят большинство паровых турбин для ТЭС, ТЭЦ и частично для АЭС в нашей стране и почти во всем мире. В Северной Америке и на части территории Японии быстроходные турбины строят на частоту вращения 3600 об/мин = 60 об/с, так как там принятая частота сети равна 60 Гц.

Ранее в говорилось о том, что поскольку из-за низких начальных параметров работоспособность пара в турбинах АЭС мала, а снижение капитальных затрат требует увеличения мощности, т.е. массы пропускаемого пара, то объемный расход на выходе из турбины оказывается столь значительным, что оказывается целесообразным переход на меньшую частоту вращения. Так как число магнитных полюсов в электрогенераторе должно быть целым и четным, то переход на использование четырехполюсного электрогенератора и получения той же частоты сети, что и при двухполюсном электрогенераторе, требует снижения частоты вдвое. Таким образом, тихоходные турбины в нашей стране имеют частоту вращения 1500 об/мин = 25 об/с.

Рис.3.10 Тихоходная турбина насыщенного пара мощностью 1160 МВт для американской АЭС

На рис. 3.10 показана тихоходная атомная турбина фирмы ABB мощностью 1160 МВт на частоту вращения 30 об/с. Гигантские размеры турбины хорошо видны в сравнении с фигурой человека, стоящего у средней опоры ее валопровода. Турбина не имеет ЦСД, и пар из ЦВД направляется в два горизонтальных сепаратора-пароперегревателя (СПП), а из них - раздается на три двухпоточных ЦНД. По такой же схеме на частоту вращения 25 об/с построены энергоблоки мощностью 1000 МВт на Балаковской и Ростовской АЭС.

Для АЭС, построенных для теплых климатических условий, т.е. для высокой температуры охлаждающей воды и соответственно высокого давления в конденсаторе), можно строить и быстроходные атомные турбины (рис. 3.11). Пар к ЦВД турбины поступает из реакторного отделения по четырем паропроводам 11 . Пройдя ЦВД, пар поступает к СПП 10 вертикального типа, а после них с помощью ресивера 3 раздается на три одинаковых двухпоточных ЦНД 4 . Под каждым ЦНД установлен свой конденсатор, также хорошо видный на макете.

По числу валопроводов различают турбины одновальные (имеющие один валопровод - соединенные муфтами роторы отдельных цилиндров и генератора) и двухвальные (имеющие два валопровода каждый со своим генератором и связанные только потоком пара). На российских тепловых электростанциях используют только одновальные турбины.В начале 70-х годов на Славянской ГРЭС на Украине построена единственная двухвальная турбина мощностью 800 МВт, да и то потому, что в то время не было электрогенератора мощностью 800 МВт.

Рис.3.11 Быстроходная атомная турбина мощностью 1093 МВт для испанской АЭС (“ Трилло”), построенная фирмой Siemens

Для обозначения типов турбин ГОСТ предусматривает специальную маркировку, состоящую из буквенной и числовой частей. Буквенная часть указывает тип турбины, следующее за ней число - номинальную мощность турбины в мегаваттах. Если необходимо указать и максимальную мощность турбины, то ее значение приводят через косую черту. Следующее число указывает номинальное давление пара перед турбиной в МПа: для теплофикационных турбин далее через косую черту указывают давление в отборах или противодавление в МПа. Наконец, последняя цифра, если она имеется, указывает номер модификации турбины, принятый на заводе-изготовителе.

Приведем несколько примеров обозначений турбин.

Турбина К-210-12,8-3 - типа К, номинальной мощностью 210 МВт с начальным абсолютным давлением пара 12,8 МПа (130 кгс/см 2), третьей модификации.

Трубина П-6-3,4/0,5 - типа П, номинальной мощностью 6 МВт, с на­чальным абсолютным давлением пара 3,4 МПа и абсолютным давлением отбираемого пара 0,5 МПа.

Турбина Т-110/120-12,8 - типа Т, номинальной мощностью 110 МВт и максимальной мощностью 120 МВт, с начальным абсолютным давлением пара 12,8 МПа.

Турбина ПТ-25/30-8,8/1 - типа ПТ, номинальной мощностью 25 МВт и максимальной мощностью 30 МВт, с начальным абсолютным давлением пара 8,8 МПа (90 ат) и абсолютным давлением отбираемого пара 1 МПа.

Турбина Р-100/105-12,8/1,45 - типа Р, номинальной мощностью 100 МВт максимальной мощностью 105 МВт, с начальным абсолютным давлением пара 12,8 МПа и абсолютным противодавлением 1,45 МПа.

Турбина ПР-12/15-8,8/1,45/0,7 - типа ПР, номинальной мощностью 12 МВт и максимальной мощностью 15 МВт, с начальным абсолютным давлением 8,8 МПа, давлением в отборе 1,45 МПа и противодавлением 0,7 МПа.

3.5. Основные технические требования к паровым турбинам и их характеристики

Для того чтобы увидеть, насколько совершенной машиной является паровая турбина, достаточно рассмотреть технические требования, предъявляемые к ней. Они сформулированы в государственных стандартах (ГОСТ). Здесь мы остановимся только на наиболее важных из них.

Прежде всего, к турбине предъявляется ряд требований, которые мож­но охватить одним термином - надежность . Надежность технического объекта - это его свойство выполнять заданные функции в заданном объеме при определенных условиях функционирования. Применительно к паровой турбине надежность - это бесперебойная выработка мощности при предусмотренных затратах топлива и установленной системе эксплуатации, технического обслуживания и ремонтов, а также недопущения ситуаций, опасных для людей и окружающей среды.

Важно подчеркнуть, что понятие надежности включает в себя и понятие экономичности. Бесперебойно работающая турбина, работающая с низкой экономичностью из-за износа или с ограничением мощности из-за внутренних неполадок, не может считаться надежной. Надежность - это комплексное свойство, характеризуемое такими подсвойствами, как безотказность, долговечность, ремонтопригодность, сохраняемость, управляемость, живучесть, безопасность. Не вдаваясь в строгие определения этих подсвойств, отметим главные из них.

Безотказность - это свойство турбины непрерывно сохранять работоспособное состояние в течение некоторой наработки. Средняя наработка на отказ для турбин ТЭС мощностью 500 МВт и более должна быть не менее 6250 ч, а меньшей мощности - не менее 7000 ч, а для турбин АЭС - не менее 6000 ч. Если учесть, что в календарном году 8760 ч и что какое-то время турбина не работает (например, по указанию диспетчера энергосистемы), то это означает, что отказы по вине турбины в среднем должны происходить не чаще 1 раза в год.

Полный установленный срок службы турбины ТЭС должен быть не менее 40 лет, а турбин АЭС - не менее 30 лет. При этом оговаривается два важных обстоятельства. Первое: этот срок службы не относится к быстро­изнашивающимся деталям, например, рабочим лопаткам, уплотнениям, крепежным деталям. Для таких деталей важен средний срок службы до капитального ремонта (межремонтный период). В соответствии с ГОСТ он должен быть не менее 6 лет (кроме того, на ТЭС и АЭС реализуется плановая система текущих и планово-предупредительных ремонтов).

Для турбин ТЭС, а точнее для их деталей, работающих при температуре свыше 450 °С, кроме такого показателя долговечности, как срок службы, вводится другой показатель - ресурс - суммарная наработка турбины от начала эксплуатации до достижения предельного состояния. На этапе проектирования предельное состояние определяется как назначенный ресурс. По определению - это ресурс, при достижении которого эксплуатация турбины должна быть прекращена независимо от ее технического состояния. На самом деле при достижении назначенного ресурса турбина может сохранить значительную дополнительную работоспособность (остаточный ресурс) и, учитывая ее высокую стоимость, срок работы турбины продляют. Учитывая нелогичность применительно к турбине термина «назначенный ресурс», стали употреблять термин «расчетный ресурс» . Таким образом, расчетный (назначенный) ресурс - это наработка турбины, которая гарантируется заводом-изготовителем; при ее достижении должен быть рассмотрен вопрос о ее дальнейшей эксплуатации.

ГОСТ не регламентирует расчетного ресурса (он должен быть установлен в технических условиях или техническом задании на ее проектирование в каждом конкретном случае). Долгие годы расчетный ресурс составлял 100 тыс. ч, сейчас - как правило, 200 тыс. ч. Важнейшим требованием к турбине является высокая экономичность. Коэффициент полезного действия турбины оценивается по КПД ее цилиндров.

Коэффициент полезного действия цилиндра характеризуется той долей работоспособности пара, которую удалось преобразовать в механическую энергию. Наивысшую экономичность имеет ЦСД: в хороших турбинах он составляет 90-94 %. Коэффициент полезного действия ЦВД и ЦНД существенно меньше и в среднем составляет 84-86 %. Это уменьшение обусловлено существенно более сложным характером течения пара в решетках очень малой (несколько десятков миллиметров в первых ступенях ЦВД) и очень большой (1 м и более) в последних ступенях ЦНД высотой решеток. Рассчитать это течение и подобрать под него профили лопаток затруднительно даже при современных вычислительных средствах. Кроме того, значительная часть проточной части ЦНД работает влажным паром, капли влаги имеют скорость существенно меньшую, чем пар, и оказывают на вращающиеся рабочие лопатки тормозящее действие.

Кроме приведенных технических требований ГОСТ содержит многочисленные другие требования, в частности, к системе защиты турбины при возникновении аварийных ситуаций, к маневренности (диапазон длительной работы - обычно 30-100 % номинальной мощности; продолжительности пуска и остановки, число возможных пусков и т.д.), к системе регулирования и управления турбиной, к ремонтопригодности и безопасности (пожаробезопасности, уровня вибрации, шума и т.д.), методов контроля параметров рабочих сред (пара, масла, конденсата), транспортирования и хранения.

Паровая турбина вместе с относящимися к ней регенеративными подогревателями, конденсатором, насосами, трубопроводами и арматурой образует паротурбинную установку .

Современная паровая турбина состоит из большого числа деталей, тщательно изготовленных и собранных в единый агрегат. Мощности современных энергетических турбоагрегатов постоянно повышаются, и в настоящее время основной прирост мощностей в энергосистемах происходит за счет ввода агрегатов 300, 500, 800 МВт. На Костромской ГРЭС сооружен головной агрегат мощностью 1200 МВт.

Увеличение мощности турбоагрегатов позволяет сооружать ТЭС большой мощности при одновременном удешевлении их строительства и эксплуатации и снижении расходов топлива на выработанный киловатт-час. Наряду с экономичностью современная турбина должна отвечать высоким требованиям безопасности, надежности и маневренности. Требование высокой маневренности предъявляется ко всему энергетическому оборудованию. Турбина должна допускать быстрый пуск, набор и изменение нагрузки и остановку. Эта задача весьма сложна для агрегатов, работающих при высоких начальных параметрах пара (26 МПа, 540-570 °С) и имеющих стенки корпусов и фланцы большой толщины.

При разработке и эксплуатации турбин приходится сталкиваться с весьма сложными проблемами аэродинамики, теории колебаний, теплопередачи, изменения свойств материалов при высоких температурах и вибрации, автоматического регулирования и контроля турбоустановки.

Рис. 1. Схема простейшей турбины

На рис. 1 показана схема простейшей турбины , а на рис. 2 — схема устройства многоступенчатой паровой турбины . Простейшая турбина состоит из соплового аппарата 1, рабочей лопатки 2, вала 3 и диска 4 .

Рис. 2. Схема устройства многоступенчатой паровой турбины

1 — вал турбины; 2 — диски; 3 — рабочие решетки; 4 — нижняя половина корпуса; 5 — верхняя половина (крышка) корпуса; 6 — диафрагмы (нижние половины); 7, 8 – сопловые решетки; 9 – уплотнения диафрагмы; 10 – сопловая решетка первой ступени давления; 11 – переднее уплотнение; 12 – заднее уплотнение; 13 – опорные подшипники; 14 – упорный подшипник; 15 — соединительная муфта; 16 — червячная передача; 17 — масляный насос; 18 — фундаментные плиты; 19 — регулятор скорости; 20 — масляный бак; 21 — регулятор безопасности; 22 — камера отбора; 23 — окна для отбора пара; 24, 27 — опорные фланцы корпуса; 25, 26 — фланцы опорных блоков

Турбина состоит из вращающейся части — ротора и неподвижной части — статора . К ротору относятся вал и закрепленные на нем диски с рабочими лопатками . Статор включает в себя паровпускные органы, сопловые решетки , подшипники и др. Корпус турбины делается разъемным в горизонтальной плоскости по центровой линии вала. Нижняя его часть опирается на фундамент, а верхняя часть устанавливается на нижнюю и крепится по фланцам с помощью шпилек и гаек. Через паровпускные органы в сопловую коробку вводится свежий пар. Корпус заканчивается выхлопным патрубком, через который отработавший пар отводится из турбины.

В неподвижных каналах-соплах пар расширяется; при этом его давление и температура снижаются, скорость парового потока возрастает до нескольких сот метров в секунду и соответственно увеличивается его кинетическая энергия.

Она используется в подвижных рабочих лопатках, закрепленных на дисках, насаженных на вал турбины (рис. 2). Между дисками располагаются неподвижные перегородки — диафрагмы с закрепленными в них соплами. Диафрагма и диск с рабочими лопатками образуют ступень турбины .

При большом числе ступеней (20 — 30) турбина состоит из нескольких цилиндров . Частота вращения ротора паровых энергетических турбин обычно составляет 3000 об/мин или 50 с -1 , что соответствует принятой в СНГ частоте переменного тока 50 Гц.

На каждой ступени турбины лишь часть внутренней энергии пара преобразуется в механическую энергию, передаваемую с вала турбины на вал генератора электрического тока. Увеличение числа ступеней приводит к повышению КПД турбинной установки, так как в этом случае каждая ступень «работает» в более оптимальном режиме. Однако увеличение числа ступеней оправдывает себя лишь до определенного предела, так как с ростом числа ступеней турбина усложняется и становится дороже.

Крупные энергоблоки, работающие при высоком и закритическом давлении пара, выполняются с промежуточным перегревом . Пар высоких параметров, совершая работу в турбине, на последних ее ступенях увлажняется, а это приводит к снижению КПД и эрозионному воздействию капелек влаги на лопатки турбины. При использовании же промежуточного перегрева пара не только понижается его конечная влажность, но и повышаются показатели тепловой экономичности цикла. На рис. 3 дана схема одной из наиболее распространенных в нашей энергетике конденсационных турбин К- 300 — 240 мощностью 300 МВт , работающей при начальном давлении пара 240 атм (23,5 МПа). Температура свежего пара принята 540 — 560 °С, частота вращения 3000 об/мин.

Турбина состоит из трех цилиндров: цилиндра высокого давления (ЦВД), цилиндра среднего давления (ЦСД) и цилиндра низкого давления (ЦНД). В двенадцати ступенях ЦВД пар расширяется от указанных выше начальных параметров до давления 4 МПа, после чего направляется в промежуточный пароперегреватель (ПП), установленный в котле, и далее с давлением 3,5 МПа и температурой 540 — 560 °С поступает в ЦСД. В двенадцати головных ступенях ЦСД пар расширяется до давления 0,2 МПа, затем разделяется на два потока: одна треть проходит пять ступеней низкого давления, расположенных в ЦСД, и поступает в конденсатор , а две трети пара по перепускным трубам подаются в ЦНД, где, разделяясь на два потока, проходят по пяти ступеням низкого давления и направляются также в конденсатор. Давление пара за последними ступенями перед входом в конденсатор равно 0,0035 МПа. Разделение пара в части низкого давления на три потока связано с большими объемами пара в последних ступенях. Выпуск всего объема пара через одну решетку приводил бы к недопустимым по соображениям прочности высотам рабочих лопаток. Даже при разделении пара в последних ступенях на три потока высота лопаток составляет 960 мм, а окружная скорость на их вершинах — 540 м/с. При массе последней лопатки 9,8 кг центробежная сила, действующая на нее, равна ~950 кН.

Еще более сложны турбины большей мощности. Так, у турбин мощностью 500 МВт делается 4 выхлопа в конденсатор, а у турбины К-800-240 мощностью 800 МВт — шесть выхлопов в конденсатор. В турбине К-1200-240 мощностью 1200 МВт, установленной на Костромской ГРЭС, лопатки последних ступеней имеют длину 1200 мм, но для уменьшения центробежных сил они выполнены из более легкого титанового сплава.

Рис. 3. Изменение параметров рабочего тела в активной турбине:

1, 9 — камеры свежего и отработанного пара; 2,4,6 — сопла; 3,5,8 — рабочие лопатки; 7 — диафрагма.

Рис. 4. Схема турбины К-300-240 (z — число ступеней)

Теплофикационные турбины , устанавливаемые на ТЭЦ, могут иметь 1 или 2 регулируемых отбора (например, промышленный и теплофикационный). В теплофикационной турбине Т — 250 — 240 имеются 2 отбора пара для подогрева воды в системе теплоснабжения (из них один регулируемый) и, кроме того, может быть осуществлен предварительный нагрев сетевой воды в специальном подогревателе, встроенном в конденсатор.

Отработавший пар конденсационных турбин и турбин с промышленными и теплофикационными отборами поступает в конденсатор, где поддерживается давление значительно ниже атмосферного. В конденсаторе осуществляется отвод тепла от рабочего тела — пара — при возможно более низкой температуре и давлении с превращением пара в конденсат, идущий вновь на питание котлов. Здесь тепло отдается охлаждающей (циркуляционной) воде. Конденсат не должен смешиваться с охлаждающей водой, имеющей большое количество примесей. Поэтому конденсатор представляет собой теплообменник поверхностного типа.

На рисунке 5 приведена схема конденсатора паровой турбины.

Теплообмен от пара к охлаждающей воде происходит через стенки трубок небольшого диаметра, чаще всего латунных, внутри которых движется охлаждающая вода. В конденсатор поступает влажный пар; температура насыщения конденсирующегося пара t к тем ниже, чем ниже температура циркуляционной воды. При прямоточном водоснабжении, когда вода в конденсатор забирается из реки или пруда, ее температура колеблется от 2 до 20 °С (среднегодовая расчетная температура 10 — 12 °С). Если же водоснабжение является оборотным с охлаждением воды в градирнях, то температура воды меняется в зависимости от времени года от 10 — 12 °С до 35 -40 °С.

Рис.5. Схема конденсатора паровой турбины:
1 – патрубок для выхода воды, 2 – крышка водяных камер, 3 — водяные камеры, 4 – трубные решетки, 5 – корпус конденсатора, 6 – пароприемная горловина, 7 — трубки, 8 — сборник конденсата, 9 — патрубок для подвода воды, 10 — патрубок для удаления воздуха.

Обычно циркуляционная вода в конденсаторе нагревается на 8 -10 °С. При поддержании давления в конденсаторе p к = 0,0035 МПа температура конденсации составляет t k = 26,4 °С. В летнее время, когда температура охлаждающей воды выше среднегодовой расчетной, давление в конденсаторе может повышаться до 0,01 МПа, что соответственно снижает экономичность работы турбоустановки. На одну тонну конденсируемого пара расходуется 50 — 60 т охлаждающей воды.

Для поддержания хороших условий теплообмена и постоянного парциального давления воздуха, а вместе с ним и общего давления в конденсаторе просачивающийся в конденсатор воздух необходимо непрерывно удалять. Для этого устанавливаются воздухоотсасывающие устройства — пароструйные или водоструйные эжекторы.

Конденсат из нижней части конденсатора откачивается конденсатными насосами и подается через подогреватели в котел. Конденсатор устанавливается под турбиной и представляет собой горизонтально расположенный сосуд, сваренный из листовой стали. Внутри корпуса конденсатора на некотором расстоянии от его торцов ввариваются специальные пластины с отверстиями, называемые трубными досками, в которые завальцовываются трубки, образующие поверхности теплообмена. Корпус с торцов закрывается крышками так, что между крышками и трубными досками образуются водяные камеры.

Если в одной из камер установить горизонтальную перегородку, то по-лучим двухходовой конденсатор: охлаждающая вода поступает в нижний (подводящий) патрубок передней камеры, проходит по нижним рядам труб и через заднюю камеру поступает в верхние ряды труб, после чего удаляется из конденсатора.

Для рассмотренной выше турбины К-300-240 Ленинградского металлического завода конденсатор имеет следующие характеристики.

Одним из важнейших этапов в проектировании объектов промышленности является детальный расчет оборудования. Данный процесс отличается высокой трудоемкостью и требует проведения значительного количества вычислений. Также для проведения правильного расчета необходимо использовать справочные данные и данные, которые были получены опытным путем при проведении экспериментов. В ходе расчета выясняются и уточняются все параметры, необходимые для осуществления технологического процесса.

Задача расчета состоит в правильном определении оптимального варианта турбинного агрегата, который соответствует технологическим параметрам процесса и обладает наибольшей экономичностью. Расчет турбины ведется на основании заданных условий пара на входе и выходе из нее.

При расчете турбин наиболее важную позицию занимает тепловой расчет, в ходе которого определяются такие параметры как: общий теплоперепад, расход пара, КПД, мощность установки и т.д. Тепловой расчет начинают с построения процесса расширения пара на I-S диаграмме (диаграмма состояния воды и водяного пара) для определения начальных и конечных параметров процесса. С помощью полученных графическим методом данных производят вычисление эффективности, экономичности и конструктивных показателей турбины.

Для понимания принципов расчета паровых турбин ниже будут приведены основные расчетные зависимости для наиболее простого варианта турбины - одноступенчатой активного действия. В турбине данного типа пар единожды будет подвержен адиабатическому расширению. Зная теплосодержание (энтальпию) пара на входе в турбину и теплосодержание пара после прохождения сопел, найдем общий теплоперепад:

H об = i 0 - i р

H об - общий теплоперепад, кДж/кг
i 0 - энтальпия пара на входе в турбину, кДж/кг
i р - энтальпия пара посте адиабатического расширения в соплах, кДж/кг

N т = (G·H об)/3600

N т - общая мощность турбины, кВт

G - расход пара, кг/час

Поскольку процесс совершения работы на лопатках совершается не в полном объеме, как и не происходит полной передачи энергии к вращающемуся валу, то эффективная мощность турбины оказывается меньше её полного значения:

N эф = (G·H об)/3600·η от

N эф - эффективная мощность турбины, кВт
H об - общий теплоперепад, кДж/кг
G - расход пара, кг/час
η от - относительный эффективный КПД турбины

Если паровая турбина используется для выработки электрической энергии, то вводится характеристика - электрическая мощность, отражающая количество работы, идущей непосредственно на выработку электроэнергии. Она связана с эффективной мощностью через следующее уравнение:

N эл = N эф ·η эг ·η р

N эл - электрическая мощность на клеммах генератора, кВт
N эф - эффективная мощность турбины, кВт
η эг -КПД электрогенератора
η р -КПД понижающего редуктора (η р берется равным 1 если вал турбины напрямую соединен с валом генератора)

Если из уравнения для эффективной мощности турбины N эф выразить переменную расхода пара G, то получится расчетная формула для рассмотренной величины. С помощью данной формулы можно оценивать необходимый расчет пара для обеспечения выработки предварительно заданной мощности.

G = (N эф ·3600)/(η т ·H об)

Если проделать операцию, аналогичную описанной выше, то получится уравнение, с помощью которого становится возможной оценка необходимого количества пара уже для создания предварительно заданной мощности на клеммах электрогенератора:

G = (N эф ·3600)/(H об ·η от ·η эг ·η р)

Важным параметром в турбине является угол наклона лопатки к плоскости вращения диска, несущего эти лопатки. Эта величина находится в зависимости от окружной скорости лопаток и скорости потока пара, падающего на лопатки, и выражается следующим уравнением:

u/c = cos(⁡α)/2

u - окружная скорость лопаток, м/с
c - скорость потока пара, м/с
α - угол наклона лопаток а оси несущего их диска

Максимальное использование энергии пара было бы при угле α=0, но добиться такого значения практически невозможно, поэтому данный параметр обычно берут из промежутка от 12 до 22 0 , что соответствует значениям скоростей u/c из промежутка от 0,465 до 0,49.

В одноступенчатой турбине скорость потока пара, падающего на лопатки, совпадает со скоростью истечения пара из входных сопел, которая может быть рассчитана по формуле:

С ис = 44,75·φ·√[(H 0 + (с² вх)/2003)]

C ис - скорость истечения пара из сопла, м/с
φ - скоростной коэффициент, учитывающий потери (берется из промежутка от 0,93 до 0,98 в зависимости от степени обработки сопел)
H 0 - адиабатический теплоперепад на сопле, кДж/кг
С вх - скорость входа пара в сопло, м/с

Зная окружную скорость лопаток, можно определить число оборотов ротора турбины:

n = (60·u) / (π·d)

n - скорость вращения ротора, об/мин
u - окружная скорость лопаток, м/с
d - средний диаметр венца лопаток, м

Для наглядности приведем решения несложных задач:

Задача 1

Одноступенчатая турбина активного действия соединена с электрогенератором через понижающий редуктор. В турбину продается пар с температурой t 0 =280°C под давлением P 0 =1,6 МПа. Противодавление турбины составляет P пр =0,12 МПа. Электрогенератор развивает на клеммах мощность N э =90 кВт. Необходимо рассчитать требуемый расход пара. КПД турбины принять равным η т =0,7, КПД редуктора - η р =0,95, КПД генератора - η г =0,94.

Воспользуемся диаграммой состояния воды и водяного пара и определим энтальпию пара на входе в турбину. Энтальпия пара при t 0 =280°C 0 и P 0 =1,6 МПа приблизительно равна:

i 0 = 2990 кДж/кг

Поскольку пар подвергается адиабатическому расширению только в сопле, а на лопатках активной турбины изменения давления не происходит, то противодавление турбины можно принять равным давлению пара после прохождения сопел. Исходя из этого, вновь воспользуемся диаграммой состояния воды и водяного пара и определим его теплосодержание после адиабатического расширения:

H 0 = i 0 - i 1 = 2990 - 2420 = 570 кДж/кг

Теперь можно воспользоваться формулой связи расхода пара и мощности на клеммах электрогенератора и найти искомую величину:

G = (N э ·3600) / (H 0 ·η т ·η р ·η г) = (90·3600) / (570·0,7·0,95·0,94) = 909,33 кг/час

Также можно определить удельный расход пара на выработку одного кВт мощности:

G у = G / N э = 909,33 / 90 = 10,1 кг/(кВт·час)

Задача 2

Основываясь на данных предыдущей задачи, определить скорость вращения вала турбины и необходимое передаточное отношение редуктора, связывающего турбину и двухполюсной электрогенератор. Средний диаметр венца лопаток составляет d=0,7 м. Угол наклона сопла α=20 0 . Скоростной коэффициент принять равным φ=0,96.

Определим оптимальное соотношение окружной скорости лопаток и скорости потока пара по формуле:

u/c = cos(⁡α)/2 = cos(⁡20)/2 = 0,47

Перед тем как найти окружную скорость лопаток, необходимо рассчитать действительную скорость пара на выходе из сопел. Для этого воспользуемся формулой (входной скоростью пара на сопла пренебрегаем и полагаем ее равной 0), взяв из прошлой задачи значение H 0 =570 кДж/кг:

с = 44,75·φ·√(H 0) = 44,75·0,96·√570 = 1025,66 м/сек

Теперь, используя полученное значение скорости потока пара, определим окружную скорость лопаток турбины:

u = [(cos⁡(α))/2]*c = 0,47*1025,66 = 482,06 м/сек

n = (60*u)/(π*d) = (60*482,06)/(3,14*0,7) = 13159 об/мин

В нашем случае электрогенератор двухполюсной, поэтому его число оборотов ротора должно равняться 3000 в минуту. Исходя из этого, найдем необходимое передаточное число редуктора:

Задача 1.

На турбину подается пар с давлением P 0 = 4 МПа и температурой T 0 = 380 °C. После прохождения турбины пар расширяется и его давление снижается до P 1 = 0,7 МПа. Необходимо определить общий теплоперепад турбины H об.

Для решения данной задачи воспользуемся диаграммой состояния воды и водяного пара (I-S диаграммой). Отметив на диаграмме точки с начальными и конечными значениями пара, мы определим энтальпии пара i 0 и i 1 , которые соответствуют следующим показателям:

i 0 = 3185 кДж/кг
i 1 = 2835 кДж/кг

Зная значения энтальпии, определим общий теплоперепад в турбине следующим образом:

H об = i 0 -i 1 = 3185-2835 = 350 кДж/кг

Задача 2.

Необходимо установить мощность N э одноступенчатой конденсационной турбины, рассчитанной на следующие параметры свежего пара: расход G = 1675 кг/час, давление P 0 = 1,5 МПа, температура T 0 = 210 °C, давление в конденсаторе P k = 0,3 МПа. КПД турбины ŋ о t = 0,8.

Первоначально построим процесс расширения пара на диаграмме I-S и определим общий теплоперепад на турбине.

H об = i 0 -i k = 2823-2196 = 627 кДж/кг

Затем найдем мощность турбины, преобразовав формулу для нахождения расхода пара:

N э = (G·H об)/(3600·ŋ о t) = (1675·627)/(3600·0,8) = 365 кВт.

Задача 3.

Необходимо определить относительный эффективный КПД (ŋ о t) и расход пара турбины, зная следующие параметры ее работы: давление и температура на входе P 0 = 8 МПа, T 0 = 450 °C; конечное давление пара P k = 1,6 МПа. Мощность турбины принять N э = 2200 кВт. Механический КПД турбины принять равным ŋ м = 0,98, а относительный внутренний КПД ŋ вн = 0,8.

Обратившись к диаграмме состояния воды и водяного пара, мы сможем построить процесс расширения пара в турбине и определить параметры на входе и выходе из нее. Значения энтальпии пара на входе и выходе равны соответственно:

i 0 = 3275 кДж/кг
i k = 2859 кДж/кг

Искомую величину КПД можно определить согласно следующему соотношению:

ŋ о t = ŋ т ·ŋ вн ·ŋ м = 0,86·0,8·0,98 = 0,67

ŋ т - теоретический КПД, определяемый следующим образом:

ŋ т = (i 0 -i k)/(i 0 -i’ k) = (3275-2859)/(3275-2791,7) = 0,86·100 = 86 %

где:
i’ k - энтальпия пара при давлении P k =1,6 МПа (определяется по таблице), кДж/кг.

Для расчета расхода пара необходимо найти общий теплоперепад на турбине:

H об = i 0 -i 1 = 3275-2859 = 416 кДж/кг

Теперь найдем расход пара на турбине, используя формулу:

G = N э /(H об ·ŋ о t) = 2200/(416·0,67) = 7,9 кг/с

Задача 4.

Для получения одновременно тепловой и электрической энергии на теплоэлектростанции эксплуатируются два типа паровых турбин: с противодавлением и конденсационная, общей производимой электрической мощностью N э = 7500 кВт. На турбины подается пар с давлением P 0 = 4,5 МПа и температурой Т 0 = 400 °C. Расход пара на турбину с противодавлением составляет G п = 8,3 кг/с, а давление на выходе из турбины P п = 0,16 МПа. На выходе из конденсационной турбины значение давления пара имеет следующее значение P k = 0,07 МПа. Необходимо определить мощность каждой турбины и расход пара на конденсационной турбине. Относительный эффективный КПД турбины принять ŋ о t = 0,75.

По диаграмме состояния воды и водяного пара найдем общий теплоперепад на каждой из турбин, аналогично приведенным выше задачам.

H об п = i 0 -i п = 3210-2512 = 698 кДж/кг

H об к = i 0 -i к = 3210-2388 = 822 кДж/кг

Определим электрическую мощность турбины с противодавлением, выразив ее из формулы расхода пара:

N э п = G п ·H об ·ŋ о t = 8,3·698·0,75 = 4345 кВт.

Теперь вычислим мощность конденсационной паровой турбины вычтя из общей электрической мощности электрическую мощность турбины с противодавлением:

N э к = N э об -N э п = 7500-4345= 3155 кВт

Также определим расход пара на конденсационной турбине:

G к = N э к /(H об к ·ŋ о t) = 3155/(822·0,75) = 5,12 кг/с.

Задача 5.

Известно, что отдельная ступень турбины имеет относительный КПД η oi = 0.85, а теплоперепад на ней составляет H 0 ст =100 кДж/кг. Нужно определить необходимое количество таких ступеней для турбины, работающей в области перегретого пара, общий теплоперепад которой составляет H 0 =1000 кДж/кг. Принять, что все ступени идентичны и обладают идентичными параметрами.

Проведем ориентировочный расчет коэффициента возврата теплоты q t . Учитывая, что число ступеней нас не известно, предварительно примем их число z равное 10:

q t = k t · (1-η oi) · H 0 · [(z-1)/z]

Где k t -расчетный коэффициент, для турбины, работающей на перегретом пару, равный 5,8·10 -4 . После преобразований получим:

q t = 5,8 · 10 -4 · (1-0,85) · 1000 · [(10-1)/10] = 0,0783

Теперь, зная предварительное значение коэффициента возврата теплоты, можно определить уточненное значение числа ступеней по формуле:

z = / H 0 ср = / 100 = 10,783

Полученное значение z округляем в большую сторону и получаем искомую величину z равную 11.

Задача 6.

Диафрагма промежуточной ступени турбины оснащена лабиринтным уплотнением со следующими характеристиками: диаметр уплотнения d у =0,2 м, зазор уплотнения составляет δ у =0,4 мм, а количество гребней Z=7. Пар перед ступенью имеет температуру Т 1 =400°C и давление P 1 =1,6 МПа, которое после ступени падает до P 2 =1,4 МПа. Необходимо рассчитать величину потерь G через уплотнение, при этом коэффициент расхода μ у принять равным 0,91.

Достаточно больше число гребешков z=7 позволяет использовать упрощенную формулу расчета величины потерь:

G = μ y · F y · √(1-ϵ y ²)/z · √p 1 /v 1

Где:
F у - площадь зазора уплотнения, м 2
ε у - отношение давлений по разные стороны от уплотнения p 2 /p 1 = 1,4/1,6 = 0,875;
v 1 - удельный объем, м 3 /кг.

Площадь зазора уплотнения можно определить исходя из имеющихся геометрических параметров уплотнения, указанных в условии задачи, по формуле:

F y = π · d y · δ y = 3,14·0,2·0,4· 10 -3 = 0,2512·10 -3  [м²]

Величину удельного объема можно определить по i-s диаграмме, и для P 1 =1,6 МПа и T 1 =400°C удельный объем составит v 1 =0,19 м 3 /кг.

Рассчитаем искомую величину потерь:

G = 0,91 · 0,2512· 10 -3 · √(1-0,875²)/7 · √(1,6·10 6)/0,19 = 0,121 кг/с

Задача 7.

Дана турбина, номинальному режиму работы которой соответствуют следующие параметры: температура на входе T н0 =800 °C, давление на входе P н0 =1 МПа, расход пара G 0 =200 кг/сек, а давление пара на выходе P к0 =0,1 МПа. Вследствие реорганизации производства были изменены рабочие параметры турбины, так расход увеличился до G 1 =210 кг/сек., а температура упала до Т н1 =750°C. Какое давление пара на входе P н1 необходимо обеспечить при изменившихся условиях, чтобы обеспечить неизменное давление пара выходе, то есть P к1 =P к0 .

Искомую величину можно определить, воспользовавшись следующим соотношением:

G 1 /G 0 = √(P н1 ²-P к1 ²)/(P н0 ²-P к0 ²) · √T н0 /T н1

Выразим из данного выражения давление на входе P н1 и рассчитаем его:

P н1 = √(G 1 /G 0)² · (P н0 ²-P к0 ²) · T н1 /T н0 + P к1 ² = √(210/200)²·(1²-0,1²) · (750+273)/(800+273) + 0,1² = 1,025 МПа

Cтраница 4

Испытания производились на образцах из крупных поковок применительно к лопаткам мощных паровых турбин.  

В плане 1959 - 1965 гг. большое значение отводится производству экономичных мощных паровых турбин (200 - 600 тыс. кет) высоких параметров пара (до 300 ата и 650 С), в том числе в блоке котел - турбина мощностью до 300 тыс. кет.  

Установки УЛ117 и УЛ118 предназначены для сварки диафрагм и пакетов лопаток мощных паровых турбин. Камеры установок могут поворачиваться на 180, что обеспечивает сварку в любом пространственном положении. На днищах камеры с двух сторон закреплены приставки, внутри которых размещены сварочные пушки и механизмы их перемещения. Внутри камеры установлена планшайба для вращения свариваемых изделий. Следует отметить также специальные установки УЛ178 и УЛ680М для сварки в высоком вакууме труб с трубными решетками теплообменных аппаратов.  

Выявленные в процессе исследований температурные и силовые перекосы относительно продольных осей цилиндров мощных паровых турбин блоков СКД позволили сделать предположение о возможности с помощью таких же периодических неравномерностей бороться с затрудненностью перемещений опорных элементов.  

Рассмотрим характерные особенности экспериментально-расчетных исследований на примере исследования термонапряженного состояния корпуса стопорного клапана мощной паровой турбины.  

Лишь небольшое число деталей, работающих в условиях высоких напряжений и температур (лопатки мощных паровых турбин, опоры, крепления и обдувочные устройства паровых котлов высокого давления) изготовляют из жаростойких и жаропрочных высоколегированных сталей.  

В связи с проблемой использования титановых сплавов в качестве материала рабочих лопаток последних ступеней мощных паровых турбин неизбежно встает вопрос о способах их соединения со скрепляющими связями. Пайка рабочих лопаток из титана обычными методами с использованием газовых горелок не может быть выполнена в связи с высокой реакционной способностью титана и образованием при пайке на поверхности детали толстого слоя окислов. Выход в данном случае был найден введением операции никелирования мест, подлежащих пайке. При наличии никелевого покрытия пайка титановых лопаток может быть выполнена обычным методом с использованием серебряного припоя.  

Сплавы на основе титана находят применение для рабочих лопаток последних ступеней цилиндра низкого давления мощных паровых турбин. Легирующими элементами являются алюминий, хром, молибден, олово. Наиболее приемлемы для лопаток последней ступени сплавы, содержащие около 4 - 5 % алюминия.  

Кроме этих данных в настоящей главе изложены также некоторые результаты расчетно-экспериментального изучения теплового и термонапряженного состояния роторов мощных паровых турбин, которые являются определяющими элементами при продлении ресурса турбоустановок, а также результаты экспериментального исследования зазоров в проточных частях ЦВД, ЦСД и ЦНД.  

Исследованные на стенде ЭРТ-1 ступени являются моделями ДРОС, предлагаемых ЛПИ в качестве разделителей потока для двухпоточных ЦНД мощных паровых турбин. Модели спроектированы и изготовлены с масштабом моделирования 6 25, обусловленным производительностью воздуходувной станции лаборатории турбиностроения.  

В данной главе приведены результаты промышленных исследований силового взаимодействия и возникающих при этом деформаций при перемещениях опорных элементов мощных паровых турбин блоков СКД.  

Тарельчатая муфта (рис. IX-2, д) относится к категории жестких муфт, нашедших большое распространение на мощных паровых турбинах тепловых электростанций. На нефтеперерабатывающих заводах тарельчатые муфты применяются в насосах типа КВН и Н500 - 420сг и в турбокомпрессорах. Для жестких муфт обязательным является тщательная центровка агрегатов и строгая перпендикулярность торцов полумуфт к осп вала. Муфты изготавливаются из стальных углеродистых поковок.