75 группа 2 вариант / ГТ и ПГУ / Книги / Общая энергетика. Часть 1

Мощность Nu, развиваемая потоком пара на рабочих лопатках, может быть определена как произведение окружного усилия Ru и окружной скорости u:

Nu = Ru u, (5.9)

где Nu – мощность, развиваемая потоком на рабочих лопатках, Вт.

Работа 1 кг па- Рис. 5.8. Схема движения потока пара через рабо-

ра, протекающего чую решетку через рабочие ло-

патки (удельная работа), определяется по формуле

= Nu /G,

(5.10)

где – удельная работа пара, Дж/кг; G – расход пара через тур-

бинную ступень, кг/с.

Расчет удельной работы можно также выполнить по балансу энергии на рабочих лопатках. Теоретически 1 кг пара может совершить в ступени работу, равную располагаемой энергии Ео.

Под располагаемой энергией ступени Ео понимается раз-

ность между располагаемым теплоперепадом ступени Ho и энергией выходной скорости λв (с22 /2), используемой в последующей ступени:

Eo =

H

o – λв (с22/2),

(5.11)

где в – коэффициент использования выходной скорости, изменяющийся от 0 (энергия в последующей ступени не используется, например для последней ступени) до 1 (энергия с выходной скоростью используется полностью).

Потери с выходной скоростью определяются по формуле

ΔHвс = c22/ 2,

(5.12)

где с2 – абсолютная скорость потока пара на выходе из рабочей решетки.

111

В действительности полезная работа меньше располагае-

мой энергии Ео на величину потерь энергии в проточной части ступени (в сопловых ΔHc и рабочих лопатках ΔHр) и потери с выходной скоростью ΔHвc:

= Eо – ΔHс – ΔHр – ΔHвс.

(5.13)

Потери энергии в сопловых ΔHс и рабочих ΔHр лопатках определяются по формулам (5.4) и (5.7) как разность кинетических энергий при течении пара без потерь и в реальном процессе. Энергетический баланс турбинной ступени с частичной потерей энергии с выходной скоростью, равной (1–λв) ΔHвс, изображен в h, s - диаграмме (рис. 5.7). Величины потерь энергии с выходной скоростью здесь отложены вверх от конечной точки 2 до

точки 3 действительного процесса расширения. Отрезок соот-

ветствует удельной работе, полученной на рабочих лопатках и переданной ротору турбины.

Совершенство турбинной ступени характеризуется коэффициентом полезного действия. Относительным лопаточным

КПД ступени ηол называют отношение удельной работы , полу-

ченной на рабочих лопатках, к располагаемой энергии Ео. Для промежуточной ступени турбины с частичной потерей энергии с выходной скоростью относительный лопаточный КПД турбинной ступени определяется из соотношения

ηол = / Eо = [Eо – ΔHc – ΔHp – (1 – λв) ΔHвс ] / Eо,

(5.14)

где ΔHс, ΔHp, ΔHв.с – соответственно потери энергии в соплах, на рабочих лопатках и с выходной скоростью.

Внутренний относительный КПД турбинной ступени ηоi кро-

ме основных потерь, перечисленных выше, учитывает дополнительные потери, которые могут возникать в конкретной турбинной ступени:

ηоi = ηол – ∑ ξдоп ,

(5.15)

где ∑ ξдоп – сумма дополнительных потерь энергии в ступени.

К дополнительным потерям энергии относятся потери: от трения диска и лопаточного бандажа ξтр; от протечек пара через зазоры между статором и вращающимся ротором ξу; парциального подвода пара в ступени ξпарц; от влаги, содержащейся в паре ξвл (при течении в ступени влажного пара).

112

5.4. Многоступенчатые турбины

Современные паровые турбины для повышения экономичности выполняются многоступенчатыми. Число ступеней в турбинах бывает от 3...5 до 50 и более. Процесс расширения пара в

проточной		части		много-
ступенчатой		турбины в
h, s - диаграмме показан
на рис. 5.9.
	Линия О – А изобра-
жает теоретический про-
цесс расширения в пер-
вой ступени турбины. Ре-
альный процесс О – А’
отклоняется		от	изоэнтро-
пы	вправо	вследствие
внутренних		потерь		энер-
гии. Конечная точка про-
цесса расширения в этой
ступени А’ является на-
чальной точкой для по-
следующей ступени. За-
канчивается процесс рас-
ширения пара в турбине в
точке К на изобаре рк, ха-
рактеризующей			давление
за	последней		ступенью
турбины.
	Потери энергии внутри
турбины		оцениваются

внутренним	относи-	Рис. 5.9. Изображение процесса расши-
тельным КПД	турбины	рения пара в многоступенчатой турбине
ηТоi, который представля-		в h, s - диаграмме

ет собой отношение использованного для преобразования в механическую работу теплоперепада Hi к теоретически располагаемому теплоперепаду Н0 турбины:

ηТоi = Hi / Hо = (hо – hк) / (hо – hс).

(5.16)

Значения КПД ηТоi для паровых турбин находятся в пределах от 0,7 до 0,88.

Если расход пара G, кг/с, через турбину известен и постоя-

нен, то ее внутреннюю мощность Ni можно определить:
Ni = GHi = GHо ηоi .	(5.17)

113

На вал приводимой машины (электрический генератор) передается эффективная мощность Nе, которая меньше внутренней мощности турбины Ni на величину механических потерь в турбине ΔNмех (потери трения в подшипниках и другие):

Ne = Ni – ΔNмeх.

(5.18)

Механический КПД турбины:

ηм = Ne / Ni .

(5.19)

Выражение для эффективной мощности Nе можно записать в виде

Ne = Ni ηм = G Hо ηоi ηм,

(5.20)

где ηм – механический КПД турбины (ηм = 0,95...0,99). Электрическая мощность на клеммах генератора Nэ будет

меньше эффективной Ne вследствие потерь мощности ΔNэ в самом электрическом генераторе. КПД электрического генератора ηг определяется из выражения

ηг = Nэ / Ne.	(5.21)
Значение КПД генератора находится в	пределах
ηг = 0,985...0,989.
Электрическая мощность
Nэ = Ne ηг = G Hо ηоi ηм ηг .	(5.22)

Экономичность работы турбин оценивается как КПД, так и удельным расходом пара. Удельный расход пара определяется

из соотношения
de = G / Ne = 3600 / (Hо ηоi ηм).	(5.23)

Для мощных паровых турбин величина удельного эффективного расход пара de при номинальной нагрузке составляет 3...4 кг/кВт ч.

Многоступенчатые турбины имеют ряд преимуществ в сравнении с одноступенчатыми: для каждой ступени можно подобрать такой теплоперепад, который обеспечит оптимальное со-

отношение скоростей u/сф , где сф = (2 Ho )½, а следовательно, максимально высокий КПД; тепловая энергия потерь отдельных ступеней повышает энтальпию потока перед последующими ступенями и таким образом увеличивает выработку полезной энергии (это явление называют возвратом теплоты в турбине); появляется возможность организовывать отборы пара из проточной части турбины для регенеративного подогрева воды и, соответственно, повышения абсолютного КПД паротурбинной установки.

114

Из недостатков многоступенчатых турбин следует отметить два основных: с увеличением числа ступеней возрастает сложность конструкции и стоимость турбины; увеличиваются потери от утечек пара в переднем концевом уплотнении и в диафрагменных уплотнениях.

Мощность однопоточной (один поток пара в конденсатор) турбины не может быть произвольно большой, существует понятие предельной мощности. Она определяется предельным расходом пара, который можно пропустить через последнюю ступень турбины Gк, и зависит от механической прочности рабочих лопаток последней ступени. С увеличением расхода пара необходимо увеличивать кольцевую площадь проходного сечения рабочей решетки последней ступени Ω, которая определяется

Ω = d2 2, где d2 и 2 – средний диаметр и длина лопатки рабо-

чей решетки. При заданной частоте вращения n рост Ω ограничивается прочностными свойствами материала, из которого изготовлены рабочие лопатки последней ступени. Ограничение накладывают предельно допустимые значения напряжения от растяжения лопаток центробежными силами (σр)доп для выбранного материала лопатки. При выполнении лопатки из нержавеющей стали предельное значение площади решетки Ω равно

8,6 м2. Если принять отношение d2 / 2 = 2,6, то данную площадь может иметь рабочая решетка диаметром d2 = 2,7 м и длиной рабочих лопаток 2 =1,04 м. Приблизительно такие размеры

имеют рабочие лопатки последних ступеней турбин большой мощности.

Для увеличения пропускной способности и, соответственно, мощности турбины увеличивают число потоков пара в конденсатор, применяя двухпоточные цилиндры низкого давления. Схемы движения потока пара в многоцилиндровых турбинах и способы его отвода в конденсатор показаны на рис. 5.10. Однако увеличение числа потоков пара в конденсатор ограничено, т.к. турбину более чем из пяти цилиндров изготовить в настоящее время не удается, поэтому для турбин перегретого пара предельное число потоков в конденсатор равно шести, а число ЦНД

– трем, для турбин насыщенного пара предельное число потоков в конденсатор может быть увеличено до восьми, а число ЦНД – до четырех (пример К – 1000 - 5,9/50 ЛМЗ).

Используя для изготовления рабочих лопаток металл с меньшей плотностью, чем у нержавеющей стали и приблизи-

115

тельно тем же значением допустимых напряжений (σр)доп, можно получить значительно большие высоты лопаток и, соответственно, большую мощность. Применение титанового сплава позволило повысить предельную мощность в 1,5 раза (пример: турбина К – 80023,5 с лопатками 0,96 м и турбина К – 1200-23,5 с титановыми лопатками длиной 1,2 м, имеющими равное число потоков пара в конденсатор).

Для повышения предельной мощности турбин насыщенного пара АЭС снижают частоту вращения ротора турбины в два раза (25 с-1), используя четырёхполюсный электрогенератор (пример: К - 1000-5,9/25 НПО «Турбоатом»).

Рис. 5.10. Типовые структурные схемы конденсационных турбин: а) К-200-12,8 ЛМЗ; б) К-300-23,5 ЛМЗ; в) К-300-23,5 «ТУРБОАТОМ»;

г) К-500-23,5 ЛМЗ; д) К-1200-23,5 ЛМЗ; е) К-1000-5,9/50 ЛМЗ;

С – поток острого пара на вход турбины; ПП – промежуточный пароперегреватель; ХП – поток пара в промежуточный пароперегреватель; ГП – поток перегретого пара после промежуточного пароперегревателя; Р – пароперепускные трубы между цилиндрами; К – потоки пара в конденсатор; СПП – сепаратор-пароперегреватель

116

5.5. Конструкции паровых турбин

На рис. 5.11 показан ротор цилиндра высокого давления (ЦВД), а на рис. 5.12 – ротор цилиндра средненизкого давления (ЦСНД) турбины на сверхкритические параметры пара К-300-23,5-МР ЛМЗ. Турбина номинальной мощностью 300(320) МВт рассчитана на параметры острого пара с давлением 23,5 МПа и температурой 540 °С с промежуточным перегревом пара до 540 °С, расчетное давление в конденсаторе 3,4 кПа и частоту вращения ротора 50 с-1.

Рис. 5.11. Ротор цилиндра высокого давления (ЦВД) турбины К-300-23,5-МР ЛМЗ

Ротор ЦВД (рис. 5.11) модернизированный реактивного типа имеет одновенечную регулирующую ступень активного типа и 19 нерегулируемых ступеней реактивного типа, разделенных на две части: 10 ступеней – первый поток и 9 ступеней – второй поток. Пар, поступающий в ЦВД, проходит последовательно регулирующую ступень и 10 нерегулируемых ступеней первого потока, затем совершает поворот на 180°, проходит между внешним

117

ивнутренним корпусами ЦВД, девять ступеней второго потока. С выхода ЦВД пар направляется в промежуточный пароперегреватель котла.

После промежуточного перегрева пар с давлением 3,65 МПа

итемпературой 540 °С поступает в комбинированный цилиндр средненизкого давления (рис. 5.12), в котором совмещены проточные части среднего и низкого давлений. Сначала пар проходит 12 ступеней части среднего давления ЦСНД, а затем разделяется на два потока. Один (1/3 количества пара), пройдя пять последних ступеней части низкого давления ЦСНД, поступает в конденсатор, а второй (две трети) – в двухпоточный цилиндр низкого давления (ЦНД).

3 2

6

4

1

5

Рис. 5.12. Ротор цилиндра средненизкого давления (ЦСНД) турбины К-300-23,5: 1 – рабочие лопатки части среднего давления; 2 – рабочие лопатки части низкого давления; 3 – рабочие лопатки последней ступени; 4 – разъём корпуса ЦСНД; 5 – шпильки, соединяющие верхнюю и нижнюю половины корпуса турбины; 6 – проволочные связи лопаток

Потоки в ЦНД идут по ресиверным трубам, которые расположены на уровне пола машинного зала и присоединены фланцами

118

к нижним половинам корпусов. Конструкции ротора в части низкого давления ЦСНД и ротора ЦНД одинаковы.

На рис. 5.12 хорошо видно, как изменяются длины рабочих лопаток ротора ЦСНД: в первых ступенях они составляют

150 ÷ 200 мм, а в последних – 700 ÷ 960 мм.

Последняя ступень турбины имеет максимально длинные рабочие лопатки 3 длиной 960 мм, средний диаметр – 2,48 м, что соответствует кольцевой площади выхода пара из одного цилиндра низкого давления в конденсатор – 7,48 м2. Общая пло-

щадь выхода пара из турбины по всем трем потокам составляет

22,44 м2.

Рабочие лопатки последней ступени ЦНД имеют две проволочные связи 6, повышающие вибрационную надежность лопаток. На рис. 5.12 также хорошо виден горизонтальный разъем корпуса ЦСНД 4 и несколько ввинченных шпилек 5 для крепления верхней половины корпуса.

На рис. 5.13 показана одна из последних разработок конструкторского бюро Ленинградского металлического завода (ЛМЗ) – трёхцилиндровая паровая турбина с промежуточным перегревом пара К-225-12,8 номинальной мощностью 225 МВт. Это турбина нового поколения для данного уровня мощности и параметров пара. Номинальные параметры пара на входе в турбину составляют: давление 12,8 МПа, температура 540 оС, после промперегрева: температура 540 оС, давление 2,4 МПа.

Турбина имеет электрогидравлическую систему регулирования. Системы регулирования и защит турбины адаптированы к работе с современными системами контроля и управления энергоблока.

Турбина состоит из трех цилиндров: ЦВД, ЦСД и ЦНД. Отдельные роторы цилиндров жестко соединяются муфтами между собой и ротором электрогенератора. Цепочка из собранных отдельных роторов цилиндров турбины и электрического генератора называется валопроводом. Валопровод вращается во вкладышах опорных подшипников скольжения на тонкой масляной пленке и не касается металлической части вкладышей подшипников. Как правило, каждый из роторов размещают на двух опорных подшипниках. Каждый из роторов помещают в корпус соответствующего цилиндра. На рис 5.13 видны нижние и верхние половины корпусов ЦВД, ЦСД и ЦНД.

Все корпуса в обязательном порядке имеют горизонтальные разъемы, необходимые для установки роторов внутри цилин-

119

дров при монтаже, а также для легкого доступа внутрь цилиндров при ревизиях и ремонтах.

Пар из котла по паропроводам острого пара поступает к стопорным, затем к регулирующим клапанам. От регулирующих клапанов по перепускным трубам 5 подается в паровпускную камеру 23 внутреннего корпуса ЦВД и поступает в проточную часть турбины, расширяясь в одновенечной регулирующей ступени и 8 нерегулируемых ступенях цилиндра высокого давления.

Из выходной камеры ЦВД, расположенной в нижней половине корпуса, пар по двум выходным патрубкам отвода пара 25 направляется в котел для промежуточного перегрева.

Вторично перегретый пар по паропроводам, пройдя отсечной и регулирующие клапаны, поступает в паровпускную камеру ЦСД 19. Далее пар расширяется, последовательно проходя 12 ступеней проточной части цилиндра среднего давления и поступает в выходной патрубок 18, а из него – в две перепускные трубы 10, которые подают пар в паровпускную камеру ЦНД 11.

Цилиндр низкого давления выполнен двухпоточным: в камере 11 пар разделяется на два одинаковых потока, расширяясь в левую и правую стороны через одинаковое количество ступеней (по 4 в каждом потоке). Из ЦНД пар через выходной патрубок 13 поступает в конденсатор.

Условные обозначения на рис. 5.13:

1 – блок регулирования и управления турбиной; 2 – верхняя половина внешнего корпуса ЦВД; 3 – ротор ЦВД с рабочими лопатками; 4 – внутренний корпус ЦВД; 5 – труба подвода пара к ЦВД; 6 – кожух турбоагрегата; 7 – ротор ЦСД с рабочими лопатками; 8 – опора ротора ЦНД; 9 – верхняя половина корпуса ЦНД; 10 – реверсивная труба, перепускающая пар из ЦСД в ЦНД; 11 – паровпускная камера ЦНД; 12 – ротор ЦНД с рабочими лопатками; 13 – выходной патрубок ЦНД, из которого пар поступает в конденсатор; 14 – рабочие лопатки последней ступени ЦНД; 15 – нижняя половина корпуса ЦНД; 16– переднее концевое уплотнение ЦНД; 17 – выходной патрубок ЦСД; 18 – нижняя половина корпуса ЦСД; 19 – паровпускная камера ЦСД; 20 – нижняя половина средней опоры валопровода; 21 – муфта, соединяющая роторы ЦВД и ЦСД; 22 – заднее концевое уплотнение ЦВД; 23 – паровпускная камера острого пара; 24 – переднее концевое уплотнение ЦВД; 25 – выходной патрубок отвода пара в промежуточный пароперегреватель.

120