МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РЕСПУБЛИКИ КАЗАХСТАН СЕМИПАЛАТИНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ
РЕСПУБЛИКИ КАЗАХСТАН
СЕМИПАЛАТИНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ
имени ШАКАРИМА
Документ СМК 3 уровня
УМКД
УМКД
Учебно-методические
материалы
по дисциплине
«Турбины тепловых и
атомных
электростанций»
Редакция №1
от «30» сентября 2010 г.
УМКД 042-14-105.1.20.23/03-2010
УЧЕБНО-МЕТОДИЧЕСКИЙ КОМПЛЕКС
ДИСЦИПЛИНЫ
«ТУРБИНЫ ТЕПЛОВЫХ И АТОМНЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ»
для специальности 050717 – Теплоэнергетика
УЧЕБНО-МЕТОДИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ
Семей
2010
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 2 из 40
Содержание
1 ГЛОССАРИЙ .......................................................................................................... 3
2 ЛЕКЦИИ ................................................................................................................ 11
Лекция 1 .................................................................................................................... 11
Лекция 2 .................................................................................................................... 18
Лекция 3 .................................................................................................................... 35
Лекция 4 .................................................................................................................... 42
Лекция 5 .................................................................................................................... 51
Лекция 6 .................................................................................................................... 59
Лекция 7 .................................................................................................................... 71
Лекция 8 .................................................................................................................... 81
Лекция 9 .................................................................................................................... 86
Лекция 10 .................................................................................................................. 98
Лекция 11 ................................................................................................................ 103
Лекция 12 ................................................................................................................ 109
Лекция 13 ................................................................................................................ 117
Лекция 14 ................................................................................................................ 124
Лекция 15 ................................................................................................................ 132
Лекция 16 ................................................................................................................ 139
Лекция 17 ................................................................................................................ 148
Лекция 18 ................................................................................................................ 158
Лекция 19 ................................................................................................................ 175
Лекция 20 ................................................................................................................ 188
Лекция 21 ................................................................................................................ 195
Лекция 22 ................................................................................................................ 201
3 ПРАКТИЧЕСКИЕ ЗАНЯТИЯ ......................................................................... 208
Практическое занятие 1. Паровая турбина Парсонса ................................... 208
Практическое занятие 2. Особенности тепловых схем.................................. 209
и турбоустановок АЭС ......................................................................................... 209
Практическое занятие 3. Рабочий процесс в турбинной ступени ............... 209
Практическое занятие 4. Потери в ступенях турбины. ................................. 210
Коэффициенты полезного действия в ступенях турбины ............................ 210
Практическое занятие 7. Изучение конструкций ........................................... 212
и технико-экономических характеристик ....................................................... 212
теплофикационных турбин типа ПТ................................................................. 212
Практическое занятие 8. Определение расхода пара..................................... 213
на регенеративные подогреватели турбинной установки типа ПТ ........... 213
Практическое занятие 9. Конденсаторы паровых турбин............................ 214
Практическое занятие 10. Парогазовые установки ....................................... 214
4 САМОСТОЯТЕЛЬНАЯ РАБОТА СТУДЕНТА ........................................ 215
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 3 из 40
1 ГЛОССАРИЙ
В настоящем УМК использованы термины с соответствующими определениями:
Базисный режим – режим работы, при котором заданное количество
мощности блока остается постоянным в течение длительного времени.
Базовые турбины – турбины, служащие для покрытия базовой части графика электрической нагрузки. Они работают постоянно при номинальной
нагрузке или близкой к ней.
Безотказность – 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.
Вал ротора турбины – элемент ротора турбины, соединенный с дисками,
на которых располагаются рабочие лопатки.
Валопровод турбоагрегата – система роторов турбины, электрогенератора
и возбудителя, соединенных муфтами в единый вращающийся узел.
Влажный пар – пар, содержащий капли влаги. Предельно допустимая
влажность пара в паровой турбине составляет от 10 до 13 %.
Внутренний относительный к.п.д. турбины – отношение действительного
теплоперепада к располагаемому.
Возбудитель – электрическая машина, ротор которой соединен с ротором
электрогенератора, служащая для питания его роторных обмоток, создания
вращающегося электромагнитного поля и генерации тока в обмотках статора
электрогенератора.
Вторичный теплоноситель – теплоноситель, воспринимающий теплоту.
Выходной диффузор – расширяющийся канал на выходе компрессора и
газовой турбины, позволяющий преобразовать скорость выходного потока в
давление.
Газовая турбина – турбомашина, преобразующая потенциальную энергию продуктов сгорания, полученных в камере сгорания, в механическую энергию вращения ее ротора, который приводит компрессор и/или электрогенератор.
Газотурбинный агрегат – энергетическая машина, состоящая из ГТУ и
электрогенератора.
ГТУ простого термодинамического цикла газотурбинная установка, состоящая из одного компрессора, одной или нескольких камер сгорания, работающих в одинаковых условиях, и одной газовой турбины, обеспечивающих
последовательные однократные процессы сжатия, нагрева и расширения рабочего тела ГТУ.
Давление – результирующая сила ударов молекул газа или пара, действующих на единицу площади сосуда, в котором они заключены.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 4 из 40
Двухвальная турбина – турбина, состоящая из двух турбин, каждая со
своим валопроводом и электрогенератором, связанных только потоком пара,
который последовательно проходит через них.
Деаэратор – устройство, предназначенное для удаления из воды растворенных в ней кислот и агрессивных газов, способствующих интерсивной коррозии стенок парогенераторов, трубопроводов, теплообменников и другого оборудования.
Диск ротора турбины – элемент ротора турбины, соединяемый с валом
ротора, на котором устанавливаются рабочие лопатки.
Диффузор – расширяющийся канал, в котором скорость потока преобразуется в давление.
Докритическое давление - давление меньше 22,064 МПа.
Запорная арматура – устройства, предназначенные для перекрытия потока рабочей среды.
Кавитация – образование разрывов сплошности в тех местах потока, где
давление снижается до значения, соответствующего насыщению при данной
температуре жидкости.
Конденсатор – оборудование, предназначенное для поддержания минимальной температуры термодинамического цикла преобразования энергии.
Конденсационная установка – совокупность конденсатора, системы подачи охлаждающей воды в конденсатор с помощью циркуляционных насосов, системы откачки образующегося из пара конденсата конденсатными насосами и
системы удаления воздуха из парового пространства конденсатора, обеспечивающих выполнение конденсатором своих функций.
Конденсационные турбины – турбины, отработавший пар которых поступает в конденсатор.
Конструктивный (проектный) расчет – расчет, задачей которого является
определение необходимых геометрических размеров поверхности теплообменного аппарата.
Контактный теплообменник – теплообменник, где теплота предается
непосредственно от одного теплоносителя к другому.
Концевое уплотнение – уплотнение вала на выходе из цилиндра турбины,
не допускающее значительной утечки пара из цилиндра в зазор между вращающимся ротором и неподвижным статором.
а
Корпус цилиндра – элемент статора, охватывающий невращающиеся детали цилиндра: обоймы диафрагм, диафрагмы, обоймы концевых уплотнений и
др. Корпус цилиндра имеет горизонтальный фланцевый разъем для удобства
сборки и разборки турбины.
Коэффициент скорости – отношение действительной скорости к теоретической.
Критический размер трещины – глубина трещины, при достижении которой происходит практически мгновенное хрупкое разрушение детали с тя-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 5 из 40
желыми последствиями. Наиболее опасны трещины в роторах и паропроводах
энергоблоков.
Лабиринтовое уплотнение – последовательная совокупность кольцевых
щелей, образованных невращающимися острыми гребнями, расположенными с
малым радиальным зазором по отношению к поверхности уплотняемого вала, и
кольцевых камер между ними. Лабиринтовое уплотнение обеспечивает малую
протечку пара мимо решеток турбины.
Маневренность – способность турбины и энергоблока к быстрым и частым изменениям нагрузки, пускам и остановкам.
Маслоохладитель – теплообменный аппарат, служащий для охлаждения
масла, подаваемого к подшипникам турбины из масляного бака, в который сливается масло, нагретое в подшипниках.
Модуль – отдельный технологически завершенный в заводских условиях
элемент конструкции.
Муфта – узел, обеспечивающий соединение соседних роторов и передающий мощность с одного ротора на другой.
Надежность – свойство энергоблока или паровой турбины обеспечивать
бесперебойную выработку мощности при предусмотренных затратах топлива и
с установленной системе эксплуатации, технического обслуживания и ремонтов, а также не допускать ситуаций, опасных для людей и окружающей среды.
Нарушение нормальных условий эксплуатации – любое отклонение от
проектных эксплутационных режимов, связанное с выходом из строя какойлибо регулирующей системы, трубопровода внутри сосуда, невозврата предохранительного клапана и т.д., при котором возможна эксплуатация реактора до
ликвидации этого отклонения.
Насос в широком смысле слова машина для сообщения энергии рабочей
среде. В зависимости от рода рабочего тела различают насосы для капельных
жидкостей (насосы в узком смысле слова) и насосы для газов (газодувки и компрессоры)
Обратная арматура – устройства для автоматического предотвращения
обратного потока рабочей среды.
Опора – корпус подшипника с установленным в нем опорным вкладышем, служащая для опирания вращающегося валопровода на статор через тонкую масляную пленку.
Отбор турбины – пар, выводимый из проточной части турбины для
нагрева питательной и/или сетевой воды.
Относительный лопаточный к.п.д. турбинной ступени – отношение полезной работы, отдаваемой потоком в каналах рабочей решетки, к располагаемой энергии потока.
Охладители дренажа – встроенные или выносные теплообменники, в которых конденсат греющего пара охлаждается до температуры, близкой к температуре воды на выходе рядом стоящего подогревателя.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 6 из 40
Охлаждающая вода – вода, поступающая в трубный пучок конденсатора
для обеспечения его низкой температуры и соответственно низкого давления
конденсации из реки, пруда-охладителя или градирни.
Пакет рабочих лопаток – совокупность нескольких рабочих лопаток,
установленных на диске и объединенных ленточным бандажом или связующей
проволокой с целью увеличения вибрационной надежности.
Паровая турбина – энергетическая турбомашина, элемент парового турбоагрегата, преобразующий потенциальную энергию пара высоких параметров
в механическую энергию вращения ее ротора, приводящего электрогенератор.
Паровой компенсатор давления – специальный внешний источник для создания необходимого давления.
Парогазовая установка – энергетическая установка, в которой электроэнергия вырабатывается ГТУ и паровой турбиной за счет теплоты уходящих газов ГТУ.
Парогазовый цикл ядерной энергетической установки – цикл, в верхней
температурной ступени которого используется газотурбинный цикл, а в нижней
ступени – паротурбинный.
Первичный теплоноситель – теплоноситель с более высокой температурой.
Перегретый пар - пар, перегретый по отношению к температуре насыщения.
Переменный режим – режим работы, при котором заданное значение
мощности является функцией времени и определяется суточным графиком
нагрузки энергосистемы.
Питательная вода – вода, поступающая в парогнератор.
Поверхностный теплообменник – теплообменник, в котором имеется
твердая стенка – поверхность теплообмена, через которую теплота передается
от одного теплоносителя к другому.
Полная (развернутая) тепловая схема – схема, включающая в себя все
оборудование, все агрегаты и системы.
Полный установленный срок службы турбины – гарантированный заводом-изготовителем срок службы паровой турбины, составляющий для турбин
ТЭС не менее 40 лет, а турбин АЭС – не менее 30 лет. На быстроизнашивающиеся детали, замена которых предусмотрена техническим обслуживанием,
срок службы не распространяется.
Полупиковые турбины – турбины, предназначенные для покрытия полупиковой части графика электрической нагрузки.
Предохранительная арматура – устройства, для автоматической защиты
оборудования от аварийных изменений параметров или направления потока рабочей среды.
Принципиальная тепловая схема – схема, включающая в себя только основное оборудование.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 7 из 40
Промежуточный пароперегреватель – элемент котла, служащий для промежуточного перегрева пара.
Промежуточный перегрев пара – это повышение температуры пара в
промежуточном пароперегревателе котла после его расширения в ЦВД турбины. Служит для уменьшения конечной влажности в конце турбины и повышения экономичности турбоустановки.
Проточная часть корпуса насоса – каналы, подводящие к рабочему колесу
и отводящие от него рабочую жидкость.
Проточная часть турбины – совокупность ступеней турбины, которые
обеспечивают преобразование потенциальной энергии пара или газа в кинетическую энергию вращения ротора турбины.
Рабочая решетка – совокупность вращающихся одинаковых рабочих лопаток, образующих каналы, в которых происходит поворот потока пара (газа),
поступающего из сопловой решетки, и преобразование кинетической энергии
потока пара (газа) в механическую энергию вращения ротора турбины.
Рабочие лопатки – профилированные элементы, установленные на диске
специальным образом и образующие рабочую решетку.
Расчетный ресурс – наработка турбины, которая гарантируется заводомизготовителем и при достижении которой должен быть рассмотрен вопрос о ее
дальнейшей эксплуатации.
Регенеративные подогреватели – теплообменные аппараты, в которых
происходит нагрев питательной воды паром отборов паровой турбины.
Регенеративный подогрев рабочего тела – подогрев, осуществляемый за
счет отбора части пара в процессе его расширения в турбине в одной или нескольких точках.
Регенеративный теплообменник – теплообменник, где горячий и холодный теплоносители поочередно контактируют с твердой стенкой.
Регулирующая арматура – устройства, предназначенные для регулирования параметров рабочей среды посредством изменения ее расхода.
Рекуперативный теплообменник – теплообменник, где оба теплоносителя
постоянно, но с различных сторон контактируют с разделяющей твердой стенкой.
Ресиверные трубы – паропроводы перепуска пара из ЦСД или ЦВД в
ЦНД.
Ресурс – суммарная наработка турбины от начала эксплуатации до предельного состояния.
Ротор турбины – вращающийся узел цилиндра турбины, состоящий из
вала, дисков и рабочих лопаток, соединяемый с роторами соседних цилиндров
или ротором электрогенератора.
Сверхкритическое давление пара – давление, большее 22,064 Мпа.
Система защиты турбины – система, обеспечивающая прекращение подачи пара в турбину и ее остановку при возникновении аварийных ситуаций.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 8 из 40
Скорость – путь, пройденной точкой в единицу времени. Обычно скорость среды в технологическом оборудовании ТЭС измеряют в м/с.
Сопловая лопатка – невращающийся элемент специального профиля,
служащий для создания сопловых каналов, в которых потенциальная энергия
пара (газа) преобразуется в кинетическую энергию потока пара (газа).
Сопловая решетка – совокупность неподвижных одинаковых сопловых
лопаток, образующих суживающиеся (сопловые) каналы, обеспечивающие преобразование потенциальной энергии пара в кинетическую энергию струй пара
для дальнейшего ее превращения в энергию вращения ротора турбины.
Средний срок службы до капитального ремонта – период между капитальными ремонтами турбины. В соответствии с ГОСТ он должен быть не менее б лет.
Статическая программа изменения параметров – это желаемая зависимость основных параметров установки от ее мощности в установившихся режимах.
Статор турбины – неподвижная (невращающаяся) часть турбины, включающая корпус, обоймы, диафрагмы и корпуса подшипников с опорными и
упорным вкладышами.
Стационарные турбины – турбины, сохраняющие неизменными свое местоположение при эксплуатации.
Степень парциальности – доля окружности, по которой подводится рабочее тело к рабочим лопаткам.
Ступень турбины – совокупность сопловой (невращающейся) и рабочей
(вращающейся) решеток, обеспечивающих преобразование части потенциальной энергии пара (газа) в механическую энергию вращения ротора турбины.
Температура – мера интенсивности движения молекул. В системе СИ
температура измеряется в Кельвинах. В теплотехнике принято пользоваться
стоградусной шкалой (градусами Цельсия).
Тепловая схема – схема преобразования и использования тепловой энергии рабочего тела в энергетической установке.
Тепловая энергия – неупорядоченная форма энергии, измеряемая в калориях (кал) и кратных ей величинах.
Теплообменный аппарат – устройство, предназначенное для передачи
теплоты от одного тела (теплоносителя) к другому, в целях осуществления различных технологических процессов – нагревания, охлаждения, кипения, конденсации.
Теплофикационные паровые турбины – турбины, предназначенные для
выработки тепловой и электрической энергии, имеющие для этих целей электрогенератор и один или несколько регулируемых отборов пара.
Топливно-энергетический комплекс (ТЭК) – часть энергетического хозяйства от добычи (производства) энергетических ресурсов до получения энергоносителей потребителями.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 9 из 40
Транспортная турбина – турбина, изменяющая свое местоположение в
пространстве.
Трубный пучок конденсатора – совокупность трубок, на которых происходит конденсация пара, поступающего из турбины.
Турбина с противодавлением – паровая турбин типа Р с конечным давлением, больше атмосферного.
Турбоагрегат – совокупность паровой турбины, электрогенератора
и возбудителя, объединенных одним валопроводом, обеспечивающим преобразование потенциальной энергии пара в электроэнергию.
Удельная работа (напор) насоса – полное количество энергии, сообщаемой 1 кг рабочей среды.
Усталость металла – явление разрушения материала под действием
большого числа сравнительно небольших нагрузок, переменных во времени,
приводящих к появлению трещин и их росту до критического размера, после
чего следует внезапное хрупкое разрушение.
Фазоразделительная арматура – устройства для автоматического разделения рабочих сред в зависимости от их фазового состояния.
Физический пуск – пуск, при котором уровень мощности достигает приблизительно 0,1 % номинального.
Фундамент – строительная рамная железобетонная конструкция, состоящая из верхней и нижней фундаментных плит и колонн, служащая для размещения турбоагрегата конденсатора и вспомогательного оборудования ТЭС.
Хрупкое разрушение – практически мгновенное разрушение металла или
детали без видимых пластических деформаций, обычно вследствие достижения
трещиной критического размера.
Цикл Брайтона – простой цикл ядерной газотурбинной установки.
Цикл Ренкина – цикл, который лежит в основе работы конденсационной
ТЭ и АЭС.
Цилиндр высокого давления (ЦВД) – цилиндр турбины, в который поступает свежий пар из котла; после расширения в ЦВД пар направляется либо в
ЦСД, либо на промежуточный перегрев в котел.
Цилиндр низкого давления (ЦНД) – цилиндр турбины, в который поступает пар из ЦСД; после расширения в ЦНД пар направляется в конденсатор.
Цилиндр среднего давления (ЦСД) – цилиндр турбины, в который поступает пар из ЦВД; после расширения в ЦСД пар направляется в ЦНД.
Цилиндр турбины – самостоятельный узел паровой турбины, имеющий
собственный ротор и статор, паровпускной и выходной паровые патрубки.
Циркуляционный насос – насос, подающий охлаждающую воду в трубный пучок конденсатора турбины.
Частота вращения – число оборотов вала в единицу времени.
Эжекторная установка – установка, предназначенная для удаления (отсоса) из конденсатора и уплотнений воздуха и других газов, поступающих туда из
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 10 из 40
турбины и засасываемых через неплотности примыкающего к конденсатору пароводяного тракта.
Электрогенератор – электрическая машина, преобразующая механическую энергию вращения ее ротора в электрический ток, подаваемый на трансформатор ТЭС.
Электроэнергетика – подсистема энергетики, охватывающая производство электроэнергии на электростанциях и ее доставку потребителям по линиям
электропередачи.
Энергетика – совокупность больших естественных и искусственных
подсистем, служащих для преобразования, распределения и использования
энергетических ресурсов всех видов.
Энергетическая турбина – турбина, служащая для привода электрогенератора, включенного в энергосистему.
Энергетический пуск – пуск, в процессе которого постепенно достигается
номинальный уровень мощности.
Ядерная энергетическая установка – комплекс оборудования, обеспечивающий работу ядерного реактора, вывод из реактора тепловой энергии и преобразование ее в энергию другого вида.
Одномерное движение – движение, при котором скорость, давление,
плотность, температура и другие параметры потока зависят от одной координаты, направление которой совпадает с направлением скорости потока.
Абсолютная скорость – скорость потока, рассматриваемая в системе координат, вязанной с неподвижным наблюдателем.
Относительная скорость – скорость потока, рассматриваемая с наблюдателем, вращающимся вместе с рабочими лопатками.
Радиальные ступени – ступени, в которых поток пара протекает в плоскости, перпендикулярной оси турбины, и движется или от центра к периферии,
или, наоборот, от периферии к центру.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 11 из 40
2 ЛЕКЦИИ
Лекции – форма учебного занятия, цель которого состоит в рассмотрении
теоретических вопросов излагаемой дисциплины в логически выдержанной
форме.
Лекция 1
Тема. Общая характеристика турбоустановок ТЭС и АЭС
Вопросы
1 Классификация и роль электрических станций в мировой энергетике.
2 Обозначения паровых турбин ТЭС и АЭС.
3 Основные этапы развития теплоэнергетики и турбостроения.
4 Общее знакомство с паровой турбиной ТЭС.
Вопрос №1. Классификация и роль электрических станций в мировой энергетике
Основу современной энергетики составляют технологии трансформации
энергии различных природных ее источников. В настоящее время в мире
наиболее широко представлена теплоэнергетика, базирующаяся на источниках
органического происхождения (нефтяное топливо, уголь и газ). В последние
десятилетия активно развивалась и атомная энергетика с использованием реакторов на тепловых нейтронах типов ВВЭР и РБМК (первичный источник энергии – ядерное топливо). При этом в технологической цепочке выработки электроэнергии применяются паровые турбины ТЭС и АЭС, являющиеся основным
оборудованием, соответственно, тепловых и атомных электрических станций
(ЭС). В зависимости от вида вырабатываемой энергии различают конденсационные (для производства электрической энергии) и теплофикационные (для
производства электрической и тепловой энергии) паротурбинные электростанции. Первые из них (КЭС) принято называть ГРЭС - Государственные районные электростанции, а вторые – ТЭЦ - теплоэлектроцентрали. Все шире находит применение парогазовая технология, на основе которой формируются парогазовые установки (ПГУ). В них наряду с паровыми турбинами используются и
газовые энергетические турбины. Кроме того, электрическую энергию вырабатывают следующие виды электростанций: ГЭС – гидравлические; ГАЭС – гидроаккумулирующие; ВЭС – ветряные; СЭС – солнечные; ПЭС – приливные;
ГеоТЭС – геотермальные.
Вопрос №2. Обозначения паровых турбин ТЭС и АЭС
Паровые турбины относятся к классу турбомашин. Турбомашинами
(turbo - вихрь, вращение) называют лопастные машины, действие которых ос-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 12 из 40
новано на преобразовании тепловой (потенциальной) энергии рабочей среды в
механическую работу вращающегося вала (паровые и газовые турбины). К
классу турбомашин относят также компрессоры, вентиляторы и насосы, в которых осуществляется процесс преобразования механической формы энергии
(роторов, рабочих колес) в потенциальную энергию среды.
Таблица 1 – Маркировка паровых турбин
Электрическая
Давление пара на
мощность NЭ,
входе р0, МПа
Тип
МВт
(кгс/см2 ранее)
К
1200
23,5 (240)
К
1000
5,9 (60)
Т
250/300
23,5 (240)
Р
100
12,8/1,5 (130/15)
ПТ
50/60
12,8/1,5 (130/15)
ПТ
25/30
8,8/1,0 (90/10)
П
6
3,5/0,5 (35/5)
Модификация
Заводизготовитель
3
2
1
3
7
М
М
ЛМЗ
ХТЗ
ТМЗ
ЛМЗ
ТМЗ
КТЗ
КТЗ
В представленных маркировках первые буквы (одна или две) обозначают
тип турбины: К – конденсационная; Т – теплофикационная с отопительным отбором водяного пара; Р – с противодавлением; П – теплофикационная с производственным отбором пара для промышленного потребления; ПТ – теплофикационная с производственным и отопительным регулируемыми отборами пара;
КТ – теплофикационная с отопительным нерегулируемым отбором пара; ТК –
теплофикационная с отопительным отбором и большой конденсационной мощностью. Далее указывается номинальное значение электрической мощности
турбоагрегата (NЭ, МВт). Для турбин типа Т через косую черту указывается и
мощность в конденсационном режиме их эксплуатации, а для турбин ПТ –
мощность при отключенном в летнем периоде эксплуатации теплофикационном отборе. Далее в маркировке представляется значение давления водяного
пара на входе в турбину (давление перед стопорным клапаном р0, МПа). Ранее в
маркировках давление представлялось в кгс/см2. Для турбин типа ПТ и Р в маркировках присутствуют показатели давления пара (рп), отбираемого тепловому
потребителю (через косую черту после р0, - р0/рп). Последняя цифра в маркировке показывает вид модификации турбины, определяемый заводомизготовителем при изменениях в ее конструкции. В некоторых маркировках
указывается буква М, что означает модернизированный вариант турбины.
В конце маркировки представлен завод-изготовитель паровой турбины.
Основные заводы-изготовители паровых турбин в РФ (ныне Акционерные общества – АО) следующие: ЛМЗ – Ленинградский Металлический завод (г.
Санкт-Петербург); ТМЗ – Уральский Турбинный (ранее Турбомоторный) завод
(г. Екатеринбург); КТЗ – Калужский Турбинный завод (г. Калуга). Кроме того,
в российской энергетике используются паровые турбины, выпускаемые Харь-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 13 из 40
ковским турбинным заводом (НПО «Турбоатом», Украина). Ведущие зарубежные изготовители паровых и газовых турбин: «АВВ» (германско-швейцарское
объединение), «Siemens» (Германия), «Westinqhouse» (США), «GEC -Аlsthom»
(англо-французское объединение), «General Electric» (США), «Mitsubishi»,
«Hitachi», «Tochiba» (Япония).
Например, маркировка К-800-23,5-3 ЛМЗ представляет конденсационную
паровую турбину, номинальное значение мощности которой NЭ=800 МВт, давление водяного пара на входе р0=23,5 МПа. Данная турбина (третья модификация) изготовлена АО «ЛМЗ». Теплофикационная паровая турбина Т-250/30023,5-3 ТМЗ изготовлена Уральским турбомоторным заводом. Турбина имеет
номинальную мощность 250 МВт, а максимальную – 300 МВт и выполнена на
сверхкритические параметры водяного пара. Паровая турбина К-500-6,4/25-2
ХТЗ предназначена для АЭС и представляет тихоходный вариант исполнения
турбоагрегата, что отмечается в маркировке частотой вращения ротора n=25 с 1
. При отсутствии указания частоты ее значение n=50 с-1.
Вопрос №3 Основные этапы развития теплоэнергетики и турбостроения
Начало формирования теплоэнергетики в мире определялось появлением
первых единичных источников электроэнергии и ее потребителей в середине
ХIХ века. Тогда приводами для электрогенераторов были локомобили и паровые машины. Первая в мире паровая турбина изготовлена в 1883 году (турбина
шведского инженера Г. Лаваля на рисунок 1). Она является прообразом современных турбин активного типа. В 1884 году Ч. Парсонсом (Англия) предложена многоступенчатая паровая турбина реактивного типа. Первая паровая турбина в России выпущена в 1907 году Петербургским Металлическим заводом турбина мощностью 200 кВт (р0=1,3 МПа, t0=3000С). Этот завод основан в
1857 году и сначала производил металлоконструкции и паровые котлы. Сегодня
АО «Ленинградский Металлический завод» - крупнейший производитель энергетических паровых и газовых турбин.
1 – вал; 2 – диск; 3 – лопатки; 4 – сопло
Рисунок 1. Устройство простейшей паровой турбины
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 14 из 40
В 1883 г. в Санкт-Петербурге была введена в действие первая электростанция общего пользования (на ее основе появился первый в России электрический трамвай). Тогда же начиналось строительство электростанций в Москве,
Новороссийске, Нижнем Новгороде, Иваново-Вознесенске и других городах.
Первая в Москве Георгиевская электростанция (1888 год) вырабатывала постоянный ток с радиусом действия в полверсты. Ее максимальная нагрузка к 1905
году достигла 1500 кВт. В 1903 году на ГЭС-1 (Государственная электростанция на Раушской набережной г. Москвы) вместо паровых машин были установлены две турбины с единичной мощностью 2 МВт. К концу 1916 года общая
мощность электростанций России составила 1192 МВт.
В 1920 году создана Государственная комиссия по электрификации России (ГОЭЛРО) для разработки плана развития электроэнергетики. Этот план
был рассчитан на 15 лет и состоял из двух программы: А и Б. Программой А
намечалось восстановление, реконструкция и объединение имеющихся электростанций в единую сеть, а программой Б – строительство 30 новых электростанций (20 ТЭС и 10 ГЭС) общей мощностью 1750 МВт. Программа А была
выполнена в 1928 году. К 1923 году ЛМЗ восстановил около 30 паровых турбин
иностранного производства, а в 1924 году выпустил собственную турбину
мощностью 2 МВт. Основные задачи, намеченные программой Б, были выполнены в 1930 году. Уже в 1935 году СССР вышел по производству электроэнергии на второе место в Европе и третье в мире. Паровые турбины небольшой
мощности производились с 1931 года Кировским заводом, а с 1937 года –
Невским заводом в Ленинграде (ныне АО «НЗЛ»). В 1934 г. завершено строительство Харьковского турбостроительного завода, который до второй мировой
войны выпускал тихоходные турбины (n=25 с-1) мощностью 50 и 100 МВт. Перед Великой Отечественной войной (1938 г.) в г. Свердловске был построен
Уральский турбинный завод (ранее «Турбомоторный завод»). В 1950 году
вступил в строй Калужский турбинный завод, ориентированный на производство паровых турбин небольшой мощности.
С 1957 года началось изготовление паровой турбины К-200-130 ЛМЗ
(ПВК-200), которых в разных модификациях выпущено более 340 шт. С выпуском турбин К-300-23,5 в 1961 году осуществлен переход на сверхкритические
параметры водяного пара (давление р0=23,5 МПа, температура t0=540-560 0С). В
1965 году выпущена турбина К-800-23,5 ЛМЗ (сначала двухвальный агрегат
для Славянской ГРЭС) и К-500-23,5 ХТЗ (для Рефтинской и Назаровской
ГРЭС). С 1969 года серийно выпускаются одновальные турбины К-800-23,5
ЛМЗ. С 1982 года на Костромской ГРЭС эксплуатируется паровая турбина К1200-23,5 ЛМЗ мощностью 1200 МВт. Уральский Турбомоторный завод был
ориентирован на производство теплофикационных турбин. Большим достижением стала изготовленная в 1970 году турбина Т-250/300-23,5. Крупнейшими
тепловыми электростанциями являются: Березовская ГРЭС-1 (энергоблоки
мощностью 800 МВт на канско-ачинских углях); Экибастузские ГРЭС-1, ГРЭС2 и Рефтинская ГРЭС (энергоблоки мощностью 500 МВт на экибастузских уг-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 15 из 40
лях); Сургутская ГРЭС-2 и Пермская ГРЭС (энергоблоки 800 МВт на газовом
топливе). Крупнейшими атомными электростанциями являются Ленинградская,
Нововоронежская, Курская АЭС. Для них заводами подготовлены паровые турбины мощностью 500 и 1000 МВт как тихоходные (ХТЗ), так и быстроходные
(ЛМЗ). Первая в мире атомная ТЭЦ (АТЭЦ) сооружена в г. Билибино.
Вопрос №4 Общее знакомство с паровой турбиной ТЭС
На рисунке 2 показана компоновка ТЭС, основное генерирующее оборудование которой установлено в турбинном (паровая турбина и электрический
генератор) и котельном (энергетический котел) отделениях.
1 - машинный зал; 2 - электрогенератор; 3 - подъемный кран для монтажных и
ремонтных работ; 4, 5 - цилиндры высокого, среднего и низкого давлений
паровой турбины; 6 - деаэраторная этажерка; 7 - деаэратор; 3 - котельное
отделение; 9 - подъемный кран для обслуживания котла; 10 - котел; 11 воздухоподогреватель; 12 - дымовая труба; 13 - дымосос; 14 - вентилятор
рециркуляции горячих газов; 15 - забор воздуха; 16 - помещение блочного щита
управления; 17 - паропроводы; 18 - конденсатные насосы; 19 - конденсатор; 20 возбудитель электрогенератора
Рисунок 2. Компоновка тепловой электрической станции
Далее (рисунок 3) рассматривается конструкция трехцилиндровой паровой турбины. Главными элементами турбины являются ее цилиндры: ЦВД цилиндр высокого давления; ЦСД – среднего давления; ЦНД – низкого давления, в турбинных ступенях которых происходят процессы преобразования теп-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 16 из 40
ловой энергии водяного пара. Каждый цилиндр состоит из корпуса и ротора.
Все корпуса имеют горизонтальный фланцевый разъем. В паровых турбинах
совокупность всех неподвижных ее частей принято называть статором, а вращающихся - ротором. Система роторов высокого давления (РВД), среднего
давления (РСД), низкого давления (РНД) совместно с роторами электрогенератора и возбудителя называется валопроводом турбоагрегата. Валопровод располагается в подшипниках, устанавливаемых в соответствующих корпусах.
Водяной пар из котельного агрегата энергоблока по главным паропроводам через стопорные и регулирующие клапаны поступает в проточную часть
ЦВД, после расширения в которой направляется на промежуточный перегрев.
После промперегрева пар через регулирующие клапаны направляется в проточную часть ЦСД и далее, через ресиверные трубы, в двухпоточный ЦНД. После
расширения в ЦНД водяной пар направляется в конденсатор турбоустановки, в
котором происходит его конденсация. Именно здесь имеет место основная потеря теплоты в турбоустановке. В проточной части турбины от первой до последней ее ступеней удельный объем водяного пара по мере понижения его
давления (в процессе расширения пара) увеличивается, что требует роста площадей проходных сечений проточной части турбинных ступеней. Это достигается увеличением размеров лопаточного аппарата этих ступеней. Например,
длина рабочих лопаток первой ступени ЦВД паровой турбины составляет (20 ÷
50) мм, а последней ЦНД может достигать значений (960 ÷ 1200) мм.
В процессе расширения водяного пара в турбинных ступенях соответствующих цилиндров турбины в роторе формируется крутящий момент, обеспечивающий вращение валопровода с заданной частотой n. В энергетических
турбинах ТЭС России частота вращения n=50 с-1 определяется частотой вырабатываемого в электрогенераторе электрического тока f=50 Гц. Для поддержания заданной частоты вращения при различных нагрузках паровая турбина
обеспечена системой автоматического регулирования.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 17 из 40
1 - трубопровод водяного пара к ЦВД; 2 - кожух; 3 - сервомотор
регулирующего клапана ЦСД; 4 - регулирующий клапан ЦСД; 5 - ротор
ЦСД (РСД); 6 - ресиверная труба, перепускающая пар из ЦСД в ЦНД; 7 левый радиальный (опорный) подшипник ЦНД; 8 - верхняя половина
корпуса ЦНД; 9 - паровпускная камера ЦНД; 10 - атмосферный клапан,
открывающий при недопустимом повышении давления в выходном
патрубке ЦНД; 11 - ротор ЦНД (РНД); 12 - полумуфта для присоединения
ротора электрогенератора; 13 - поверхности горизонтального разъема
корпусов цилиндров; 14 - выходной патрубок ЦНД, по которому водяной
пар направляется в конденсатор, расположенный под турбиной; 15 опорный пояс ЦНД; 16 - вкладыш правого радиального подшипника ЦНД;
17 - рабочие лопатки последней ступени ЦНД; 18 - нижняя половина
корпуса ЦНД; 19 - переднее концевое уплотнение ЦНД; 20 - вкладыш
левого радиального подшипника ЦНД; 21 - муфта, соединяющая роторы
ЦСД и ЦНД; 22 - выходной патрубок ЦСД; 23 - вкладыш правого
радиального подшипника ЦСД; 24 - нижняя половина корпуса ЦСД; 25 диски с решетками рабочих лопаток турбинных ступеней ЦСД; 26 паровпускная камера ЦСД; 27 - переднее концевое уплотнение ЦСД; 28 нижняя половина средней опоры валопровода; 29 - опорный вкладыш
среднего подшипника; 30 - гребень осевого (упорного) подшипника; 31 муфта, соединяющая роторы ЦВД и ЦСД; 32 - заднее концевое
уплотнение ЦВД; 33 - паровпускная камера для свежего пара; 34 фрагмент трубопровода водяного пара к ЦВД; 35 - внутренний корпус
ЦВД; 36 - верхняя фундаментная плита; 37 - выходной патрубок отвода
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 18 из 40
пара из ЦВД в трубопроводы промежуточного перегрева; 38 - выходная
камера ЦВД; 39 - нижняя половина внешнего корпуса ЦВД; 40 - переднее
концевое уплотнение ЦВД; 41 - нижняя половина корпуса передней
опоры ЦВД; 42 - вкладыш левого (переднего) радиального подшипника
ЦВД;43 - механизм управления турбиной; 44 - блок регулирования и
управления турбиной; 45 - передняя опора; 46 - корпус ЦВД; 47 - ротор
ЦВД (РВД)
Вопросы для самоконтроля
1 Что является целью изучения дисциплины «Турбины тепловых и атомных электростанций»?
2 Как классифицируют электрические станции?
3 В каком году и кем был предложен первый прототип аксиальной одноступенчатой турбины?
4 В каком году и кем была предложена конструкция первой реактивной
многоступенчатой турбины?
5 Перечислить основные этапы в развитии теплоэнергетики и турбостроения.
6 Как обозначаются паровые турбины?
7 Из каких составляющих складывается маркировка паровых турбин?
8 Из чего состоит паровая турбина?
9 Что называется статором турбины?
10 Что называется ротором турбины?
11 Что называется ступенью турбины?
12 Из чего состоит проточная часть турбины?
Лекция 2
Тема. Тепловой цикл паротурбинной установки и показатели экономичности. Особенности турбоустановок АЭС
Вопросы
1 Тепловой цикл паротурбинной установки ТЭС и показатель его термодинамической эффективности.
2 Энергетические показатели тепловой электростанции и общий баланс
теплоты и мощности для ее энергоблоков.
3 Абсолютные и относительные показатели экономичности турбин и турбоустановок.
4 Расходы водяного пара, теплоты и топлива для паротурбинной установки.
5 Влияние начальных и конечных параметров водяного пара на экономичность ТЭС.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 19 из 40
Вопрос 1. Тепловой цикл паротурбинной установки ТЭС и показатель его термодинамической эффективности.
Тепловой цикл паротурбинной установки ТЭС и показатель его термодинамической эффективности.
{Конспект лекции}
Энергетический процесс современных паротурбинных установок (ПТУ)
основан на использовании термодинамического цикла Ренкина с полной конденсацией отработавшего в турбине водяного пара. Принципиальная тепловая
схема теплоэнергетической установки, посредством которой реализуется данный цикл, представлена на рисунке 1. а на рисунке 2 приведен идеальный цикл
Ренкина в T,s-диаграмме. Обозначения термодинамических параметров в соответствующих узлах и точках цикла (давление р, МПа (кПа), температура t, °С) и
параметра теплового состояния рабочих сред (удельная энтальпия h, кДж/кг)
даны на представленных рисунках. Там же указаны расходы водяного пара G0,
кг/с и теплоты Q0, кДж/ч водяного пара.
Рисунок 1. Тепловая схема простейшей конденсационной ЭС.
Рисунок 2. Идеальный цикл ПТУ в T,S-диаграмме.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 20 из 40
Сокращенные обозначения основного оборудования ПТУ и краткая характеристика происходящих в ней процессов следующие:
- ПТ - паровая турбина, в проточной части которой в процессе расширения водяного пара его тепловая энергия преобразуется в механическую энергию вращающегося ротора с передачей на ротор электрогенератора (ЭГ) работы
турбины Lт (процесс 1-2). На рис. 2.3 теоретический процесс расширения пара в
турбине представлен в h,s-диаграмме отрезком "0-2t", определяющим располагаемый теплоперепад турбины Н0;
- К-р - конденсатор турбоустановки, в котором отработавший в турбине
водяной пар конденсируется при постоянном давлении р к и отдает теплоту QK
охлаждающей воде на рисунке 1 представлено как удельное количество теплоты q2, кДж/кг) - процесс 2-2';
- ПН - питательный насос, в котором осуществляется адиабатное сжатие
питательной воды (процесс 2'-3 при затрате работы LH на сжатие 1 кг воды);
- К - энергетический котел (далее котел), в котором в процессе подвода
Qc теплоты при сгорании органического топлива (на рис. 2.1 представлено как
удельное количество подводимой теплоты qv кДж/кг) осуществляется подогрев
питательной воды до температуры кипения (процесс 3-3'), ее испарение (процесс 3'-4) и перегрев водяного пара (процесс 4-1).
Рисунок 3. Процесс расширения водяного пара в проточной части паровой турбины.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 21 из 40
Эффективность цикла Ренкина с подводом - h Q - h n B и отводом q 2 = h 2 t
- h' K удельных количеств теплоты определяется его термическим КПД:
(1)
где h Q - энтальпия водяного пара перед турбиной (рисунок 3):
hпв - энтальпия питательной воды;
h 2 t - энтальпия пара после турбины для условий изоэнтропийного расширения в
ее проточной части; h' K - энтальпия конденсата за конденсатором ПТУ;
H 0 =h 0 - h 2 t - располагаемый теплоперепад турбины:
Н п н = h n B - h' K - подогрев питательной воды в адиабатном процессе ее сжатия,
который эквивалентен работе, затрачиваемой на повышение давления в питательном насосе; Q'0 = h Q - h' - расход теплоты на турбину без учета подогрева
воды в данном насосе.
Термический КПД цикла без учета подогрева воды в питательном
насосе:
(2)
Термический КПД идеальной паротурбинной установки можно выразить
и через отношение полезной теоретической работы 1 кг водяного пара в цикле к
теплоте, переданной 1 кг рабочей среды в котле, следующим образом:
(3)
Располагаемый теплоперепад турбины Н0 расходуется на производство
электроэнергии и приводные двигатели установок собственных нужд, среди которых основной составляющей является расход энергии на привод питательного насоса.
Реализация рассмотренного цикла применительно к энергоблоку с турбоустановкой К-210-12,8 ЛМЗ показана на основе принципиальной тепловой схемы на рисунке 4. В реальных ЭС с блочной структурой оборудования в состав
тепловой схемы кроме основных агрегатов (котел, паровая турбина, электрический генератор) входят: конденсатор, регенеративные подогреватели высокого
давления (П1, П2, ПЗ); питательная установка, включающая питательные и бустерные насосы и их привод; деаэратор питательной воды (ДПВ); регенеративные подогреватели низкого давления (П4, П5, Пб, П7); испарительная установка (И) с соответствующим оборудованием (ДИ, КИ1, КИ2); конденсатные (KHI,
KHII) и дренажные насосы; охладители эжекторов (ОЭ) и уплотнений (ОУ), а
также трубопроводы и регулирующие органы. Внешний вид турбоагрегата К210-12,8 ЛМЗ показан на рисунке 5.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 22 из 40
Рисунок 4. Принципиальная тепловая схема энергоблока с турбоустановкой
К-210-12,8 ЛМЗ
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 23 из 40
Рисунок 5. Внешний вид турбоагрегата К-210-12,8 ЛМЗ.
Принципиальная тепловая схема энергоблока теплоэлектроцентрали (рисунок 6) имеет ряд особенностей, определяемых наличием промышленного и
отопительного отборов водяного пара из турбины, а также сетевой подогревательной установки.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 24 из 40
Рисунок 5. Принципиальная тепловая схема ТЭЦ с турбоустановкой
ПТ-135/165-12,8/1,5 ТМЗ
&&&
$$$002-002-002$3.2.2.2 Энергетические показатели тепловой электростанции и общий баланс теплоты и мощности для ее энергоблоков.
{Конспект лекции}
Основным показателем энергетической эффективности конденсационной
электростанции является коэффициент полезного действия по отпуску электрической энергии, называемый абсолютным электрическим КПД (КПД "нетто"):
(1)
где Э - выработанная электроэнергия;
Qc, кДж/ч - затраченная энергия (теплота сожженного топлива);
Эсн = Эсн/Э - Доля электроэнергии на собственные нужды станции (4-6%).
Выражение (1), записанное для часового промежутка времени, имеет вид:
(2)
где Nэ, кВт - электрическая мощность турбоагрегатов. Показатель КПД
"нетто" используется при решении реальных задач планирования работы и отчетности электростанции. В анализе энергетической эффективности процесса
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 25 из 40
выработки электроэнергии используется КПД "брутто" (ηэсбр = ηЭНТ/(1 - Эсн )),
который для часового промежутка времени имеет выражение:
(3)
Коэффициент полезного действия по производству электроэнергии энергоблоком зависит от эффективности его основных элементов - котла, турбоагрегата, регенеративной системы, конденсационной установки, а также сложной системы трубопроводов. На рисунке 1 для конденсационной электростанции представлена схема, определяющая общий баланс теплоты и мощности ее
энергоблока при расходе теплоты топлива B-QpH = Qc (6 - расход топлива, кг/с;
QpH - его низшая теплотворная способность, кДж/кг) на создание электрической
мощности Nэ в электрогенераторе.
Рисунок 1. Схема баланса теплоты и мощности для конденсационных ПТУ.
Здесь расход теплоты на турбоустановку:
(4)
где NЭ = /NЭ6p - электрическая мощность турбоагрегата; ΔNэг - потери
мощности в электрическом генераторе;
ΔNмех - механические потери в турбоагрегате;
ΔNi - внутренние потери в паровой турбине;
Ni - внутренняя мощность турбоагрегата;
N0 - теоретическая мощность турбоагрегата;
ΔQK - потери теплоты с охлаждающей водой конденсатора турбоустановки.
Тепловая нагрузка парового котла QK = QT + QTp, где QTp - потери теплоты
в окружающую среду при транспортировке рабочих сред в трубопроводах.
Теплота Qc = QK + ΔQПK, выделяемая при сгорании топлива, расходуется в паровом котле на формирование тепловой энергии водяного пара и покрытие потерь ΔQПK в нем.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 26 из 40
Абсолютный электрический КПД турбоустановки для часового промежутка времени при расходе теплоты Q , кДж/ч равен:
(5)
КПД котла при его тепловой нагрузке QK определяется по соотношению
qK = Qк/Qс. Потери теплоты в котле с физической теплотой уходящих газов, от
химической и механической неполноты сгорания топлива, при удалении жидких шлаков определяют диапазон значений ηK = 0,94-0,90.
КПД трубопроводов (транспортировки теплоты) qTp = QT/QK. Значение qjp
= 0,99-0,98 без учета потерь свежего пара и воды при их транспортировке
определяется различием — параметров рабочих сред у котла и турбины. Из-за
аэродинамических сопротивлений главного паропровода, средств измерения
расхода пара и различного рода запорных и регулирующих органов давление
водяного пара перед турбиной обычно на 1 - 1,5 МПа меньше, чем давление пара за котлом, а температура ниже приблизительно на 5°С. С учетом представленных КПД выражение 3 принимает следующий вид:
(6)
Электрическая мощность турбоагрегата связана с эффективной мощностью N выражением N3 = Ne-ηэг, где электрический КПД генератора учитывает
потери ΔNэг мощности в нем. Эффективная мощность связана с внутренней
мощностью Ni выражением Ne = Ni /ηмех, где механический КПД учитывает потери на трение в подшипниках валопровода турбоагрегата и затраты энергии в
системах регулирования и маслоснабжения. Электрическая мощность Nэнт
определяет отпущенную в энергосистему электрическую энергию с учетом ее
затрат на собственные нужды станции. Без учета таких затрат электрическая
мощность определяется как Nэбр.
На рисунке 2 представлен процесс расширения водяного пара в проточной части паровой турбины Внутренняя мощность Ni связана с располагаемой
(теоретической) мощностью N0 соотношением Ni = N0ηoi, где внутренний относительный КПД турбины ηoi характеризует степень совершенства ее проточной
части в процессе преобразования тепловой энергии водяного пара в механическую энергию вращающегося ротора. С учетом этого КПД действительный
теплоперепад на турбину Нo = H0ηoi. В свою очередь, с учетом дросселирования
водяного пара в стопорных и регулирующих клапанах турбины, определяемого
коэффициентом дросселирования удр = Н'0/Н0, внутренний относительный КПД
ηoi = удр η'oi- Здесь η'oi = Нo/Н' - КПД проточной части турбины с учетом потерь
энергии с выходной скоростью в последней ступени ЦНД.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 27 из 40
Рисунок 2. Представление процесса расширения водяного пара в проточной
части турбины с учетом дросселирования в стопорных и регулировочных клапанах.
В итоге для секундного промежутка времени КПД брутто электростанции
(7)
(энергоблока):
Наибольшее влияние на КПД электростанции оказывает КПД турбоустановки, учитывающий основную потерю теплоты в цикле производства электроэнергии - потерю ΔQK с охлаждающей водой конденсатора при конденсациии
отработавшего в турбине водяного пара. Процесс конденсации осуществляется
при очень низком давлении рк = 3-6 кПа (его называют разрежением, поскольку
оно много меньше атмосферного давления ра = 98 - 102 кПа). Следовательно,
при данных условиях водяной пар за турбиной обладает крайне низкой работоспособностью.
&&&
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 28 из 40
$$$002-002-003$3.2.2.3 Абсолютные и относительные показатели экономичности турбин и турбоустановок.
{Конспект лекции}
В реальном процессе расширения водяного пара при наличии различного
рода потерь в проточной части турбины значение действительной работы LT
меньше теоретического значения. В h,s-диаграмме теоретический и реальный
процессы представляются, соответственно, отрезками изоэнтропийного и реального (с ростом энтропии) расширения водяного пара. При этом для характеристики реального процесса расширения ранее введено понятие использованного теплоперепада турбины Hi = hQ - hK, а для оценки совершенства проточной
части турбины - относительный внутренний КПД турбины:
(1)
С учетом расхода водяного пара G, кг/с, ηoi = Ni/No, где Ni = GНi - внутренняя мощность турбины, a No = G Ho - ее теоретическая мощность.
Отношение использованного теплоперепада Hi к теплоте, подведенной 1
кг рабочей среды в котле, называют абсолютным внутренним КПД турбоустановки: ηi = Hi/q1.
С учетом ηмех относительный эффективный КПД турбины rjOQ = а абсолютный эффективный КПД турбоустановки ηoe = ηoi ηмех в свою очередь, с учетом потерь в электрогенераторе относительный электрический КПД турбоагрегата:
(2)
(3)
Тогда абсолютный электрический КПД турбоустановки:
Этот показатель экономичности свидетельствует о том, что для повышения экономичности паротурбинной установки следует увеличивать термический КПД цикла (за счет роста разности средних температур, определяющих
процессы подвода теплоты в котле и отвода теплоты в конденсаторе), совершенствовать проточную часть турбины, а также сокращать потери механические и в электрическом генераторе.
Следует помнить, что абсолютные КПД характеризуют эффективность
преобразования в цикле ПТУ теплоты в работу с учетом потери теплоты в конденсаторе турбоустановки, а относительные КПД (включая ηмех, ηЭГ, а также ηk
и ηтр) характеризуют степень совершенства соответствующего оборудования
электростанции. В таблице 1, помимо названных КПД, приведены выражения
для определения следующих видов мощности: N0 - теоретической мощности; Ni
- внутренней мощности; Nе - эффективной, a NЭ - электрической мощности тур-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 29 из 40
боагрегата. Номенклатура показателей экономичности для паровых турбин регламентирована ГОСТ 4.424-86
Таблица 1. КПД и мощности турбоагрегатов паротурбинных установок.
&&&
$$$002-002-003$3.2.2.4 Расходы водяного пара, теплоты и топлива для
паротурбинной установки.
{Конспект лекции}
Расход рабочей среды (свежего пара) для конденсационной паротурбинной установки определяется из выражения
(1)
В случае использования в цикле промежуточного перегрева водяного пара
в выражении вместо общего теплоперепада Н0 паровой турбины записываются
теплоперепады ее частей высокого давления (до промперегрева) и низкого давления (после промперегрева).
Одним из показателей эффективности турбоустановки и ее технического
совершенства является удельный расход пара для выработки 1 кВт∙ч электроэнергии
(2)
Здесь G0, кг/ч - расход водяного пара в конденсационную турбину мощностью NЭ, кВт, Σ(Н0ηО1) - сумма использованных теплоперепадов для соответствующих цилиндров паровой турбины (высокого (ЦВД), среднего (ЦСД) и
низкого (ЦНД) давлений). Для современных паровых турбин ηЦВД = 0,84 - 0,86,
ηЦСД = 0,92 – 0,94, η0iЦНД = 0,82 _ 0,84
Важнейшим показателем энергетической эффективности турбоустановки
является удельный расход теплоты на выработку 1 кВт∙ч электроэнергии
(3)
Именно этот показатель в качестве гарантии тепловой экономичности турбоустановки указывают заводы-изготовители, а ГОСТ определяет допускаемое
значение ηтубр = 7555 кДж/(кВт∙ч), для которого ηэт = 0,4766.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 30 из 40
Удельный расход теплоты для электростанции (энергоблока):
(4)
Поскольку 1 кВт = 1 кДж/с, то удельный расход теплоты ηЭ = 1/ηэ.
Для сопоставимости тепловой экономичности электростанций (энергоблоков) с различными видами топлива принято определять удельный расход
условного топлива с теплотой сгорания 29308 кДж/кг (7000 ккал/кг). В этом
случае удельный расход условного топлива:
(5)
Тогда расход топлива для часового периода времени Ву = by- N3, кг/ч, а
для любого промежутка времени Ву = bу-NЭ, кг. Обычно используют удельный
расход топлива, выраженный в г/(кВт∙ч):
(6)
&&&
$$$002-002-003$3.2.2.5 Влияние начальных и конечных параметров водяного пара на экономичность ТЭС.
{Конспект лекции}
Повышение начальных параметров водяного пара в турбоустановке (рисунок 1) позволяющее увеличивать КПД цикла и располагаемый теплоперепад
турбины, является одним из основных источников экономии топлива на ТЭС.
Энергетическая эффективность повышения начальной температуры Т0 пара
следует из оценки КПД идеального цикла Карно ηK = 1 -Tк/T0. Повышение
начального давления р0 пара, как правило, способствует повышению КПД цикла. Исключение составляет околокритическая область состояний водяного пара,
в которой может наблюдаться обратная зависимость - снижение КПД. Из термодинамических соображений наиболее эффективно одновременное повышение начальной температуры и начального давления водяного пара. Повышение
начального давления позволяет увеличить мощность турбоагрегата при его допустимых габаритных характеристиках, так как при увеличении плотности водяного пара возможен рост его массового расхода и совершаемой в проточной
части турбины работы. С повышением температуры и уменьшением плотности
пара (ростом его удельного объема) увеличиваются высоты лопаток турбинных
ступеней и уменьшаются потери в них, сокращаются относительные потери изза протечек пара через зазоры турбинной ступени, снижается конечная влажность рабочей среды, что способствует росту значений ηoi. В свою очередь повышение начального давления водяного пара действует по отношению к показанным факторам влияния на эффективность в обратном направлении. Следует
понимать, что в результате действия рассмотренных эффектов максимальные
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 31 из 40
значения ηi смещаются в сторону меньших значений начального давления по
сравнению с максимумами ηt.
Влияние начального давления р0. На рисунке 1 (а) представлены циклы
Ренкина для ПТУ при двух уровнях подвода теплоты, определяемых температурами насыщения Т'0 и Т01 (Т0 = const, Тк = const). Повышение температуры
насыщения здесь достигается ростом начального давления водяного пара р0.
Там же показаны эквивалентные по экономичности циклы Карно с соответствующими эквивалентными температурами Тэ и Тэ1. Видно, что с ростом Тэ
абсолютный КПД цикла увеличивается: ηt = ηk = (Тэ-Тк)/Тэ. Но следует принимать во внимание, что по мере роста начального давления эквивалентная температура Тэ вначале растет, а затем, из-за увеличения доли подводимой теплоты, затрачиваемой на нагрев воды до температуры насыщения, этот рост замедляется. При этом максимум rjt достигается при более высоком давлении р0, чем
максимум теплоперепада HQ. На рисунке 1 (б) представлено изменение располагаемого теплоперепада турбины в зависимости от начального давления (энтальпия свежего пара hQ при его неизменной начальной температуре (t0 = const)
с ростом давления р0 понижается). На рисунке 1 (г) показано влияние начального давления на абсолютный КПД идеального цикла при рк = 4 кПа.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 32 из 40
Рисунок 1. Влияние давления (а, б, г) и температуры (в) на термический КПД
цикла ПТУ.
Главные особенности влияния начального давления в цикле ПТУ:
- максимум термического КПД достигается при более высоком давлении
р0, чем максимум теплоперепада H0;
- рост давления р0 при tQ = const приводит к увеличению степени влажности у2 водяного пара в последних ступенях турбины;
- для поддержания допустимого уровня влажности (у2 = 12-13%) необходимо с ростом начального давления одновременно повышать и начальную температуру, либо применять
- промежуточный перегрев в турбоустановке.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 33 из 40
Рост начальной температуры T0 приводит к увеличению эквивалентной
(средней) температуры расход водяного подвода теплоты в цикле от Тэ до Тэ1 и
соответствующему увеличению его КПД (рисунок 1 (в)). С ростом Т0 уменьшается степень влажности водяного пара в последних ступенях ЦНД паровой турбины, что способствует росту ее экономичности (г?ы). На рисунке 1 (г) показано влияние t0 на абсолютный КПД идеального цикла при рк = const. Сегодня, с
разработкой жаропрочных сталей, возможно увеличение начальной температуры водяного пара в ПТУ до 580-600°С.
•
Влияние конечного давления рк. Уменьшение давления отработавшего в
турбине пара при неизменных начальных его параметрах вызывает понижение
температуры конденсации и, следовательно, температуры Тк, при которой отводится теплота в цикле (охлаждающей воде в конденсаторе ПТУ). Поэтому
повышается как располагаемый теплоперепад турбины H0, так и термический
КПД цикла. Предел понижения давления рк определяется соответствующей ему
температурой насыщения, которая должна быть не ниже температуры окружающей среды. В противном случае не возможна передача теплоты, выделяющейся при конденсации водяного пара. Температура насыщения отработавшего
пара определяется температурой охлаждающей воды на входе в конденсатор, ее
нагревом и температурным напором. Температура охлаждающей воды tlB зависит от типа водоснабжения конденсатора турбоустановки и климатических
условий места расположения ТЭС. Нагрев охлаждающей воды определяется
разностью энтальпий отработавшего пара и его конденсата, а также кратностью
охлаждения конденсатора.
Потенциал совершенствования параметров термодинамических циклов современных и перспективных ПТУ представлен в таблице 1. Там же показана
оценка повышения КПД ТУ от использования двух ступеней промежуточного
перегрева водяного пара.
Таблица 1. Повышение экономичности турбоустановки при изменении параметров её термодинамического цикла.
Вопросы для самоконтроля
1 Какой цикл является основным для паротурбинной установки ТЭС?
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 34 из 40
2 Какой величиной оценивается эффективность основного цикла паротурбинной установки?
3 Из чего состоит простейшая теплосиловая установка?
4 Изобразить принципиальную схему паротурбинной установки.
5 Изобразить цикл паротурбинной установки в термодинамических диаграммах.
6 Из чего складывается баланс теплоты для энергоблоков тепловой электростанции?
7 Из чего складывается баланс мощности для энергоблоков тепловой
электростанции?
8 Каковы абсолютные и относительные показатели экономичности турбин и турбоустановок?
9 Как определяют расход водяного пара для паротурбинной установки?
10 Как определяют расход теплоты для паротурбинной установки?
11 Как определяют расход топлива для паротурбинной установки?
12 Как влияют начальные параметры пара на экономичность ТЭС?
13 Как влияют конечные параметры пара на экономичность ТЭС?
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 35 из 40
Лекция 3
Тема. Роль промежуточного перегрева водяного пара и регенеративного подогрева питательной воды в турбоустановках.
Вопросы
1 Промежуточный перегрев водяного пара в паротурбинных установках.
2 Регенеративный подогрев питательной воды в турбоустановках.
3 Комбинированная выработка теплоты и электрической энергии на ТЭЦ.
Вопрос №1 Промежуточный перегрев водяного пара в паротурбинных
установках
Парные значения начальных параметров t0, р0, водяного пара, при которых
в процессе расширения в проточной части турбины обеспечивается заданное
значение конечной степени влажности у2, называют сопряженными начальными параметрами.
В отечественных турбоустановках, а также за рубежом, при начальной
температуре выше t0 540 0С применяют начальные давления водяного пара
14,0 и 24,0 МПа без превышения допустимой степени влажности. Это достигается применением промежуточного перегрева, когда пар после расширения в
ЦВД турбины направляется в котел для вторичного перегрева до температуры
tпп. Итак, применение промежуточного перегрева позволяет в энергоблоках
ТЭС повышать начальное давление пара при неизменной начальной температуре с сохранением умеренной конечной влажности в турбине.
На рисунке 4 представлены схема газового промперегрева (рисунок 4,а),
тепловой цикл в Т,s-диаграмме (рисунок 4,б) и процесс расширения водяного
пара в h,s-диаграмме для паротурбинной установки (рисунок 4,в). Цикл с промежуточным перегревом пара (рисунок 4,б) можно рассматривать как сочетание двух циклов, первый из которых 1а1аbde21 является основным, а второй
2ee1fg32 – дополнительным. Видно, что если эквивалентная температура Тэ,пп
дополнительного цикла выше Тэ основного цикла, то КПД общего цикла возрастает. При этом увеличивается и oiЧНД из-за меньшего влияния влажности
на экономичность последних ступеней части низкого давления турбины (ЧНД).
Внутренний абсолютный КПД турбоустановки с промежуточным перегревом
выражается следующим образом:
i
пп

(h0  h1t ) oi
ЧВД
 (hпп  hкt ) oi
(h0  hк )  (hпп  h1t )
1
ЧНД
,
(1)
где соответствующие значения oi определяют совершенство проточной
части высокого давления турбины (до промперегрева) и проточной части низкого давления (после промперегрева). Знаменатель в (1) представляет количество теплоты, подводимой в котле и промежуточном перегревателе к 1 кг пара.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 36 из 40
Рисунок 4. Тепловая схема ПТУ с промежуточным перегревом водяного
пара (а), тепловой цикл (б) и процесс расширения (в) для паровой турбины
Потери давления во всем тракте промежуточного перегрева пара допускаются не выше 10 % от давления рпп, которое выбирают в диапазоне рпп=(0,15 ÷
0,25)р0. Обычно в отечественной теплоэнергетике принимают tпп=t0. В современных турбоустановках промежуточный перегрев используется в энергоблоках мощностью более 150 МВт. Выигрыш от использования промперегрева с
учетом роста эффективности ЦНД турбины достигает (4 ÷ 5) %.
Вопрос №2 Регенеративный подогрев питательной воды в турбоустановках
В паротурбинных установках используется регенеративный подогрев питательной воды паром, отбираемым из нескольких промежуточных ступеней
турбины, до которых он совершил определенную работу при расширении от
давления р0 до давления отбора ротб. Такой подогрев требует относительно небольших затрат теплоты и его можно рассматривать как тепловое потребление
в комбинированном цикле. При этом получают существенный выигрыш в экономичности, пропорциональный мощности, вырабатываемой на тепловом потреблении. Следует помнить, что потери теплоты с охлаждающей водой в конденсаторе турбоустановки пропорциональны количеству отработавшего пара в
турбине, поступающему в конденсатор. Поэтому организация отбора водяного
пара и сокращение его расхода в конденсатор (до 30 ÷ 40 %) экономически выгодно.
В регенеративных подогревателях тепловой схемы ТЭС происходит нагрев
сначала конденсата отработавшего пара в подогревателях низкого давления
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 37 из 40
(ПНД) с температуры насыщения tк1, определяемой давлением в конденсаторе
рк, до температуры насыщения, определяемой давлением в деаэраторе рд, а затем питательной воды до tпв в подогревателях высокого давления (ПВД). В итоге регенеративный цикл по сравнению с обычным циклом имеет более высокую
среднюю температуру подвода теплоты при той же температуре отвода и поэтому обладает более высоким термическим КПД. При этом количество теплоты на регенерацию зависит от разности температур tпв-tк1 и практически не зависит от числа отборов пара в турбине. Однако ее электрическая мощность существенно зависит от числа отборов и распределения ступеней нагрева в подогревателях. Максимальная мощность соответствует бесконечно большому числу отборов, а минимальная – одному. В практике применяют ограниченное
число подогревателей (не более 9), поскольку с ростом числа ступеней подогрева растет стоимость регенеративной установки. Поскольку в регенеративной
системе подогрев воды до температуры насыщения to1, соответствующей давлению р0, приводит к росту потерь теплоты с уходящими из котла дымовыми
газами, то принято выбирать значения tпв=(0,65 ÷ 0,75)t01. Например, при
р0=23,5 МПа tпв265 ÷ 274 0С, а при р0=12,75 МПа tпв230 0С. Влияние числа
регенеративных подогревателей z на относительный выигрыш в удельном расходе теплоты для ПТУ без промперегрева и с ним показано на рисунке 5,а и рисунок 5,б.
а)
б)
Рисунок 5. Изменение удельного расхода теплоты энергоблока в зависимости от числа регенеративных отборов в турбоустановке без промперегрева (а) и
с промперегревом (б)
На рисунке 6 представлен пример тепловой схемы энергоблока с конденсационной турбиной К-800-23,5-5 ЛМЗ, в которой реализована восьмиступенчатая система регенеративного подогрева питательной воды и основного конденсата, состоящая из четырех ПНД, деаэратора и трех ПВД, выполненных в
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 38 из 40
две нитки. Перегретый пар из котла 1 по двум главным паропроводам направляется в ЦВД турбины (р0=23,5 МПа, t0=540 0С, G0=680 кг/с), в котором имеет
место отбор в ПВД-8. Отбор пара в ПВД-7 организован из холодных ниток
промперегрева. После промперегрева пар с параметрами рпп=3,8 МПа, tпп=540
0
С направляется в ЦСД турбины (перед клапанами ЦСД р0=3,43 МПа), в проточной части которого сформированы три камеры отбора.
1 - котел ТГМП-204; 2 – цилиндры высокого, среднего и низкого давлений
паровой турбины К-800-23,5; 3 - электрогенератор ТВВ-800-2; 4 - конденсаторы; 5 - деаэратор; 6—8 – подогреватели высокого давления (ПВД); 9, 11 - подогреватели сальниковые; 10, 12 – подогреватели низкого давления (ПНД) смешивающего типа; 13, 14 – ПНД поверхностного типа; 15-17 – элементы испарителей; 18, 19 – подогреватели сетевой воды; 20 – бустерный насос питательного
насоса; 21 – основной питательный насос с турбоприводом (ПТН); 22-24 – конденсатные насосы; 25 – турбопривод питательного насоса (ПН); 26 – конденсатор турбопривода ПН; 27 – обессоливающая установка
Рисунок 6. Тепловая схема турбоустановки Nэ=800 МВт (р0=23,5 МПа,
t0=540 0С, tпп=540 0С)
Пар из первого отбора обеспечивает подогрев питательной воды в ПВД-6 и
работу турбоприводов (паровых турбин 25) питательных насосов (ПТН 21 с
давлением в напорном патрубке 34,3 МПа). В качестве турбопривода применяется паровая турбина К-17-15П КТЗ с номинальной мощностью 17,15 МВт при
начальных параметрах водяного пара р0=1,44 МПа, t0=422 0С, расходе пара
G0=20,2 кг/с и давлении в конденсаторе рк=6,86 кПа. Частота вращения ротора
этой турбины n=77,75 с-1 (4665 об/мин). Из второго отбора ЦСД пар направляется в деаэратор 5, а из третьего ПНД в ПНД-4 (14). Последний отбор пара из
ЦСД организован из перепускной трубы в ЦНД турбоустановки и связан с
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 39 из 40
ПНД-3 (13). Подогреватели низкого давления ПНД-1 (10) и ПНД-2 (12) – смешивающего типа, выполнены по схеме с перекачивающими насосами. Слив
конденсата греющего пара из ПВД – каскадный, а после ПВД-6 слив производится в деаэратор.
Основной конденсат из конденсатора (4) турбоустановки (рк=3,43 кПа)
конденсатными насосами 1-й ступени (22) направляется в блочную обессоливающую установку (27) и далее, в сальниковый подогреватель СП-1 (9). В
сальниковом подогревателе для нагрева основного конденсата используется
теплота паровоздушной смеси, поступающей из каминных камер концевых
уплотнений турбины. После СП-1 конденсат движется в ПНД-1 и откачивается
из него в ПНД-2 конденсатными насосами 2-й ступени (23). На участке основного конденсата между ПНД-1 и ПНД-2 установлен сальниковый подогреватель поверхностного типа СП-2 (11), предназначенный для охлаждения и конденсации пара, отводимого из промежуточных камер концевых уплотнений
ЦВД турбины. Из ПНД-2 конденсат откачивается конденсатными насосами 3-й
ступени (24) и направляется через подогреватели ПНД-3 и ПНД-4 в деаэратор.
На тепловой схеме представлены также: испарительная установка (15 ÷ 17), подогреватели сетевой воды (18, 19), бустерные насосы (20) и конденсаторы (26)
паровых турбин (25) питательных насосов (21). Обе группы ПВД рассчитаны
для нагрева питательной воды до tпв=2740С с ее расходом, составляющим 105 %
от максимального расхода водяного пара в паровую турбину (G0,мах=736 кг/с).
Расчетный удельный расход теплоты на выработку электроэнергии при номинальных расходе и параметрах водяного пара в турбоустановке qэбр=7647
кДж/(кВтч).
Одна из перспектив повышения эффективности тепловых электростанций
определена использованием сверхвысоких параметров (СВП) водяного пара.
Эти параметры по мере создания и освоения улучшенных жаропрочных сталей
могут достигать значений по температуре t0=590 ÷ 600 0C, а по давлению р0=28
÷ 33 МПа. Использование таких энергоблоков позволит получить в зависимости от числа ступеней промперегрева и уровня температур t0/tпп эснт=44,9 ÷
45,9 %. Так, например, при давлении р0=29 МПа и t0/tпп=580/580 0С эснт=44,94
%, а при t0/tпп1/tпп2=580/590/600 0С эснт=45,67 %.
Вопрос №3 Комбинированная выработка теплоты и электрической
энергии на ТЭЦ
Одновременная выработка электрической энергии и теплоты в паротурбинной установке называется комбинированной. Выработку на ТЭС тепловой
энергии для бытовых и технологических нужд внешних потребителей за счет
использования отработавшего в турбине водяного пара на базе централизованного теплоснабжения называют теплофикацией. Теплофикация является важнейшим средством снижения удельного расхода топлива на тепловых электрических станциях, которые называют теплоэлектроцентралями (ТЭЦ). Тепловая
схема ТЭЦ с турбиной, имеющей регулируемый отбор водяного пара, пред-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 40 из 40
ставлена на рисунке 7. В таких установках выработка электрической энергии и
отпуск теплоты внешнему потребителю (ТП) могут изменяться в достаточно
широких пределах независимо друг от друга. При существенном понижении
электрической нагрузки, а также при останове турбины, часть пара к тепловому
потребителю может направляться через редукционно-охладительную установку
(РОУ). Применяемые на ТЭЦ паровые турбины обычно имеют от одного (турбины типа Т и П) до трех регулируемых отборов, из которых два являются теплофикационными, а один - производственным (турбины типа ПТ). Кроме того,
для удовлетворения тепловых нужд потребителя с повышенным давлением
применяются паровые турбины с противодавлением типа Р. В таких установках
одновременно с выработкой электроэнергии почти вся теплота отработавшего
пара в турбине используется для нужд тепловых потребителей.
Рисунок 7. Тепловая схема ТЭЦ
В качестве примера на рисунке 8 приведена упрощенная тепловая
схема турбоустановки Т-250/300-23,5 с элементами теплофикационной части
(сетевыми подогревателями).
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 41 из 40
1 - сетевые насосы; 2, 3 - верхний и нижний сетевые подогреватели; 4 дренажные насосы сетевых подогревателей; 5 - обратная сетевая вода; 6 - конденсатный насос; 7 - сливные насосы; 8 – подогреватели низкого давления; 9 питательный турбонасос; 10 – подогреватели высокого давления
Рисунок 8. Принципиальная тепловая схема турбоустановки Т-250/30023,5-5:
Вопросы для самоконтроля
1 Где осуществляется промежуточный перегрев пара в паротурбинной
установке?
2 Куда направляется пар после промежуточного перегрева?
3 В результате какого процесса осуществляется промежуточный перегрев
пара?
4 Изобразить принципиальную схему паротурбинной установки с промежуточным перегревом пара.
5 Изобразить цикл с промежуточным перегревом пара в термодинамических диаграммах.
6 Как влияет промежуточный перегрев пара на работу паротурбинной
установки?
7 Какой подогрев воды называется регенеративным?
8 Где осуществляется регенеративный подогрев питательной воды в паротурбинной установке?
9 Изобразить принципиальную схему паротурбинной установки с регенеративным подогревом питательной воды.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 42 из 40
10 Как влияет регенерация на эффективность работы паротурбинной
установки?
11 Как осуществляется комбинированная выработка теплоты и электрической энергии на ТЭЦ?
12 Что называется теплофикацией?
13 Изобразить принципиальную схему установки для комбинированной
выработки теплоты и электрической энергии.
Лекция 4
Тема. Процесс расширения водяного пара в турбинной ступени
Вопросы
1 Основные уравнения и формулы, используемые для расчета движения
водяного пара в проточной части турбинных ступеней.
3 Тепловая диаграмма процесса расширения в турбинной ступени.
4 Степень реактивности турбинной ступени.
5 Расчет треугольников скоростей.
Вопрос №1. Основные уравнения и формулы, используемые для расчета движения водяного пара в проточной части турбинных ступеней
В практике расчетов проточной части паровых турбин зачастую применяют уравнения газовой динамики для одномерного движения сжимаемой среды.
При этом делается предположение о постоянстве значений давления, температуры, плотности и скорости в поперечном сечении рассматриваемого течения.
Простейшим и широко используемым в решении многих инженерных и технических задач является случай одномерного установившегося течения с постоянной энтропией. В основе этих решений лежит применение системы уравнений неразрывности, количества движения и энергии, а также уравнения состояния для изоэнтропийного течения газа
pv x  const ,
(2)
где р, Па и v, м3/кг – соответственно, давление и удельный объем рабочей
среды, х=ср/сv - показатель изоэнтропы, значение которого в расчетах перегретого водяного пара можно принимать равным хпп=1,3, а для сухого насыщенного – хнас=1,135.
Уравнение неразрывности одномерного движения при отсутствии массообмена с внешней средой (dG/G=0) выражается формулами массового G, кг/с и
объемного Q, м3/с расходов:
(3)
G=сF=cF/v;
Q=Gv=сF,
где с, м/с – скорость движения среды в рассматриваемом сечении канала,
2
F, м – площадь поперечного сечения канала.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 43 из 40
Так, для каналов турбинных решеток используется выражение Gvt=сtF,
где =G/Gt - коэффициент расхода, учитывающий различие между действительным G и теоретическим Gt значениями расхода водяного пара через канал
(индекс «t» определяет теоретические значения скорости с и удельного объема
v водяного пара при его изоэнтропийном процессе расширения).
Уравнение сохранения энергии для совершенного (идеального) газа при
введении параметров торможения ( p, T , v ) и энтальпии h представляется в различных формах:
x
x
(4)
0,5c 2  h  h;
0,5c 2  c T  c T ;
0,5c 2 
pv 
pv
p
x 1
p
x 1
В (4) энтальпия h определяется по статическим значениям параметров р и
Т.
С использованием скорости звука а (скорости распространения слабых
возмущений в упругой среде) и критической скорости а (скорости потока, равной местной скорости звука) запись уравнения сохранения энергии следующая:
2
(5)
a2
x  1 a*
2
0,5c 
x 1

x 1 2
,
Значение газовой постоянной для перегретого пара по модели совершенного газа допускается принимать равным R=464 кДж/(кгК).
Формула массового расхода с использованием функции расхода q приобретает вид:
(6)
G  AqF p 0 / T 0 ,
где для перегретого пара значение коэффициента А=0,0311(кгК/Дж)0,5,  коэффициент расхода, F – площадь поперечного сечения канала, p 0 ,T 0 - давление и температура заторможенного потока на входе в канал. Следует помнить,
что при относительном давлении =р/р0 меньшем или равном его критического
значения  (для перегретого водяного пара =0,5457) в канале реализуется
критический расход среды G, который является максимальным для заданного
значения давления р0 на входе в канал. При  значение функции расхода q=1 и
тогда по формуле (6) определяется значение G.
При рассмотрении процессов в турбинных ступенях для оценки режимов
движения водяного пара используется число Маха М=с/а. Дозвуковые режимы
течения определяются значениями М1, критический режим – М=1, а сверхзвуковые - М1.
Вопрос №2. Конструкция турбинной ступени осевого типа и процессы
преобразования энергии в ней
Процессы преобразования тепловой энергии водяного пара в механическую работу вращающегося ротора паровой турбины осуществляется в ее турбинных ступенях. Ступень осевого типа (рисунок 9) состоит из неподвижной
диафрагмы 1 с кольцевой решеткой сопловых лопаток 2 и вращающегося диска
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 44 из 40
5 с решеткой рабочих лопаток 4. Профили соответствующих лопаток и межлопаточные каналы решеток показаны на развертке цилиндрического сечения по
среднему диаметру dср ступени. Диафрагма устанавливается в расточке корпуса
или обоймы 3, а диск является элементом ротора 6. Уплотнение 7 кольцевой
щели между диафрагмой и поверхностью ротора называют диафрагменным. В
свою очередь уплотнение 8 периферийного зазора над рабочей решеткой называют надбандажным.
В сопловых каналах при расширении водяного пара от давления р0 до давления р1 тепловая энергия преобразуется в кинетическую, в результате чего за
сопловой решеткой среда приобретает скорость с1 (абсолютная скорость растет
от с0 до с1), направление которой по отношению к фронту решетки определяется углом 1 (рисунок 10). В межлопаточных каналах рабочей решетки при повороте потока и дальнейшем расширении пара до давления р2 ее кинетическая
энергия преобразуется в механическую. При обтекании рабочих лопаток с криволинейным профилем (при повороте потока в каналах) создается активная составляющая усилия Rакт, а при расширении водяного пара (за счет ускорения
потока) – реактивная Rреак, которые формируют окружное усилие:
Ru  R акт  R реак .
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 45 из 40
1 – диафрагма; 2 – сопловая решетка; 3 – обойма; 4 – рабочая решетка; 5 – диск;
6 – фрагмент ротора; 7 – диафрагменное уплотнение; 8 – надбандажное уплотнение.
Рисунок 9. Конструкция турбинной ступени (а) и ее упрощенное представление (б)
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 46 из 40
Рисунок 10. Проточная часть каналов решеток турбинных ступеней
Окружное усилие на соответствующем диаметре ступени формирует крутящий момент Мкр, который и производит работу по преодолению сил сопротивления приводимой машины (ротора электрического генератора). Рабочая
решетка вращается с окружной скоростью u=dn, зависящей от частоты вращения ротора n, с-1. Поэтому рабочая среда на входе в нее перемещается с относительной скоростью w1, вектор которой определяется на основе входного треугольника скоростей: w1  c1  u (рисунок 11). Угол между векторами относительной и окружной скоростями обозначают 1. Этим углом определяется
направление входных кромок рабочих лопаток. На выходе из каналов рабочей
решетки угол 2 относительной скорости w2 определяется формой профиля рабочих лопаток и их установкой относительно ротора турбины. Абсолютная
скорость с2 находится на основе выходного треугольника скоростей: c 2  w2  u.
Угол вектора скорости с2 по отношению к фронту рабочей решетки обозначают
2. Обычно входной и выходной треугольники скоростей совмещают в их вершинах (рисунок 11) и в таком виде они отражают кинематику процесса расширения водяного пара в проточной части турбинной ступени и служат основой
для расчета ее геометрических и аэродинамических характеристик. При этом
углы 2 и 2 отсчитывают по часовой стрелке.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 47 из 40
входной треугольник: С1 – абсолютная скорость водяного пара на выходе
из сопловой решетки; W1 – относительная скорость входа потока в рабочую
решетку; U – окружная составляющая скорости (U=dn);
выходной треугольник: С2 – абсолютная скорость водяного пара на выходе
из рабочей решетки; W2 – относительная скорость выхода потока из рабочей
решетки
Рисунок 11.Треугольники скоростей для турбинной ступени осевого типа
Вопрос №3. Тепловая диаграмма процесса расширения в турбинной
ступени
Процессы расширения водяного пара в сопловой и рабочей решетках, а
также для турбинной ступени, представлены тепловой диаграммой в h-s координатах на рисунок 12. Состояние пара перед ступенью по параметрам торможения p 0 ,t 0 - определяется энтальпией h 0 (рисунок 12,а). В свою очередь, значения статического давления р0 и температуры t0, позволяют определить теплосодержание среды энтальпией h0. При расширении водяного пара до давления
р1 (линия 0-1t) теплоперепад в условиях изоэнтропийного течения
H ос  h0  h1t называют располагаемой энергией сопловой решетки ступени. Она
равна сумме кинетической энергии на выходе из сопловых каналов 0,5с1t2 в
условиях изоэнтропийного расширения пара и кинетической энергии на входе в
них 0,5с02. На основе уравнения сохранения 0,5с02+h0=0,5c1t2+h1t теоретическое
значение скорости истечения пара из сопловых каналов определяется выражением:
2
(7)
c  2(h  h )  c  2 H oc .
1t
0
1t
0
Действительная скорость из-за потерь энергии в сопловой решетке определяется выражением с1=с1t, где коэффициент скорости  является оценкой коэффициента потерь сопловой решетки
c 
H c
H oc
c1t  c1
 1   2.
2
c1t
2

2
(8)
Потери энергии Нс в сопловой решетке определяют необратимость процесса расширения в ней и соответствующее повышение энтальпии в реальном
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 48 из 40
процессе расширения (линия 0-1 на рисунок 12,а) до значения h1=h1t+Нс. В
первом приближении коэффициент скорости для сопловой решетки допускается определять по выражению
  0,98  0,008b1 / l1,
(9)
где b1 – хорда профиля сопловой лопатки (наименьшее расстояние между
ее входной и выходной кромками), l1 – высота сопловой решетки. Тогда
H c  0,5(1   2 )c1t .
2
Рисунок 12. Процессы расширения водяного пара в сопловой решетке (а), рабочей решетке (б), для турбинной ступени (в) и фрагмент процесса за ступенью с
учетом степени использования энергии с выходной скоростью (г)
Теоретический (изоэнтропийный) процесс расширения водяного пара в рабочей решетке ступени до давления р2 представлен на рисунок 12,б линией 1-2t.
Разность энтальпий h1-h2t=Hop называют располагаемым теплоперепадом рабо-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 49 из 40
чей решетки, а уравнение энергии для нее в относительном движении имеет
вид: h1+0,5w12=h2+0,5w22 (при условии равенства средних диаметров входного
и выходного сечений рабочей решетки). В правой части этого уравнения отсутствует составляющая, характеризующая отводимую от рабочей решетки ступени механическую работу посредством диска к ротору турбины. Следует понимать и помнить, что эта работа, формируемая силой взаимодействия между лопаткой и потоком в координатах движущейся рабочей решетки ступени равна
нулю, так как точка приложения этой силы не перемещается по отношению к
наблюдателю, условно вращающемуся вместе с решеткой. Тогда теоретическая
скорость в относительном движении на выходе из каналов рабочей решетки
2
2
(9)
w  2(h  h )  w  2 H  w .
2t
1
2t
ор
1
1
Действительная скорость с учетом коэффициента скорости для рабочей
решетки  равна w2=w2t. Как и для сопловой коэффициент потерь рабочей
решетки
p 
H p
H op
w2t  w2
 1  2
2
w2t
2

2
(10)
где H op  H 0 p  0,5w12 - располагаемая энергия рабочей решетки, определяемая по параметрам торможения среды на входе в относительном движении (по
давлению
Потери
энергии
в
каналах
рабочей
решетки
p1 ).
2
2
2
2
H p  (1   )( H op  0,5w1 )  0,5( w2t  w2 ) .Тогда для реального процесса расширения (линия 1-2 на рисунок 12,б) энтальпия водяного пара в выходном сечении
рабочей решетки h2=h2t+Hр. Разность энтальпий h0-h2t=Н0 называют располагаемым теплоперепадом ступени по статическим параметрам, а теплоперепад,
включающий кинетическую энергию потока на входе в ступень 0,5с02, располагаемым по параметрам торможения на входе в ступень: H 0  H0  0,5c0 2 (рисунок
12,в). Сумма располагаемых теплоперепадов сопловой и рабочей решеток
называется располагаемой энергией ступени: E0  H 0c  H 0 p  H 0 . Эта энергия
выражает работу, которую теоретически можно получить от 1 кг водяного пара
в турбинной ступени.
На выходе из рабочей решетки поток водяного пара обладает кинетической энергией Нвс=0,5с22, определяемой абсолютной скоростью с2. В практике
величину Нвс называют потерей энергии с выходной скоростью. В зависимости от степени использования Нвс в последующей ступени соответствующий
процесс в h,s-диаграмме изображается или изобарным, или изоэнтропийным,
или совмещенным (рисунок 12,г). Если рабочая среда после ступени попадает в
относительно емкую камеру проточной части турбины (например, за последними ступенями цилиндров турбины), то вся энергия с выходной скоростью расходуется на повышение температуры вследствие изобарного торможения среды. Такой процесс оценивается значением коэффициента использования энергии выходной скорости вс=0, а располагаемая энергия ступени в этом случае
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 50 из 40
E0  H 0  всH вс  H 0
(12)
Для промежуточной ступени турбины энергия выходной скорости используется в последующей ступени и определяет рост ее располагаемой энергии
(0вс1). Тогда, например, при вс=1 для рассматриваемой ступени
2
E0  H 0   всH вс  H 0  0,5с2 . На рисунке 12,г приведено изображение процесса
для случая, когда значение коэффициента вс1. При этом доля (1-вс)Нвс кинетической энергии с выходной скоростью теряется полностью, а другая часть
всНвс используется в последующей ступени для совершения механической
работы. Эта часть для нее составляет энергию входной скорости 0,5с02.
Из рассмотренного процесса расширения рабочей среды в проточной части
турбинной ступени (рисунок 12,в) следует выражение для удельной (для 1 кг
пара) работы ступени Lu. Удельная работа на рабочих лопатках
Lu  E0  H c  H p  (1   в с )H в с
(13)
Вопрос №4. Расчет треугольников скоростей
Методика расчета треугольников скоростей (рисунок 13) для решеток турбинных ступеней основывается на приведенных ранее выражениях расчета абсолютной с1t и относительной w2t скоростей, а также формулах расчета косоугольных треугольников.
Рисунок 13. Треугольники скоростей для турбинной ступени активного
типа
После оценки значения скорости с1, расчета окружной скорости u=dn,
выбора угла 1, вычисляется относительная скорость w1 на входе в рабочую
решетку по формуле
2
(14)
w  c  u 2  2c u cos
1
1
1
1
Угол 1 определяется по формуле
tg1 
sin 1
cos 1  u / c1
(15)
После оценки относительной скорости w2 и определения угла 2 (для активных ступеней 21-(2 ÷ 40)) абсолютная скорость
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
c2  w2  u2  2w2u cos  2 ,
2
2
Страница 51 из 40
(16)
а угол 2 находится по формуле
tg 2 
sin  2
cos  2  u / w2
(17)
Вопросы для самоконтроля
1 Какие уравнения используют для расчета движения водяного пара в
проточной части турбины?
2 Какое движение называется одномерным?
3 Почему движение газа в соплах и рабочих лопатках турбин только в
первом приближении можно считать установившемся?
4 Записать уравнение неразрывности.
5 Какие течения называются конфузорными?
6 Какие течения называются диффузорными?
7 Изобразить диаграмму процесса расширения пара в турбине.
8 Какая ступень турбины называется активной?
9 Какая ступень турбины называется реактивной?
10 Что называется степенью реактивности ступени турбины?
11 Как рассчитывают треугольники скоростей?
Лекция 5
Тема. Мощность и экономичность турбинных ступеней
Вопросы
1 Усилия в турбинной ступени и ее мощность.
2 Относительный лопаточный КПД ступени.
3 Двухвенечные ступени паровых турбин.
Вопрос №1. Усилия в турбинной ступени и ее мощность
Ранее было показано, что при обтекании рабочих лопаток турбинной ступени формируется аэродинамическая сила с двумя составляющими: Rакт - активная, возникающая при повороте потока в каналах рабочей решетки (аналог
подъемной силы крыловидного профиля), и Rреак – реактивная, формирующаяся
при расширении водяного пара в межлопаточных каналах. Тогда окружное усилие, действующее на рабочие лопатки со стороны потока, составляет
R u  R акт  R реак . Для его определения выделим неподвижный контур 1-11-21-2-1
вокруг рабочей лопатки, как это показано на рисунке 14. Правая и левая линии
данного контура конгруэнтны и расположены на одинаковом расстоянии от соответствующих поверхностей соседних профилей, а верхняя и нижняя линии
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 52 из 40
параллельны вектору окружной скорости u. На выделенную часть потока со
стороны лопаток действует сила реакции R1 , а со стороны потока вне контура силы давления. Силы давления на левой и правой поверхностях контура равны
по значению и противоположно направлены, т.е. взаимно уравновешиваются.
Рисунок 14. К выводу уравнения для определения окружного усилия Ru
На основании закона сохранения количества движения, который гласит,
что импульс сил, действующих на выделенную неподвижным контуром часть
потока, равен изменению количества движения массы dm рабочей среды, протекающей через контур за единицу времени d, можно записать выражение:
(18)
R1d  ( p  p ) F d  dm(c 2  c )
1
2
2
1
В (18) первый член представляет импульс силы, действующей со стороны
лопаток на поток, а второй – импульс сил давления на поверхности, «ометаемой» рабочими лопатками при движении в канале рабочей среды. Для кольцевой решетки диаметром dср при длине рабочих лопаток l2 площадь поверхности
F2=dсрl2. В правой части уравнения записано изменение количества движения
массы dm среды через сечения 1-11 и 2-21 за время d.
Уравнение (18) в проекциях на окружное направление с учетом dm/d=G
имеет вид:
1
(19)
Ru  G[c2 cos(   2 )  c1 cos1 ]
Заменив силу реакции лопаток на силу, с которой поток действует на лопатки (Ru=-Ru1), получим уравнение для расчета окружного усилия:
Ru  G(c1 cos1  c2 cos 2 )
(20)
Поскольку окружное усилие совпадает с направлением окружной скорости
вращения u, то оно определяет работу, производимую на роторе в пределах
рассматриваемой турбинной ступени. Тогда мощность на рабочих лопатках Nu,
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 53 из 40
которая называется лопаточной и иногда обозначается Nол, равна Nu=uRu. При
использовании (20) лопаточная мощность
Nu  Gu(c1 cos1  c2 cos 2 )
(21)
В свою очередь удельная работа
Lu  Nu / G  u(c1 cos1  c2 cos 2 )
(22)
Видно, что значения величин Nu и Lu легко вычисляются с помощью ранее
представленных треугольников скоростей (рисунок 14).
Уравнение (22) в проекциях на осевое направление (вдоль ротора турбины)
имеет вид:
1
(23)
R  G(c sin   c sin  )  ( p  p )dl
a
2
2
1
1
2
1
2
Заменив силу реакции лопаток на усилие, с которым поток действует на
лопатки (Ra=-Ra1), получим уравнение для определения осевого усилия в рабочей
решетке турбинной ступени
Ra  G(c1 sin 1  c2 sin  2 )  ( p1  p2 )dl2
(24)
Это усилие не производит работы, а лишь формирует осевую нагрузку на
роторе, для восприятия которой в турбине предусмотрена установка осевого
подшипника.
Вопрос №2. Относительный лопаточный КПД ступени
Относительный лопаточный КПД (ол) турбинной ступени может быть
определен по любой составляющей следующего выражения:
ол 
N u Lu G Lu E0  H c  H p  (1   вс )H вс



 1   c   p  (1   вс ) вс
N 0 E0G E0
E0
(25)
При этом (25) выражает энергетический баланс турбинной ступени, где с,
р – коэффициенты, выражающие потери в сопловой и рабочей ее решетках, а
вс - с выходной скоростью по отношению к располагаемой энергии ступени Е0.
В практических расчетах при построенных треугольниках скоростей чаще
используется следующее выражение:
ол 
u (c1 cos 1  c2 cos  2 ) u ( w1 cos 1  w2 cos  2 )

E0
E0
(26)
На основе простейшего анализа можно показать, что для идеальной (при
отсутствии потерь энергии) и чисто активной ступени ( =0) максимальное значение ол имеет место при соотношении окружной и абсолютной скоростей в
турбинной ступени u/с10,5.
Введем понятие фиктивной скорости сф, которая определяется располагаемым теплоперепадом ступени от параметров торможения потока на входе в нее:
cф  2 H 0 .
Эти соотношения после подстановки в (26) и простых преобразований позволяют получить выражение для анализа влияния на ол ряда величин, определяемых кинематикой процесса расширения водяного пара в ступени:
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
 ол 
2
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
2u ( w1 cos  1  w2 cos  2 )
cф
2
2u (c1 cos  1  u )(1 

cф
2
w2 cos  2
)
w1 cos  1
Страница 54 из 40

(27)
сos 2
u
u
( cos  1  )(1  
).
cф
cф
cos  1
Из (27) видно, что ол зависит от соотношения u/сф, который является одним из важнейших параметров турбинной ступени, коэффициентов скорости 
и , а также углов 1 и 2. Наибольшее влияние на ол турбинной ступени оказывает соотношение скоростей u/сф, зависящее от окружной скорости u=dn и
располагаемого теплоперепада ступени H 0 . При фиксированных значениях
остальных величин зависимость ол=f(u/сф) является квадратичной параболой,
которая пересекает ось абсцисс при u/сф=0 и u/сф=сos1 (рисунок 15,а). При
этом максимальное значение ол для активной ступени (=0) достигается при
оптимальном отношении скоростей
(
u
сos1
) опт 
cф
2
(28)
Для турбинных ступеней с учетом степени реактивности  оптимальное
значение параметра u/сф оценивается на основе следующего упрощенного выражения:
(
u
сos1
) опт 
cф
2 1 
(29)
Сравнение активной ступени с =0 и реактивной с =0,5 на основе данных
уравнении показывает отличие значений их (u/сф)опт в 2 раза. Следовательно,
при одинаковых окружных скоростях u и оптимальных значениях параметра
u/сф располагаемый теплоперепад чисто активной ступени в два раза превышает
теплоперепад турбинной ступени реактивного типа. Поэтому в паровых турбинах с реактивным типом решеток число турбинных ступеней существенно
больше, чем в турбинах активного типа. Характер зависимости ол=f(u/сф) для
турбинных ступеней с 0 показан на рисунок 15,б.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 55 из 40
а)
б)
c – коэффициент потерь в сопловой решетке; р – коэффициент потерь в рабочей решетке; вс – коэффициент потерь с выходной скоростью
Рисунок 15. Зависимости ол=f(u/сф) для ступеней активного (а) и реактивного (б) типов
При подстановке (29) в (28) можно получить формулу
ол
м ах

 2 cos 2 1
2
(1  
cos  2
)
cos 1
(30)
из которой следует, что максимальное значение КПД для активной ступени в большей степени зависит от уровня коэффициента скорости  сопловой
решетки в сравнении с влиянием коэффициента скорости  рабочей решетки.
Так, например, рост  на 0,01 дает увеличение олмах на 0,017, а такое же приращение  увеличивает олмах всего лишь на 0,004. Отсюда следует вывод о
важности, прежде всего, совершенства аэродинамических характеристик
сопловых решеток турбинных ступеней активного типа.
Из выражения (23) для ступени с =0 (Е0= H 0 и сф=с1t) относительные потери
2
2
(31)
H c c1t  c1
2
c 
E0

c1t
1 
2
свидетельствуют, что потери энергии в сопловой решетке не зависят от соотношения скоростей u/сф и поэтому при const на рисунке 15 показаны зависимости с=f(u/cф) вида с=const. В свою очередь, относительные потери в рабочей решетке можно представить в следующем виде (при =0 w2t=w1):
(31)
H p w2t 2  w2 2
w1 2
2
p 
E0

c1t
2
(
c1t
) (1   )
Относительные потери энергии с выходной скоростью для турбинной ступени можно представить в виде соотношения
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
 в с  c2
2
Страница 56 из 40
(32)
c1t
2
Из анализа треугольников скоростей при различных значениях u/сф следует, что минимальное значение коэффициента вс достигается при угле выхода
потока из рабочей решетки 2=900, так как в этом случае значение с2/с1t
наименьшее. Любые отклонения угла скорости с2 от 2=900 приводят к росту
потерь с выходной скоростью.
Максимальное значение ол имеет место при оптимальном соотношении
u/сф, которое в основном определяется минимальным уровнем потерь энергии с
выходной скоростью (соответствует углу 2900). Результаты представленного
анализа показывают, что в формировании экономических характеристик турбинной ступени (уровня ол) велика значимость параметра u/сф.
Вопрос №3. Двухвенечные ступени паровых турбин
В обычных ступенях при оптимальных значениях u/сф реализуются небольшие теплоперепады (Н0=30 ÷ 60 кДж/кг). Ограничения диктуются допустимыми значениями окружных скоростей рабочих лопаток и условиями прочности диска турбинной ступени. Для срабатывания больших теплоперепадов
следует уменьшать значения u/сф за счет роста фиктивной скорости сф. Но в
этом случае резко увеличиваются потери с выходной скоростью. Для их
уменьшения используют конструкции двухвенечных ступеней, где за рабочей
решеткой первого венца устанавливается направляющая решетка, из которой
водяной пар движется во второй ряд рабочих лопаток, где осуществляется дополнительное преобразование кинетической энергии выходной скорости в механическую энергию вращающегося ротора. При этом в направляющих лопатках происходит только изменение направления движения потока рабочей среды
без значимого его ускорения. Проточная часть двухвенечной ступени представлена на рисунке 16, а процесс расширения в h,s– диаграмме - на рисунке 17.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 57 из 40
решетки: C – сопловая, Р1 – рабочая первого венца, Н – направляющая, Р2 – рабочая второго венца
Рисунок 16. Проточная часть двухвенечной ступени
Нс – потери в сопловой решетке ступени; Нр - потери в рабочей решетке
первого венца ступени; Нн – потери в направляющем аппарате; Нр1 - потери
в рабочей решетке второго венца; Нвс – потери с выходной скоростью
Рисунок 17. Процесс расширения в проточной части двухвенечной ступени
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 58 из 40
Обычно в таких ступенях используют небольшую степень реактивности
соответствующих венцов (=0,02 ÷ 0,06) для обеспечения конфузорного течения в каналах рабочей и направляющей решеток и уменьшения потерь энергии
в них. Формулы для расчета скоростей потока на выходе из решеток двухвенечной ступени имеют следующий вид:
c1   2 H 0 (1     н   1 ) ;
w2   2 H 0   w1 ;
c   н 2 H 0  н  c2 ;
1
1
1
2
2
w 
1
2
(33)
2H 0   (w )
1
1 2
1
По аналогии с одновенечными ступенями можно получить выражения для
удельной полезной работы, реализуемой в соответствующих венцах ступени:
1
11
1
1
1
1
(34)
Lu  u(c1 cos1  c2 cos 2 );
Lu  u(c1 cos1  c2 cos 2 )
В свою очередь, относительный лопаточный КПД для двухвенечной ступени
ол  Lu / E0  ucu / E0  uwu / Е0
(35)
или
ол  1   c   p   н   p1  (1   вс ) вс
(36)
Потери энергии в решетках определяются по следующим формулам:
H c  0,5(1   2 )c1t ;
H p  0,5(1   2 )w2t ;
2
2
H p  0,5(1  ( 1 ) 2 )( w2t ) 2 ;
H н  0,5(1   н )(c1t ) 2 ;
2
1
(37)
H вс  0,5(с2 ) 2
1
1
Треугольники скоростей для двухвенечной ступени показаны на рисунке
18
Рисунок 18. Треугольники скоростей для двухвенечной ступени
Двухвенечные ступени целесообразно применять при 0,17u/сф0,3. В
свою очередь, из треугольников скоростей следует равенство с1сos1=4u. На
его основе можно получить выражение u/сф=сos1/4. Тогда в общем случае
для m-венечной ступени оптимальное значение параметра u/сф вычисляется по
следующей формуле:
 cos  1
u
(38)
(
cф
) опт 
2m
Отсюда следует, что в двухвенечной турбинной ступени можно реализовать в четыре раза больший располагаемый теплоперепад Н0, чем в обычной
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 59 из 40
ступени. Обычно такие ступени применяют в качестве регулирующих ступеней
паровых турбин небольшой мощности.
Вопросы для самоконтроля
1 Какие усилия создаются в турбинной ступени?
2 Как определяется мощность, развиваемая на рабочих лопатках ступени?
3 Что называется относительным лопаточным КПД ступени?
4 Какая ступень называется двухвенечной?
5 За счет чего достигается увеличение относительного лопаточного КПД
у многовенечных ступеней?
Лекция 6
Тема. Относительный внутренний КПД турбинной ступени
Вопросы
1 Потери трения диска и лопаточного бандажа.
2 Потери при парциальном подводе водяного пара в турбинную ступень.
3 Потери от утечек в турбинной ступени. Лабиринтовые уплотнения.
4 Потери от влажности водяного пара.
5 Зависимость n0j = ffu/Сф) для турбинной ступени.
Вопрос №1. Потери трения диска и лопаточного бандажа
Источником потерь трения диска являются затраты энергии на трение в зазоре между вращающимся диском и поверхностью тела диафрагмы (рисунок
19,а). При этом в рассматриваемом зазоре толщиной s формируются рециркуляционные образования.
а)
б)
Рисунок 19. Схема формирования потерь от трения диска (а) и зависимость
для определения коэффициента трения kтр (б)
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 60 из 40
У поверхности вращающегося диска и у неподвижной поверхности тела
диафрагмы в эпюре скоростей имеют место повышенные градиенты. Вращательное движение создает в потоке градиент давления по радиусу, под действием которого у неподвижной поверхности возникает течение от периферийных
сечений камеры к ее центру. У поверхности диска под действием центробежных сил, наоборот, возникает течение от центра к периферии. На поддержание
рассмотренного циркуляционного течения расходуется дополнительная энергия. Кроме того, имеют место потери на трение на поверхностях диска и бандажной ленты рабочей решетки. Мощность, затрачиваемая на преодоление сил
аэродинамического сопротивления, пропорциональна плотности водяного пара
в зазоре, площади и степени шероховатости поверхности диска, а также значению окружной скорости.
Обычно диапазон значений коэффициента трения равен kтр=(0,45 ÷
0,8)10-3. Относительные потери на трение диска с учетом потерь от трения на
поверхности бандажной ленты (их значения малы) по отношению к располагаемой мощности турбинной ступени определяются коэффициентом по формуле
(40)
kтр d 2 u 3
kтр d
u 3
д
 тр 
F1
(
cф
) 
(
el1 sin 1э cф
)
Видно, что потери от трения диска тем больше, чем меньше выходная
площадь сопловой решетки F1 (в первых ступенях турбин, а также при высоких
параметрах пара, когда объемный пропуск пара Gv1 мал).
Вопрос №2. Потери при парциальном подводе водяного пара в турбинную ступень
В турбинных ступенях с малой площадью выходного сечения их решеток
используется парциальный подвод водяного пара. В современных турбинах такой подвод реализуется в регулирующих ступенях (ступенях с переменной парциальностью), в которых при открытии или закрытии регулирующих клапанов,
соответственно, открываются или закрываются для доступа водяного пара сегменты сопловой решетки, установленные в сопловых коробках паровпускной
части турбины. На рисунке 20 представлены общие виды и разрезы, поясняющие организацию подвода водяного пара в проточную часть турбин (на рисунке
20 – для двухкорпусного исполнения ЦВД, на рисунке 21 – для однокорпусного
исполнения). На рисунке 20 представлен поперечный разрез по сечению А-А
паровпуска двухкорпусного ЦВД, На них видны четыре сопловые коробки, обслуживаемые соответствующими регулирующими клапанами (группой клапанов). Сопловые сегменты регулирующей ступени в такой конструкции располагаются не по всей длине окружности паровпуска, а по ее части.
Подвод пара в конструкции ЦВД с двустенным исполнением корпуса (рисунок 20) осуществляется по трубопроводам 3, соединяющим регулирующие
клапаны с соответствующими сопловыми коробками 9. Из трубопровода пар в
сопловую коробку направляется через входной патрубок 10, нижняя часть которого соединяется с горловиной коробки посредством компрессорных (порш-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 61 из 40
невых) колец, обеспечивающих плотное соединение и подвижность его элементов в условиях взаимных тепловых расширений.
1 – опорные лапы наружного корпуса ЦВД; 2 – вертикальные шпонки
наружного корпуса; 3 – трубопроводы подвода пара от РК к сопловым коробкам
регулирующей ступени; 4 – патрубок отбора пара в ПВД регенеративной системы ТУ; 5 – выходные патрубки ЦВД; 6 – продольные шпонки между внутренним
11 и наружным 12 корпусами; 7 – опорные лапки внутреннего корпуса; 8 –
окружные (вертикальные) шпонки; 9 – объем сопловой коробки с сегментами
сопловой решетки регулирующей ступени; 10 – входной патрубок; 11 – внутренний корпус; 12 – наружный корпус; 13 – коллектор системы обогрева шпилек
фланцевого соединения нижней и верхней частей наружного корпуса ЦВД; 14,
15 – шпильки с колпачковыми гайками; 16 – элементы парового обогрева фланцев наружного корпуса; 17 – нижняя часть наружного корпуса; 18 – нижняя
часть внутреннего корпуса; 19 – пазы (выборки) в наружном корпусе для установки опорных лапок внутреннего корпуса; 20 – фикспункт системы корпусов
ЦВД, включая корпус сопловой коробки.
Рисунок 20. Организация подвода водяного пара в турбину с двухкорпусным исполнением ЦВД
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 62 из 40
Внутренний корпус, в расточках которого установлены диафрагмы группы
турбинных ступеней левого отсека ЦВД, подвешен (свободно опирается) во
внешнем корпусе 12 посредством четырех опорных лапок 7 (рисунок 20) в
плоскости горизонтального разъема цилиндра турбины. На оси паровпуска
между корпусами (сопловой коробки, внутреннего и наружного) выполнены
окружные (вертикальные) шпонки 8, обеспечивающие формирование
фикспункта (точка 20) рассматриваемой конструкции корпусов. От фикспункиа
с соблюдением центровки внутренний корпус расширяется относительно
наружного. При этом продольные шпонки 6 обеспечивают строго осевое перемещение внутреннего корпуса. Внешний корпус имеет короба 16 для парового
(воздушного) обогрева фланцев и систему подвода пара для обогрева шпилек
фланцевого соединения 13 нижней и верхней (крышки 12) частей корпуса. В
расточке (пазе) корпуса сопловой коробки устанавливаются сегменты сопловой
решетки регулирующей ступени. Призматические шпонки 5, 7, 8 и 9 фиксируют соответствующие плоскости, в которых корпус коробки будет расширяться
относительно внутреннего корпуса 11.
Технические решения по организации подвода водяного пара к проточной
части турбины с одностенным корпусом ЦВД представлены на рисунке 21.
Рисунок 21. Организация подвода водяного пара в турбину с однокорпусным ЦВД
Такая схема подвода используется в турбоагрегатах с докритическими параметрами свежего пара. Здесь регулирующие клапаны расположены непосредственно у корпуса ЦВД, от которых пар направляется в соответствующие
сопловые коробки. Горловины сопловых коробок приварены к патрубкам
наружного корпуса. При такой схеме расположения РК и устройств передачи
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 63 из 40
усилий от сервомоторов к штокам клапанов возникают дополнительные сложности при ремонтных операциях на ЦВД паровой турбины.
Степенью парциальности турбинной ступени называют отношение длины окружности, занятой каналами сопловой решетки, через которые осуществляется доступ водяного пара к рабочей решетке, к общей длине окружности,
определяемой по среднему диаметру dср.
При парциальном подводе пара формируются дополнительные потери,
определяемые эффектами вентиляции и на концах дуг сопловых сегментов. При
е1 каналы рабочих лопаток при вращении диска попеременно то заполняются
потоком водяного пара из сопловых каналов, то выходят из активной части
воздействия парового потока. В этих условиях рабочая решетка выполняет
функции вентилятора, захватывая и перемещая часть рабочей среды, что требует затрат энергии. Эти затраты формируют потери на вентиляцию (далее вентиляционные), относительное значение которых оценивается коэффициентом
вентиляционных потерь:
,
в 
kв 1  e u 3
( ) m
sin 1э e cф
(42)
где значение коэффициента kв=0,065, m – число венцов турбинной ступени
(для одновенечной m=1, а двухвенечной m=2).
Рисунок 22. Схема движения рабочей среды по концам дуг ее подвода в
парциальной ступени
Потери на концах дуг сопловых сегментов (рисунке 22) связаны с удалением застойной части водяного пара из межлопаточных каналов рабочей решетки,
когда при вращении они приближаются к дуге активного подвода пара из каналов сопловой решетки. Кроме того, в этой зоне нарушается структура основного потока, что также вызывает потери энергии. Обе составляющие потерь по
концам дуг подвода пара парциальной ступени называют сегментными потерями, относительное значение которых определяют по формуле:
Bl u
(43)
  0,25 2 2 ( ) i
сегм
F1
cф
ол
,
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 64 из 40
где F1 – площадь выходного сечения сопловой решетки, В2 – ширина рабочей решетки, l2 – высота ее лопаток, i – число пар концов сопловых сегментов
(обычно i=4). Для двухвенечной ступени произведение ширины и высоты заменяют суммой B2l2+0,6B21l21.
Оптимальные значения степени парциальности оцениваются для одновенечной ступени выражением eопт  (4...6) el1 , а для двухвенечной eопт  (2,5...4) el1 , где l1, м. Если при выполнении расчета оказывается, что значение еопт1, то с учетом конструкции сопловых коробок принимается для регулирующей ступени емах=0,8 ÷ 0,85. При ее проектировании следует учитывать, что в рабочей решетке возникают существенные динамические нагрузки.
Поэтому в оценках параметров надежности рабочих лопаток принимается уровень допускаемых напряжений изгдоп=15 ÷ 25 МПа в сравнении с изгдоп=35 ÷ 40
МПа для обычных ступеней. Это обстоятельство в ряде случаев приводит к
необходимости увеличения хорды профиля b2 рабочих лопаток, что снижает их
относительную высоту l 2  l2 / b2 . В итоге возрастают концевые потери в решетке. В целом уровень потерь в регулирующих ступенях из-за наличия парциальности выше, чем в ступенях с полным подводом водяного пара.
Вопрос №3. Потери от утечек в турбинной ступени. Лабиринтовые
уплотнения
В турбинной ступени имеют место утечки рабочей среды через диафрагменное (Gду) и надбандажное (Gбу) уплотнения (рисунок 23,а). Кроме того,
существуют утечки в корневом сечении ступени (корневая утечка (Gку) и через разгрузочные отверстия в диске (Gотв).
а)
б)
в)
Рисунок 23. Схема утечек в турбинной ступени (а), схемы ступенчатого и
прямоточного типов уплотнений (б) и диаграммы изменения параметров пара в
ступенчатом уплотнении (в)
Уплотнения, уменьшающие утечки, выполняют лабиринтовыми и в зависимости от конструкции могут быть ступенчатого или прямоточного типов (рисунок 23,б). Процессы изменения давления и энтальпии в таких уплотнениях
показаны на рисунке 23,в. Под гребнем уплотнения поток ускоряется, а далее, в
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 65 из 40
камере, происходит его изобарное торможение. Для ступенчатых уплотнений
это торможение полное, а для прямоточных – частичное. Поэтому более эффективной является ступенчатая схема лабиринтовых уплотнений. Чем больше
число гребней z в уплотнении, тем больше его сопротивление. При этом расход
пара через уплотнение обратно пропорционален значению z . Так как процесс
течения в уплотнениях по состоянию водяного пара в его камерах аналогичен
процессу дросселирования, то температура водяного пара вдоль уплотнения
изменяется незначительно. Следует помнить, что если при истечении перегретого пара через суживающиеся сопла критическое отношение давлений
кр=0,546, то для отверстия с острой кромкой кр=0,13. Тогда соотношение критических расходов при кр имеет вид Gкротв=0,85Gкрсопл. Используя аналогию
истечения через отверстие с острой кромкой с истечением через сопло, можно
получить упрощенное выражение для определения расхода через уплотнение в
следующем виде:
G у   у F у
p0
v0
1 z
z ,
2
(45)
где у – коэффициент расхода щели уплотнения (рисунок 24,а), Fу=dуу –
площадь кольцевой щели толщиной у под гребнем уплотнения, p 0 , v 0 – параметры торможения водяного пара перед уплотнением, z=рz/ p 0 – отношение
давления на выходе из уплотнения pz к давлению торможения на входе в него.
Формула (45) справедлива для ступенчатой схемы уплотнения.
а)
б)
Рисунок 24. Коэффициенты расхода для уплотнений с различной формой
гребней (а) и поправочный коэффициент для прямоточного уплотнения (б)
Для прямоточной схемы необходимо к полученному по (45) значению Gу
ввести поправочный коэффициент kу (рисунок 24,б).
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 66 из 40
Очевидно, что для многощелевых уплотнений наибольшая скорость потока
будет иметь место в последней щели. Тогда при фиксированном начальном
давлении водяного пара перед уплотнением максимальный расход через него
определяется условием, когда в последней щели достигается критическое значение скорости потока. Для этого условия критическое значение отношения
давлений в уплотнении
 кр
упл

 кр отв
z (1   кр
отв
)   кр
(46)
отв
.
Если при расчете уплотнения окажется, что крупл, то в формуле (45) вместо значения  следует подставлять значение крупл. В случаях использования
гребней со скругленными кромками (рисунке 24,а) в (46) вместо кротв следует
применять значение кр=0,546 (при истечении перегретого водяного пара).
Поскольку утечки через уплотнения приводят к потерям мощности, то коэффициенты потерь можно оценивать через снижение относительного лопаточного КПД ступени. На этой основе осуществляется оценка коэффициентов потерь от утечек.
Для диафрагменных уплотнений (рисунок 25) турбинных ступеней активного типа
 ду 
 у k у Fу
ол
(47)
,
где kу – поправочный множитель, значение которого для прямоточной схемы уплотнения находят по данным рисунок 24,б, а для ступенчатого уплотнения kу=1; у – коэффициент расхода уплотнения (рисунок 24,а); z – число гребней диафрагменного уплотнения (рисунок 25); F1 – площадь выходного сечения
сопловой решетки; 1 – коэффициент расхода сопловой решетки.
1 F1 z
1 - паз в теле диафрагмы; 2 - пластинчатая пружина; 3 - сегмент диафраг-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 67 из 40
менного уплотнения (обычно их шесть-восемь штук); 4 - гребни уплотнения; 5 ротор; 6 - выступы на роторе; 7 - тело диафрагмы
Рисунок 25. Конструкция диафрагменного уплотнения
Для надбандажных уплотнений (рисунок 26)
уб 
d пер  Э
F1
 ср  1,8
l2
  ол
d ср
(48)
где dпер – диаметр по периферии рабочих лопаток; Э – эквивалентный зазор периферийного уплотнения; ср – степень реактивности на среднем диаметре ступени. Для рабочей решетки с бандажом (рисунок 26,а)
Э {
1
( а а ) 2

z
( r  r )
}
2

1
2
(49)
где коэффициент расхода для осевого зазора а принимают равным а=0,5,
а коэффициент расхода r для радиального зазора r оценивают по данным рисунок 25. Для рабочей решетки без бандажа (рисунок 26,б) Э=0,75r. Для турбинной ступени реактивного типа (=0,5) определение коэффициента потерь от
утечек осуществляется по формуле:
у 
d Э
F1
1  1,8
l2
  ол
d ср
(50)
а – рабочая решетка с бандажом; б - рабочая решетка без бандажа
Рисунок 26. Зазоры в периферийной части турбинных ступеней:
Вопрос №4. Потери от влажности водяного пара
В последних ступенях конденсационных турбин ТЭС и в большинстве
ступеней паровых турбин АЭС осуществляется процесс расширения влажного
водяного пара. Его основными характеристиками являются степень сухости
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 68 из 40
х=m11/(m1+m11) или степень влажности y=1-x, где m11- масса сухого насыщенного пара, m1 – масса влаги. Процессы преобразования энергии в проточной части турбинной ступени (рисунке 27,а) при движении влажного пара сопровождаются дополнительными потерями от влажности, которые определяются следующим факторами:
- неустойчивость равновесного состояния;
- запаздывание конденсации с переохлаждением;
- потери на транспорт влаги (разгон и торможение);
- изменение кинематических характеристик (треугольников скоростей);
- дробление и сепарация капель влаги, образование пленок.
В каналах сопловой и рабочей решеток относительно крупные частицы
влаги движутся с отставанием от паровой фазы. В качестве примера на рисунке
27,б показано для двух характерных сечений по высоте турбинной ступени
сравнение треугольников скоростей, в которых сплошные линии определяют
кинематику сухого насыщенного пара, а штриховые линии - кинематику капель
влаги. Так как скорость капель влаги с11 на выходе из сопловой решетки в абсолютном движении мала, то относительная скорость w11 на входе в каналы рабочей решетки направлена под большим углом 11 и больше по значению, чем
для паровой фазы. Поэтому при ударе капель влаги о входную кромку рабочих
лопаток со стороны их выпуклой поверхности создается противодействие крутящему моменту на диске ступени, а также формируются условия для эрозионных процессов в лопатках. Существенным является отличие кинематических
характеристик и для выходного треугольника скоростей. Все это отражается на
эффективности турбинной ступени.
Кроме ухудшения экономичности, наличие влаги приводит к эрозионному
износу, прежде всего, входных кромок рабочих лопаток, а также других элементов турбинной ступени, что снижает ее надежность.
а)
б)
Рисунок 27. Процессы расширения влажного пара (а) и треугольники скоростей для основного потока и частиц влаги в характерных сечениях решеток
последних ступеней (б)
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 69 из 40
На рисунке 28, показана схема влагоудаления в последних ступенях ЦНД
паровых турбин.
Рисунок 28. Средства ее удаления влаги в ЦНД
Вопрос №5. Зависимость oi=f(u/cф) для турбинной ступени
Искомую зависимость получают вычитанием из значения ол значений ранее рассмотренных коэффициентов дополнительных потерь в ступени, которые
имеют прямую зависимость от параметра u/сф. Зависимость oi=f(u/cф) показана
на рисунке 29. Видно, что дополнительные потери не только снижают эффективность ступени, но и уменьшают оптимальное отношение скоростей (u/сф)опт.
Отсюда следует, что теплоперепад ступени необходимо выбирать несколько
большим, нежели рассчитанный без учета потерь от трения диска, утечек, парциальности и влажности. Абсолютные потери от трения диска Нтр=трдЕ0 переходят в теплоту, которая повышает энтальпию водяного пара за ступенью
(рисунке 30). Аналогично осуществляется повышение энтальпии, определяемое
потерями от парциальности (Нпарц=парцЕ0) и влажности (Нвл=влЕ0).
Механизм повышения энтальпии пара за ступенью за счет утечек связан
со смешением потока протечки с основным потоком, проходящим через межлопаточные каналы ступени. Энтальпия пара утечек за ступенью равна энтальпии основного потока перед ступенью, так как в уплотнениях осуществляется
процесс дросселирования. Поэтому при смешении протечки и основного потока
за ступенью энтальпия водяного пара повышается на Нут=утЕ0 (рисунке 30).
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 70 из 40
В итоге сумма представленных ранее дополнительных потерь ( Н) при построении процесса расширения пара в турбинной ступени откладывается в h,sдиаграмме на изобаре р2.
Рисунок 29. Зависимости oi, ол и коэффициентов дополнительных потерь в от отношения скоростей u/cф ступени
Рисунок 30. Процесс расширения водяного пара в турбинной ступени с
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 71 из 40
учетом дополнительных потерь
Следует отметить, что для промежуточной ступени с 0 вс1, т.е. когда
часть энергии с выходной скоростью Нвс=с22/2 используется в последующей
ступени, соответствующие доли откладываются в h,s- диаграмме, как это показано на рисунке 30. При этом доля энергии, теряемая в данной ступени - (1вс)Нвс, откладывается по изобаре р2, а доля, переходящая в последующую
ступень - всНвс, откладывается вертикально.
Вопросы для самоконтроля
1 Как определяются потери трения диска и лопаточного бандажа?
2 Как определяются потери при парциальном подводе водяного пара в
турбинную ступень?
3 Как определяют потери от утечек в турбинной ступени?
4 Как определяют потери от влажности водяного пара?
Лекция 7
Тема. Расчет турбинных ступеней
Вопросы
1 Выбор исходных данных и параметров при расчете турбинной ступени.
2 Методика расчета турбинной ступени ев = d/l > 10 -13.
3 Особенности расчета турбинных ступеней.
Вопрос №1. Выбор исходных данных и параметров при расчете турбинной ступени
При расчете турбинной ступени устанавливают форму проточной части
сопловых и рабочих решеток, определяют их размеры, шаг расположения лопаток в соответствующих решетках, углы их установки, а также выбирают конструкции надбандажных и диафрагменных уплотнений. Перед расчетом ставятся две основные задачи:
- получение высокой экономичности турбинной ступени;
- обеспечение требуемой надежности всех ее элементов.
Оценка экономичности ступени осуществляется по рассчитанному значению ее относительного внутреннего КПД. Итогом расчета является определение внутренней мощности ступени.
Исходными данными для расчета являются следующие величины: расход
водяного пара G, кг/с; его термодинамические параметры р0, МПа, t0, 0С; скорость потока на входе в ступень с0, м/с и ее направление (угол 0). Известными
также являются средний диаметр dср, м и частота вращения ротора турбины n, с1
.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 72 из 40
Предварительно оценивается степень реактивности ступени в зависимости
от ее типа (активного или реактивного), места расположения в проточной части
турбины (первые, промежуточные или последние ЦВД, ЦСД, ЦНД). Обычно
первая ступень ЦВД турбин с сопловым способом парораспределения является
регулирующей (парциальной) и выполняется активного типа (=0,02 ÷ 0,08), а
последние ступени конденсационных турбин проектируются с высокой степенью реактивности. В турбинах активного типа промежуточные ступени выполняются со степенью реактивности =0,10 ÷ 0,35. При этом, чем меньше отношение d/l решеток турбинной ступени, тем большим выбирается значение ее
степени реактивности. В представляемой далее методике расчета ступеней с
лопатками постоянного профиля вычисление степени реактивности на среднем
диаметре можно проводить по упрощенной формуле
 ср   кор 
1,8
1,8  d / l
(53)
.
Значение степени реактивности в корневом сечении ступени принимается равным кор=0,03 ÷ 0,05 (кор=0,1 ÷ 0,3 для последних ступеней ЦНД). Следует помнить, что от ступени к ступени с ростом степени реактивности в сечении по среднему диаметру увеличивается оптимальное отношение скоростей
u/сф в соответствии с формулой
(
 cos  1
u
) опт 
.
cф
2 1 
(54)
Для реактивных ступеней улучшается обтекание лопаток рабочей решетки
за счет большей конфузорности ее межлопаточных каналов, что способствует
росту относительного лопаточного КПД ол. Но за счет увеличенного теплоперепада в рабочей решетке (соответственно и большей разности давлений р1-р2)
растут протечки через зазоры уплотнений, а также осевые нагрузки, действующие как на рабочие лопатки, так и на диск ступени. В общем случае, с повышением степени реактивности турбинных ступеней уменьшаются оптимальные
значения их теплоперепадов, что приводит к росту числа ступеней турбины и
ее стоимости. Обычно выбор степени реактивности является техникоэкономической задачей и осуществляется в процессе оптимизации всей проточной части паровой турбины.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 73 из 40
Рисунок 31. Фрагменты проточной части межлопаточных каналов турбинной ступени активного типа
В зависимости от выбранной степени реактивности оценивается оптимальное отношение скоростей u/сф, обеспечивающее максимальные значения
ол и оi. Выбор параметра u/сф(u/сф)опт позволяет при том же значении окружной скорости u реализовывать больший теплоперепад Н0 в ступени и тем самым сократить их количество в турбине. Ранее были даны следующие рекомендации по связи параметров  и u/сф:
при =0 ÷ 0,1 u/сф=0,46÷0,5; при =0,1 ÷ 0,2 u/сф=0,51÷0,53; при =0,5
u/сф=0,55÷0,65.
Вопрос №2. Методика расчета турбинной ступени c =d/l10…13
Данная методика расчета предполагает, что течение в сопловой и рабочей
решетках ступени может считаться плоскопараллельным и параметры потока
водяного пара по высоте решеток сохраняются постоянными {р1(r)=const,
c1(r)=const, 1(r)=const}. Это предположение оправдано при расчете ступеней с
d/l10 ÷ 13, т.е. для относительно коротких лопаток первых ступеней ЦВД паровых турбин. В этом случае расчет осуществляется по среднему диаметру ступени dср, значение которого известно. Выбрано также значение степени реактивности ступени . Основные этапы расчета следующие:
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 74 из 40
- производится оценка скорости потока на входе в ступень с0 (с0=0 м/с для
первой ступени отсека турбины и с00 для промежуточных ступеней) и угла 0
(0900);
- принимается значение коэффициента использования энергии с выходной
скоростью вс (для регулирующей ступени и последних ступеней отсеков и цилиндров турбины вс=0, а для промежуточных ступеней вс0,8 ÷ 1);
- задается эффективный угол выхода 1Э с учетом того, что уменьшение
его значения приводит к росту высоты лопаток и КПД ступени. Обычно для
ступеней активного типа принимают значение эффективного угла из диапазона
1Э=11 ÷ 160;
- осуществляется предварительная оценка относительной хорды профиля
сопловой решетки b1/l1. Обычно для активных ступеней b1=40…80 мм, а для реактивных - b1b2=20 ÷ 60 мм. При выполнении типового расчета рекомендуется
принять значения b1=60 мм и b2=30 мм. Высоту лопаток оценивают по результатам расчета предыдущих ступеней, а для первой ступени с короткими лопатками необходимо выполнять условие l110 ÷ 12 мм (для регулирующей ступени
мощных турбин 20 ÷ 25 мм);
- оценивается значение коэффициента скорости сопловой решетки .
- вычисляется оптимальное отношение скоростей (u/сф)опт и принимается
решение о выборе значения параметра u/сф для рассчитываемой ступени (для
ряда ступеней определяющими факторами при выборе значения u/сф являются
необходимость срабатывания больших теплоперепадов.);
- после определения окружной скорости u=dсрn вычисляется значение
фиктивной скорости сф=u/(u/сф);
- далее вычисляется располагаемый теплоперепад ступени по параметрам
полного торможения рабочей среды: H 0  0,5cф 2 , Дж/кг. В тех случаях, когда
располагаемый теплоперепад турбинной ступени известен (в типовом расчете
следует принять располагаемый теплоперепад регулирующей ступени из диапазона 60 ÷ 80 кДж/кг), то оценивается значение u/сф;
- определяются изоэнтропийный теплоперепад сопловой решетки по параметрам торможения H 0с  (1   ) Н 0 и располагаемый теплоперепад рабочей решетки H 0 р   H 0 ;
- осуществляется вход в h,s- диаграмму, с помощью которой по известным
параметрам торможения водяного пара p0 и t 0 находится значение энтальпии h 0
и далее с учетом энергии входной скорости потока в ступень 0,5сс2 вычисляется
энтальпия h0= h 0 -0,5сс2 (энтальпия по статическим параметрам водяного пара р0,
t0) Далее, для условий изоэнтропийного расширения водяного пара в сопловой
решетке, определяется значение энтальпии h1t= h 0 - H oc , по которому в h,s- диаграмме находится статическое давление р1 среды за сопловой решеткой. Здесь
же, в точке «1t» для теоретического процесса расширения, находится значение
удельного объема v1t, м3/кг;
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 75 из 40
Рисунок 31. Процесс расширения водяного пара в турбинной ступени
- теоретическая скорость потока на выходе из сопловой решетки
c1t  2H 0c позволяет оценить число Маха М1t=с1t/а1t, где скорость звука
а1t= xp1v1t . Для перегретого водяного пара значение показателя изоэнтропы
х=1,3;
- для дозвукового режима течения пара в межлопаточных каналах сопловой решетки (М1t1) значение площади ее горловых сечений F1 определяется из
уравнения неразрывности Gv1t  1F1c1t ;
- для сверхзвукового режима (М1t1) обычно применяют суживающие по
форме каналы сопловой решетки, но ее выходная площадь находится по критическим значениям скорости и удельного объема. Они вычисляются по критическому отношению давлений    p1 / p 0 , значение которого для перегретого
водяного пара =0,546. Тогда, определив р1, с помощью h,s – диаграммы (рисунок 32) находится критический теплоперепад H oc и значение критической
скорости c1  2 H oc ;
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 76 из 40
Рисунок 32. К определению критических значений термодинамических параметров водяного пара в решетках турбинной ступени
Рисунок 33. Схема отклонения потока в косом срезе сопловой решетки
- если давление за сопловой решеткой р1р, то необходимо в расчетах
учесть эффект расширения потока в ее косом срезе. В этом случае расширение
водяного пара будет происходить так же, как при критическом режиме (М1t=1),
а изобара критического давления р совпадает с линией АС минимального сечения решетки. В косом срезе решетки (треугольник АВС) в системе волн разрежения давление среды уменьшается до р1, а угол вектора скорости с1 отклоняется от 1Э дополнительно на угол , т.е. 1=1Э+. Определение этих углов
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 77 из 40
осуществляется по следующим формулам (соответственно для сопловой и рабочей решеток):
sin( 1Э   )  sin 1Э
с v1t
;
с1t v1
(53)
w v2t
w2t v2
(54)
sin(  2 Э   )  sin  2 Э
- высота сопловых лопаток в выходном сечении решетки определяется по
формуле, учитывающей влияние степени парциальности ступени е:
el1 
F1
;
d sin 1э
(55)
Для парциальной ступени оценивается оптимальное значение степени парциальности еопт =4…6 el1 и принимается решение о выборе значения е для
проектируемой ступени. Тогда высота сопловых лопаток l1=el1/e. Если речь
идет о расчете промежуточных ступеней, то е=1. Здесь же подсчитывается относительная высота сопловой решетки l1  l1 / b1 ;
- по известным значениям углов 0, 1Э, числа М1t выбирается тип сопловой решетки, определяется угол у и относительный шаг t1  t1 / b1 . Значение относительного шага уточняется из условия, чтобы число лопаток в решетке
z1=de/(b1 t1 ) было целым и четным;
- по аэродинамическим характеристикам выбранной сопловой решетки
определяются коэффициент потерь с1, поправочные коэффициенты k1, k2, k3 и
вычисляется значение с=k1k2k3с1. Это значение оценивает эффективность, как
правило, плоских решеток. Далее осуществляется оценка коэффициента скорости   1   c и сравнение его с ранее принятым значением. Расхождение не
должно превышать 1% относительных отклонений. Если расхождение велико,
то принимается новое значение  и расчет повторяется вновь;
- вычисляется действительное значение абсолютной скорости с1=с1t;
- рассчитывается входной треугольник скоростей, который строится в
масштабе и на основе которого анализируется кинематика потока перед рабочей решеткой (рисунок 34);
Рисунок 34. Треугольники скоростей для турбинной ступени осевого типа
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 78 из 40
- рабочие решетки выполняют с перекрышей (с превышением по высоте
относительно высоты сопловой решетки), значение которой l=lпер+lкор.
Обычно у корня принимают значение перекрыши lкор=0 ÷ 1,5 мм, а у периферии ступени lпер=1,50 ÷ 2,5 мм. Тогда высота лопаток рабочей решетки
l2=l1+l;
- состояние водяного пара перед рабочей решеткой определяется энтальпией h1=h1t+Hc, где абсолютные потери в сопловой решетке Hc  0,5c1t 2 (1   2 ) ;
- значение энтальпии h2t=h1-Hор позволяет для условий изоэнтропийного
расширения пара в рабочей решетке определить по h,s- диаграмме давление р2
за ступенью и удельный объем v2t;
- относительная скорость потока на выходе из рабочей решетки в условиях
изоэнтропийного расширения в ней w2t  2 H op  w12 позволяет оценить число
М2t=w2t/а2t, где скорость звука а2t= xp2v2t ;
- по аналогии с п.12 для дозвукового режима (М2t1) площадь горловых
сечений F2 сопловой решетки определяется из уравнения Gv2t   2 F2 w2t ;
- если число М2t1, то следует принять рекомендации, представленные в
пп.13-14, с учетом того, что критическое отношение давлений    p2 / p1 . Здесь
давление полного торможения перед рабочей решеткой p 1 находится с помощью h,s- диаграммы с учетом энергии входной скорости 0,5w12 в относительном движении;
- далее определяется эффективный угол выхода для рабочей решетки
 2 Э  arcsin(
F2
) , где средний диаметр d2 вычисляется с учетом принятого раd 2el2
нее значения перекрыши l;
- по известным значениям углов 1, 2Э, числа М2t выбирается тип рабочей
решетки
(Р-1-2Э (А,Б,В или Р)) и по ее аэродинамическим характеристикам
определяются угол установки у и относительный шаг t2  t2 / b2 . Значение относительного шага уточняется из условия, чтобы число лопаток в решетке
z2=d2/(b2 t 2 ) было целым;
- по аналогии с рекомендациями п.17 определяют значение коэффициента
потерь рабочей решетки р и далее вычисляется коэффициент скорости
  1 p ;
- вычисляется действительное значение относительной скорости w2=w2t.
Угол 2 вектора скорости w2 определяется по следующим формулам:
- для дозвуковых скоростей

(53)
  arcsin( 2 sin  ) ;
2
-

2Э
для сверхзвуковых скоростей
 2  arcsin(
2
sin  2 Э ) ,
q 2
(54)
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 79 из 40
где приведенный расход q2=f(р2/ p1 ) или q2=f(М2t) находится из таблиц газодинамических функций;
- рассчитывается выходной треугольник скоростей, который строится в
масштабе. На основе совмещенных треугольников скоростей анализируется
кинематика потока в ступени;
- после определения потерь в рабочей решетке Нр=0,5w2t2(1-2) и потерь с
выходной скоростью Нвс=0,5с22 вычисляется располагаемая энергия ступени
Е0= H 0 -всНвс;
- относительный лопаточный КПД турбинной ступени рассчитывается по
балансу потерь и с использованием проекций скоростей. В пределах точности
расчета оба значения ол должны совпадать;
- внутренняя мощность проектируемой ступени Ni=G H 0oi . При этом считается, что G=G1=G2, т.е. массовые расходы водяного пара в решетках ступени
одинаковы;
- осуществляется проектирование ступени с выбором конструкций хвостовиков рабочих лопаток, бандажных лент и надбандажных уплотнений, а также
диафрагменных уплотнений (рисунок 35).
а)
б)
в)
г)
а) конструкция рабочей лопатки с постоянным профилем по высоте; б) к выбору радиальных и осевых зазоров в турбинной ступени; в) конструкции бандажных лент; г) конструкции хвостовиков рабочих лопаток.
Рисунок 35. К проектированию турбинной ступени
Вопрос №3. Особенности расчета турбинных ступеней
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 80 из 40
- в расчете промежуточных ступеней, спроектированных с углом выхода
2900, значение коэффициента использования энергии выходной скорости вс
допустимо принимать равным единице. При углах 2, отличающихся от 900,
значение коэффициента вс можно оценивать по формуле вс=sin22;
- формулы для определения КПД ол и располагаемой энергии Е0 промежуточной ступени приобретают различный вид для первых, промежуточных и последних ступеней отсека паровой турбины:
- для первой ступени
E  H c  H p
(55)
Е0=Н0-0,5с22;  ол  0
;
E0
- для промежуточных ступеней
Е0= H 0 -0,5с22;  ол 
E 0  H c  H p
E0
;
(56)
- для последней ступени
Е0= H 0 ;  ол 
E 0  H c  H p  H вс
E0
.
(57)
- так как отношение среднего диаметра ступени к высоте лопаток ее решеток по ходу проточной части турбины сокращается, то лопатки, прежде всего,
последних ступеней необходимо выполнять с переменным профилем по высоте, т.е. их закручивают. Границей, с которой требуется закручивание лопаток
турбинных решеток, является отношение =d/l=10÷13.
На рисунке 36 показаны примеры исполнения цилиндров паровых турбин.
Рисунок 36. Примеры исполнения турбинных ступеней ЦВД (а), ЦСД (б) и
ЦНД (в) турбины
Вопросы для самоконтроля
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 81 из 40
1 Какими величинами задаются при расчете турбинной ступени?
2 Какие факторы влияют на выбор степени реакции?
3 На чем основан выбор оптимального соотношения скоростей?
4 Какие величины получают в результате теплового расчета ступени турбины?
5 Почему для регулирующей ступени нельзя принимать большую степень
реакции?
Вопросы для самоконтроля
1 Какими величинами задаются при расчете турбинной ступени?
2 Какие факторы влияют на выбор степени реакции?
3 На чем основан выбор оптимального соотношения скоростей?
4 Какие величины получают в результате теплового расчета ступени турбины?
5 Почему для регулирующей ступени нельзя принимать большую степень
реакции?
Лекция 8
Тема. Особенности расчета и проектирования ступеней с длинными
лопатками
Вопросы
1 Уравнения радиального равновесия.
2 Законы профилирования турбинных лопаток.
3 Сравнение эффективности турбинных ступеней с разными законами закрутки их лопаточного аппарата.
Вопрос №1. Уравнения радиального равновесия
Паротурбинные ступени с =d/l10 (ступени большой веерности) относят
к ступеням с длинными лопатками, в которых изменяются термодинамические
параметры и кинематические характеристики потока водяного пара вдоль радиуса ступени (по высоте решеток). Эти изменения следует учитывать при профилировании проточной части сопловых и рабочих решеток, чтобы обеспечить
высокий КПД ступени. На рисунке 37,а показана проточная часть ступени
большой веерности с меридиональными линиями тока и расчетными сечениями, а на рисунке 37,б – параллелепипед абсолютных скоростей в цилиндрической системе координат. Для этих условий вектор скорости c раскладывается
на три составляющие: с2=сu2+ca2+cr2, которые связаны между собой через соответствующие углы: , v и . Чтобы спрофилировать лопатки для такой ступени,
необходимо знать зависимости изменения параметров вдоль радиуса в зазорах
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 82 из 40
между решетками. Для этого получим уравнение, связывающее изменение
вдоль радиуса статического давления р1 со скоростью с1.
Рассмотрим ступень, в которой линии тока расположены на цилиндрических поверхностях, т.е. составляющая сr=0. Будем считать, что поток в ступени
осесимметричный, т.е. параметры потока в окружном направлении неизменны.
Для вывода уравнения радиального равновесия выделенного элемента водяного
пара рассматривается схема, показанная на рисунке 37,в.
Рисунок 37. К характеристике линий тока (а), скоростей (б) в ступени
большой веерности и к выводу уравнения радиального равновесия потока в ней
(в)
Элемент потока толщиной da выделен в зазоре между цилиндрическими
сечениями радиусами r и r+dr и меридиональными плоскостями с углом d от
оси ротора. К выделенному элементу приложены силы давления:
- по цилиндрическим поверхностям + р1rdda и – (р1+dр1)(r+dr)dda;
- по меридиональным поверхностям (р1+0,5dp1)drda, а также инерционная
сила от центростремительного ускорения элемента
2
1
c
rddadr 1u , где с1u –
v1
r
окружная составляющая скорости с1, v1 – удельный объем водяного пара в сечении «1-1» (рисунок 37).
Заменив sin(d/2)d/2, после преобразований (членами третьего порядка
малости пренебрегаем) получим для сечения «1-1» ступени упрощенный вид
уравнения радиального равновесия
2
(58)
dp1 c1u
v1

.
dr
r
Аналогично получают уравнения и для других сечений («0-0» и «2-2» на
рисунке 37):
2
2
(59)
dp0 c0u
dp2 c2u
v0

v2

;
.
dr
r
dr
r
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 83 из 40
Применительно к схеме течения, показанной на рисунке 37,б, где присутствуют составляющие скорости по радиусу (с1r) и вдоль оси а (с1а), уравнение
(58) записывается следующим образом:
2
(60)
c
c
dp
c
v1 1  1u  c1a 1а  c1r 1r .
dr
a
r
r
В правой части (60) первый член характеризует влияние центробежных
сил, а остальные члены – влияние радиального ускорения.
Из полученных уравнений радиального равновесия следует, что градиент
статического давления вдоль радиуса в сечении за сопловой решеткой ступени
пропорционален квадрату окружной составляющей скорости и обратно пропорционален радиусу. Таким образом, если перед ступенью (за ней) окружная
составляющая скорости с0u (c2u) равна нулю, т.е. угол 0 (2) равен 900, то по
высоте лопаток перед ступенью (за ней) статическое давление не изменяется.
На основе уравнений радиального равновесия формируются различные законы
закручивания лопаток решеток турбинных ступеней.
Вопрос №2. Законы профилирования турбинных лопаток
Как было показано ранее, в ступенях с длинными лопатками параметры и
характеристики потока вдоль радиуса ступени изменяются, что требует при
профилировании сопловых и рабочих лопаток их «закручивания». В практике
турбостроения используют различные законы закрутки, основные из которых
представлены далее.
- постоянство углов 1(r)=const. Для этого закона закрутки при условии
постоянства коэффициента скорости по радиусу сопловой решетки (r)=const
получено выражение, связывающее изменение скорости с1t и степени реактивности  по радиусу r (отнесенному к радиусу rизв, в котором известны параметры потока - чаще всего по отношению к параметрам на корневом радиусе ступени rкор):
2
(61)
c1t
1 
r  2 cos 
с1t ,изв

1   изв
(
rизв
)
2
2
1
- постоянство циркуляции скорости закрученного потока (сur=const) за
сопловой решеткой. Данный закон получают при использовании уравнения
энергии, записанного для зазора между решетками ступени в предположении,
что энтальпия полного торможения не изменяется по высоте
( h1 =h1+0,5c12=const), а также при условии с1а=const. Изменение скорости с1 по
радиусу выражается соотношением c1ur=c1u,корrкор. Очевидным является уравнение c1  c1a 
2
2
rкор
r
2
2
c1u , кор , из которого следует, что скорость с1 уменьшается по
2
высоте решетки. Следовательно, давление в зазоре увеличивается от ее корне-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 84 из 40
вых сечений к периферийным сечениям. Тогда изменение степени реактивности можно представить уравнением
(62)
cos 2 1кор
1 
.
 sin 2 1кор 
1   кор
r / rкор
На рисунке 38,а и рисунке 38,б показаны основные характеристики такой ступени.
а)
б)
Рисунок 38. Пример характеристик ступени с d/l=3 (кор=0), спроектированной по закону сur=const (а), и треугольники скоростей для ее характерных сечений
(б)
Для данного закона закрутки в условиях постоянства энтальпии полного
торможения на входе в ступень h0  const и механической работы вдоль радиуса
ступени энтальпия полного торможения за ступенью неизменна по высоте. При
этом, так как статическое давление р2=const, выходная абсолютная скорость
с2(r)=const. Изменение угла 1 определяется зависимостью tg 1  tg 1кор  r / rкор
(угол 1 растет по радиусу r), а изменение угла 2 - зависимостью
tg 2  tg 2 кор  rкор / r (угол 2 уменьшается по радиусу). Данный способ закрутки
применяется при цилиндрических обводах ступени и с веерностью 1023,5.
При значениях 23,5 применяют методы с отступлением от точного выполнения закона сur=const, например, по закону 1=const или закону постоянства
удельного расхода. Иногда для уменьшения градиента реактивности по высоте
лопаток применяют профилирование, при котором угол 1 уменьшается от
корня к периферии.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 85 из 40
- закон постоянства удельного расхода предполагает неизменность массового расхода на единицу торцевой площади сопловой и рабочей решеток по их
высоте:
G1
 c sin 1Э
G2
 w sin  2 ХЭ
(61)
 1 1t

 2 2t
 const .
2r1r1
v1t
2r2 r2
v2t
Пример результатов расчета такой ступени показан на рисунке 39,а.
а)
б)
Рисунок 39. Результаты расчета ступени с d/l=3, спроектированной по закону G  const (а) и с лопатками постоянного профиля (б)
- закон постоянного профиля сопловых и рабочих лопаток по высоте ступени.
В такой ступени изменение углов 1 и 2 определяется конкретными характеристиками облопачивания, например, зависимостью эффективных углов
выхода 1Э и 2Э от относительного шага t , которые имеются в атласах профилей. В качестве примера на рисунке 39,б показаны результаты расчета ступени
с лопатками постоянного профиля (=3).
Вопрос №3. Сравнение эффективности турбинных ступеней с разными
законами закрутки их лопаточного аппарата
- использование цилиндрических ступеней (с постоянным профилем по
высоте сопловых и рабочих лопаток) с d/l10 ÷ 13 существенно повышает потери энергии от веерности, связанные с неоптимальными углами входа потока 1,
ростом потерь с выходной скоростью с2 из-за большей неравномерности ее
эпюры и с неоптимальными относительными шагами расположения профилей в
корневых и периферийных сечениях решеток. В этих ступенях при вычислении
степени реактивности на среднем диаметре и для периферийного сечения используют следующие упрощенные формулы:
1,8
1,8
(62)
  
;
  
.
ср
кор
  1,8
пер
ср
  1,8
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 86 из 40
Расчет таких ступеней выполняют по методу элементарных струек. При
этом корневую степень реактивности ступени выбирают для: ЦВД кор=0,03 ÷
0,05; ЦНД кор=0,1 ÷ 0,3.
- ступень с рабочими лопатками переменного и сопловыми лопатками постоянного профиля при d/l4 ÷ 6 не имеет заметного снижения экономичности
по сравнению со ступенью, выполненной по закону сur=const или по методу
постоянства удельного расхода. Снижение КПД имеет место при d/l4;
- ступени с постоянным удельным расходом обладают малыми потерями
для всего диапазона d/l (наиболее распространенный метод закрутки);
- ступени с саблевидными сопловыми лопатками и спроектированными по
трехмерной модели вязкой среды обладают более высокой экономичностью в
сравнении с любыми другими ступенями.
Рисунок 40. Пример исполнения пакета рабочих лопаток, спроектированных по трехмерной модели рабочей среды в проточной части
В саблевидных лопатках применяется наклон (навал) как в сторону вращения, так и в противоположном направлении. При наклоне сопловых лопаток
в сторону вращения радиальный градиент степени реактивности (пер-кор)
уменьшается, что приводит к перераспределению расходов пара по высоте ступени и изменение с2=f(r). Возможно применение сопловой лопатки с наклоном
по вращению в корне и, наоборот, в периферийной части.
Вопросы для самоконтроля
1 Записать уравнение радиального равновесия.
2 Каковы законы профилирования турбинных лопаток?
3 Как исполняются рабочие лопатки и ступени паровых турбин?
Лекция 9
Тема. Основы проектирования паровых турбин
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 87 из 40
Вопросы
1 Основные показатели паровых турбин и их компоновки.
2 Предельная мощность однопоточной конденсационной турбины.
3 Способы повышения мощности паровых турбин.
4 Определение размеров последней ступени турбины.
Вопрос №1. Основные показатели паровых турбин и их компоновки
Проектируемые турбина и турбоустановка (ТУ) должны отвечать регламентируемой ГОСТ 4.424-86 системе показателей качества (семь групп), которые характеризуют технический уровень турбин и ТУ. Например, среди показателей назначения установлены номинальная мощность Nном (наибольшая мощность, которую турбина должна длительное время обеспечивать при номинальных параметрах рабочих сред), максимальная мощность Nмах, которую турбина
реализует при изменении начальных параметров водяного пара, давления рк,
отключении ряда отборов пара и пр., тепловая нагрузка отопительных (регулируемых) отборов пара Qт, ГДж/час, частота вращения n, с-1, давление и температура свежего пара (р0, t0), температура промперегрева (tпп), температура
охлаждающей воды для конденсатора ТУ (t1в), давление в конденсаторе рк,
температура питательной воды tпв. Кроме них устанавливаются массогабаритные показатели турбины и характеристики ее маневренности (время пуска, допустимое число пусков, регулировочный диапазон автоматического изменения
мощности). К основным также относятся такие показатели надежности, как
наработка на отказ (не менее 5500 ч); установленный ресурс до списания (не
менее 40 лет) и между капитальными ремонтами (4 ÷ 6 лет), а также показатель
экономичности - удельный расход теплоты брутто qЭбр, кДж/(кВтч))
Для обеспечения установленных показателей осуществляется выбор тепловой схемы и компоновки турбоагрегата на основе технико-экономических
расчетов и обоснований. В частности, выбираются разделительное давление,
определяющее давление пара в тракте промежуточного перегрева рпп, способ
деаэрации питательной воды и давление в деаэраторе рд, число регенеративных
подогревателей Zпод, а также схема и параметры системы сепарации и промперегрева для турбин АЭС. ГОСТы устанавливает необходимость организации
промежуточного перегрева для турбин ТЭС, проектируемых на давление свежего пара р012,3 МПа. Число регенеративных отборов пара для подогрева питательной воды и соответствующий расход Gотб определяют в итоге конденсационный расход пара в турбине (Gк), который составляет 50-70% от расхода
свежего пара (G0).
Современные мощные турбины выполняются многоступенчатыми с компоновкой проточной части посредством цилиндров высокого давления (ЦВД),
давление за которым определяется давлением промежуточного перегрева пара,
среднего давления (ЦСД) и низкого давления (ЦНД). На рисунке 41 представлена компоновка турбины К-800-23,5 ЛМЗ, номинальная мощность которой
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 88 из 40
NЭ=800 МВт, расход G0=650 кг/с, oi=0,85, располагаемый теплоперепад турбины Н0=1400 кДж/кг, число ступеней zЦВД=12, zЦСД=8 (на один поток), zЦНД=4 (на
один поток).
Рисунок 41. Схема компоновки паровой турбины К-800-23,5 ЛМЗ
Многоступенчатое исполнение паровых турбин позволяет:
- реализовать большие мощности (NЭ=500 ÷ 1500 МВт при Н0=1000 ÷ 1600
кДж/кг);
- проектировать проточную часть турбины из условия u/сф=(u/сф)опт для
всех ступеней (чем дороже топливо, используемое на электростанции, тем экономичнее должно быть ее основное и вспомогательное оборудование);
- использовать эффект промперегрева, посредством которого повышаются
термический КПД цикла, растет oiЦСД, снижается степень влажности в последних ступенях ЦНД;
- осуществлять оптимальным образом отборы пара на регенеративный подогрев питательной воды, которые существенно повышают КПД турбоустановки;
- организовывать эффективную схему компенсации осевых нагрузок валопровода;
- использовать энергию выходной скорости предыдущей турбинной ступени для роста располагаемой энергии последующей за ней ступени. Таким образом, увеличивается располагаемый теплоперепад ступеней;
- использовать эффект возврата теплоты, связанный с тем, что потери
энергии в ступени переходят в теплоту и повышают энтальпию (теплосодержание) водяного пара за турбинной ступенью. В области перегретого пара этот
эффект приводит к повышению температуры t2 за ступенью, а в области влажного – к увеличению степени сухости пара х. За счет повышения t2 или х фактический теплоперепад ступени увеличивается в сравнении с тепловым перепадом, определяемым по основной изоэнтропе. В результате этого эффекта сумма
располагаемых теплоперепадов всех ступеней в многоступенчатой турбине
больше, чем теплоперепад турбины Н0т, определяемый по основной изоэнтропе. Разность
z
H
i 1
i
0
Т
 H 0  Q , где Q –теплота, которая «возвращается» в поток
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 89 из 40
водяного пара в проточной части турбинных ступеней в процессах формирования в них потерь энергии (речь идет о формировании тепловой энергии). Предположив, что внутренний относительный oiст для всех ступеней одинаков по
значению, КПД всей турбины можно представить следующим образом:
z
oiТ 
 oi
Hi

Т
H0
ст
H
j 1
H0
z
( j)
i
Т

H
j 1
oi ст
j
o
H0
Т

(63)
Т
H0  Q
ст
 oi (1  qвт )
Т
H0
В (63) qвт=Q/H0т – коэффициент возврата теплоты.
Итак, относительный внутренний КПД паровой турбины oi при ее многоступенчатом исполнении увеличивается за счет эффекта возврата теплоты. В
расчетах коэффициент возврата теплоты обычно оценивают по формуле
Т z 1
(64)
q  k (1   ) H
,
вт
t
oi
0
z
где коэффициент kt=4,810 для турбинных ступеней, работающих в области
перегретого пара; kt=(3,2 ÷ 4,3)10-4 – для ступеней, часть которых работает в
области перегретого пара, а часть – в области влажного пара; kt=2,810-4 - для
ступеней, работающих в области влажного пара. Обычно значение qвт в зависимости от числа турбинных ступеней z и располагаемого теплоперепада турбины Н0т изменяется от 0,02 до 0,10.
Отечественное турбостроение выпускает паровые турбины активного
типа, хотя в проточной части ЦСД и ЦНД степень реактивности ступеней в их
сечениях со средним диаметром приближается к значению ср=0,3 ÷ 0,5, а в последних ступенях ЦНД турбины и того выше. Конструктивным признаком турбин активного типа является использование в них роторов дисковой конструкции. Большинство турбин ТЭС эксплуатируются с переменной мощностью, т.е.
участвуют в диспетчерском графике изменения нагрузок энергосистемы. Это
предполагает использование системы соплового парораспределения турбины,
признаком которой является наличие регулирующей ступени в ЦВД. Исключение составляют паровая турбина К-1200-23,5 ЛМЗ и большинство турбин АЭС,
которые предназначены для обеспечения в энергосистемах преимущественно
базовых нагрузок. В этих турбинах применяется дроссельное парораспределение.
Компоновочные решения для паровых турбин, изготовленных для ТЭС
турбостроительными заводами бывшего СССР, показаны на рисунке 42.
-4
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 90 из 40
Рисунок 42. Компоновочные решения для паровых турбин ТЭС
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 91 из 40
Вопрос №2. Предельная мощность однопоточной конденсационной
турбины
Предельная мощность паровой турбины определяется расходом водяного
пара через последнюю ступень (G2), который ограничивается значением абсолютной скорости с2 за ее рабочей решеткой из условия Мс21, удельным объемом влажного пара v2, зависящим от давления рк в конденсаторе, а также площадью рабочей решетки последней ступени F2=d2l2sin2. Последние ступени
отличаются большими длинами лопаток, т.к. при низких значениях давления рк
необходимо реализовывать огромные по значению объемные расходы (G2v2)
водяного пара в конденсатор (Gк=G2). В связи с большой длиной рабочих лопаток их механическая прочность находится на предельных уровнях по напряжениям растяжения, формируемых в корневых сечениях лопаток от действия центробежных сил. Отсюда предельный расход водяного пара, который можно
пропустить через последнюю ступень, зависит от механической прочности ее
рабочих лопаток.
Рисунок 43. Упрощенная тепловая схема конденсационной ПТУ
Учитывая, что направление абсолютной скорости с2 выбирается с приближением к углу 2=900 (sin2=1), расход пара в конденсатор однопоточной турбины определяется из уравнения неразрывности следующим образом:
d l sin  2
c
(66)
G  22
c  2 ,
к
v2
2
2
v2
где 2=d2l2 – аксиальная (осевая) площадь выхода из рабочих лопаток последней ступени; с2, v2 – осредненные по высоте выходного сечения рабочей
решетки значения абсолютной скорости и удельного объема. Максимальные
значения напряжения растяжения р, мах от действия центробежных сил Rцс при
вращении ротора с угловой частотой =2n имеют место в корневом сечении
рабочей лопатки. При постоянном значении площади fл сечений профиля по
высоте лопатки (рабочие лопатки постоянного сечения) напряжения р, махпост
определяется следующим образом:
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
 p ( 0)   p , max пост 
Rцс
fл

ст f лl2 2 2 d 2
2 fл
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
 2  cnl2 2 n 2 d 2  2  ст  2n 2 ,
Страница 92 из 40
(67)
где ст – плотность материала лопаток, n – частота вращения ротора турбины.
Поскольку лопатки последних ступеней выполняют с переменным сечением профиля по высоте l2 (площадь сечения уменьшается от корня к периферии
рабочей лопатки), что приводит к снижению напряжения р в корневом сечении, то в (67) следует ввести коэффициент разгрузки kразгр, определяемый отношением площадей сечений у вершины и корня лопатки fпер/fкор, а также законом изменения площадей по высоте.
Наименьшие значения fпер/fкор достигают 0,1 ÷ 0,14, для которых kразгр2,30
÷ 2,4. Тогда напряжение растяжения в корневом сечении для лопатки переменного профиля
p 
2
k разгр
 ст  2n 2 .
(69)
Решение (69) относительно осевой площади  2 и подстановка его в выражение (66), а далее в (65), позволяет получить формулу для определения предельного значения внутренней мощности однопоточной турбины:
Ni 
m
т
т [ p ] c2 1
.
k рагрH 0 oi
2
ст v2 n 2
(70)
Из этой формулы следует, что предельная мощность турбины кроме располагаемого теплоперепада турбины Нот, ее относительного внутреннего КПД
oiт, коэффициентов m и kразгр зависит от следующих величин:
- напряжения растяжения, значение которого определяется допустимым
напряжением [р] для материала лопатки (для высоколегированной стали
[р]450 МПа);
- плотности материала лопатки ст (для нержавеющих сталей ст=7,8103
кг/м3);
- скорости с2, определяемой ограничениями потерь с выходной скоростью
Нвс=0,5с22 и допустимым диапазоном режимов течения по числу Маха
(Мс20,9). Для мощных турбин потери энергии с выходной скоростью составляют 20 ÷ 40 кДж/кг. Их изменение для влажнопаровых турбин АЭС оказывает
большее влияние на экономичность, чем для турбин, работающих с перегретым
паром;
- удельного объема v2 водяного пара, зависящего от давления рк в конденсаторе;
- частоты вращения ротора n (при переходе с n=50 с-1 к n=25 с-1 предельная
мощность турбины увеличивается в четыре раза).
Например, для стальных лопаток при n=50 с-1 реализуется предельное значение площади рабочей решетки последней ступени  2 =8,6 м2, при которой
внутренняя мощность турбины при р0=23,5 МПа, t0=565 0С и рк=4 кПа
Niпред=117 МВт.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 93 из 40
Располагаемый теплоперепад турбины зависит от параметров пара перед
турбиной. Сегодня кроме сверхкритических параметров водяного пара (р0=23,5
МПа) начинают применять и сверхвысокие его параметры (СВП) с давлением
р0=25 ÷ 39 МПа и температурой t0=570 ÷ 600 0С, что увеличивает располагаемый теплоперепад турбины Нот. В турбоустановках с СВП чаще применяются
две ступени промперегрева, что увеличивает термический КПД турбоустановки
и значение располагаемого теплоперепада турбины. Следует понимать, что для
турбин АЭС, работающих на влажном паре (р0=5 ÷ 7 МПа), Н0т значительно
меньше, чем для турбин перегретого пара, что определяет сокращение их предельной мощности примерно на 20 %. Повышение давления рк в конденсаторе,
например, с 3,5 кПа до 5,0 кПа увеличивает предельную мощность при прочих
равных условий на 43 % (за счет уменьшения удельного объема пара v2). Но,
при этом, абсолютный электрический КПД паротурбинных установок ТЭС
уменьшается на Э/Э=0,5 % и на Э/Э=0,9 % для турбоустановок АЭС. В
общем случае выбор давления в конденсаторе зависит от климатических условий места нахождения электростанции, системы ее водоснабжения, вида и стоимости топлива, а также ряда других факторов.
Вопрос №3. Способы повышения мощности паровых турбин
- переход к варианту исполнения турбины с частотой вращения ротора
n=25 с-1 (тихоходные турбины). Такие решения используются в паровых турбинах насыщенного пара для АЭС. При этом применяют четырехполюсный электрогенератор. Уменьшение частоты вращения n в два раза позволяет увеличить
предельную мощность однопоточной турбины в четыре раза. В реальных условиях из-за большого роста габаритных размеров турбины и конденсатора, а
также строительных конструкций машинного зала АЭС, увеличение мощности
турбины с переходом на n=25 с-1 меньше. Но предельные значения длины рабочих лопаток последней ступени ЦНД таких турбин в 1,5 раза больше, чем у
быстроходных турбин с частотой вращения ротора n=50 с-1.
- использование вместо стальных лопаток из титанового сплава, которые
обладают вдвое большей удельной прочностью [р]/тит из-за меньшей плотности этого сплава (тит4500 кг/м3). Использование титановых сплавов для рабочих лопаток позволяет повысить предельную мощность в 1,5 раза. Рабочие лопатки из титанового сплава применяются в последних ступенях ЦНД турбины
К-1200-23,5 ЛМЗ (таблице 2). При длине рабочих лопаток l2=1200 мм обеспечивается аксиальная площадь рабочей решетки  2 =11,3 м2 (предельная мощность одного потока в этой турбине составляет 200 МВт). Такая лопатка применена и в быстроходной турбине ЛМЗ К-1000-5,9 для АЭС. Существуют проекты рабочих лопаток длиной l2=1350 ÷ 1500 мм.
Таблица 2 - Основные характеристики ЦНД мощных паровых турбин
Турбина
Завод Давле- Длина Средний Число Суммарние рк, l2, мм
диаметр
ЦНД и ная пло-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
кПа
К-50023,5-4
К-80023,5-3
К-120023,5-3
К-10005,9-2
К-10005,9/25
d2, мм
Страница 94 из 40
ЛМЗ
3,3
960
2480
выхлопов
2х2
щадь F2,
м2
29,92
«
«
3,4
960
2480
3х2
44,88
3,5
1200
3000
3х2
67,86
«
4,9
1200
3000
4x2
90,48
ХТЗ
6,0
1450
4150
3х2
113,4
- использование в компоновке турбоагрегатов нескольких ЦНД двухпоточного исполнения (2 ÷ 3 ЦНД в мощных турбинах ТЭС (таблице 2) и 2 ÷ 4
ЦНД в турбинах АЭС). В турбине К-1200-23,5 (рисунок 44) шесть потоков в
ЦНД позволяют получить номинальную мощность 1200 МВт (ее максимальная
мощность Nэмах=1400 МВт).
а) цилиндр высокого давления
б) цилиндр среднего давления
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 95 из 40
в) цилиндр низкого давления (один из трех)
Рисунок 44. Примеры исполнения цилиндров паровой турбины К-120023,5 ЛМЗ
- использование в ЦНД двухярусной предпоследней ступени (ступени Баумана). Через верхний ярус такой ступени одна треть расхода пара направляется в конденсатор, минуя последнюю ступень, предельную по характеристикам
прочности (рисунок 45). В результате предельная мощность такой ступени увеличивается в 1,5 раза. Ступени Баумана применяются, например, в ЦНД паровой турбины К-215-12,8 ЛМЗ.
Рисунок 45. Проточная часть ЦНД со ступенью Баумана
Вопрос №4. Определение размеров последней ступени турбины
Поиск оптимального решения по размерам последних ступеней является
задачей технико-экономического расчета. В первом приближении определение
размеров при известном значении расхода водяного пара в конденсатор Gк и
числе выхлопов i в ЦНД турбины осуществляется следующим образом:
- оцениваю относительный внутренний КПД цилиндров (oiЦВД=0,82 ÷ 0,87;
oiЦСД=0,86 ÷ 0,92; oiЦНД=0,78 ÷ 0,83);
- по значению р2=рк в конце процесса расширения определяют удельный
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 96 из 40
объем v2;
- задаются потерями с выходной скоростью Нвс (для мощных турбин 20 ÷
40 кДж/кг) и определяют значение средней скорости с2= 2H вс (рисунок 46).
Рисунок 46. К выбору уровня потерь с выходной скоростью (а) и эффективности последних ступеней (б) ЦНД: 1 – l2=550 мм, dк=1350 мм; 2 – l2=755
мм, dк=1350 мм; 3 – l2=755 мм, dк=1520 мм; 4 – l2=960 мм, dк=1520 мм; 5 –
l2=1000 мм, dк=1800 мм; 6 – l2=1200 мм, dк=1800 мм
- вычисляют число Мс2=с2/а2, значение которого должно быть меньше 0,75
÷ 0,85. Скорость звука а2= kp2v2 , где показатель адиабаты k находят с учетом
влажности водяного пара (k=1,1 ÷ 1,12);
- определяют аксиальную площадь 2=d2l2. Для обеспечения умеренных
напряжений в рабочих лопатках принимаются значения 2=4 ÷ 6 м2;
- задаются значением параметра 2=d2/l2 (желательно 23). В ступенях с
предельными напряжениями значения 2,723 (в крайних случаях 2=2,4 ÷
2,7);
- определяют средний диаметр ступени
d2 
Gк v2 2 / i
 2 2
;

c2

(71)
- вычисленная длина рабочей лопатки l2=d2/2 сопоставляется и корректируется в соответствии с длиной лопатки заводского исполнения (таблица 3).
Если найденные размеры превышают наибольшие из известных ступеней,
то следует пересмотреть значения величин в (71) с целью приближения длины
рабочей лопатки l2 к значениям, используемым в практике. Следует помнить,
что увеличение потерь с выходной скоростью Нвс последней ступени, приводящее к уменьшению ее размеров, ухудшает экономические показатели турбины.
Таблица 2 - Основные характеристики последних ступеней паровых турбин
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Марка турбины
К-50-8,8-3
К-100-8,8-6
К-125-12,8
К-210-12,8-3
К-300-16,6-2
К-500-16,3-2
К-300-23,5-3
К-500-23,5-4
К-800-23,5-3
К-1200-23,5-3
Т-180/210-12,8-1
Т-180/210-12,8-2
ПТ-80/100-12,8/1,3
ПТ-60/75-12,8/1,3
Р-50/60-12,8/1,3-2
К-1000-5,9-1
К-1000-5,9-2
К-800-12,8
К-170-12,8-3
К-300-23,5-2
К-310-23,5-3
К-320-23,5-4
К-500-17,7
2,7/5
К-500-23,5-2
К-220-4,4/25-3
К-220-4,4/25-4
К-500-6,4/25-2
К-750-6,4/50
К-500-5,9/25
К-1000-5,9/25-1
К-1000-5,9/25-2
К-1100-5,9/25-4
Т-250/300-23,5-3
Т-185/220-12,8-2
Т-110/120-12,8-5
Т-50/60-12,8-6
ПТ-135/16212,8/1,5
Давление
рк,
кПа
3,4
3,4
3,9
3,9
6,4
5,9
3,4
3,3
3,4
3,5
6,5
6,3
4,9
4,0
3,9
3,8
3,6
3,7
4,8
3,9
3,0
6,3
3,9
4,4
6,0
4,0
3,7
4,0
5,8
5,0
5,6
5,1
6,2
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Длина
рабочей лопатки
l2, мм
665
665
960
765
755
960
960
960
960
1200
640
755
665
665
122
1200
1200
1200
780
1050
1030
1030
1030
1030
1030
920
852
1030
1450
1450
1450
1450
940
830
550
458
830
Средний
диаметр
d, мм
2000
2000
2480
2100
2275
2480
2480
2480
2480
3000
2090
2205
2000
2000
931
3000
3000
3000
2125
2250
2530
2530
2530
2530
2530
2820
2352
2530
4150
4150
4150
4150
2390
2280
1915
1596
2280
Страница 97 из 40
Число
ЦНД
И выхлопов
Суммарная
площадь
F2, м2
1х1
1х2
1х1
1х2
1х2
2х2
1х3
2х2
3х2
3х2
1х2
1х2
1х2
1х1
1х1
4x2
4x2
2x2
1x2
1x2
1x2
1x2
2x2
2x2
2х2
1х2
4х2
4х2
1х2
3х2
3х2
3х2
1х2
1х2
1х2
1х1
1х1
4,18
8,36
7,48
15,28
29,92
16,2
22,44
29,92
44,88
67,86
8,4
10,46
4,18
4,18
0,36
90,48
90,48
45,24
10,41
25,23
16,37
16,37
32,74
32,74
32,74
16,3
50,36
65,48
37,8
113,4
113,4
113,4
14,1
11,8
6,62
2,3
11,8
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
ПТ-50/60-12,8/0,7
Р-100-12,8/1,3-2
5,4
6,0
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
550
127
1915
1127
1х1
1х1
Страница 98 из 40
3,31
-
Вопросы для самоконтроля
1 Перечислить основные показатели паровых турбин.
2 Как определяется предельная мощность однопоточной конденсационной турбины?
3 Перечислить способы повышения мощности паровых турбин.
4 Как определяют размеры последней ступени турбины?
Лекция 10
Тема. Основные расчеты при проектировании паровой турбины
Вопросы
1 Построение процесса расширения водяного пара в проточной части
турбины и оценки его расхода.
2 Расчет числа ступеней, числа ЦНД и распределение теплоперепадов по
ступеням турбины.
3 Выбор частоты вращения ротора турбины, числа ЦНД и компоновки
турбоагрегата.
Вопрос №1. Построение процесса расширения водяного пара в проточной части турбины и оценки его расхода.
Для расчета тепловой схемы турбоустановки и последующего расчета проточной части турбины предварительно выполняется оценка основных параметров водяного пара по ее характерным частям, включающим регулирующую
ступень, ЦВД, ЦСД и ЦНД. Для этого строится процесс расширения в h,sдиаграмме на основе оценок КПД, имеющихся в распоряжении, включая по результатам эксплуатаиии существующих турбин. По приближенному процессу
расширения далее производится расчет тепловой схемы турбоустановки и
определяются соответствующие расходы пара (G0, GK, в регенеративные подогреватели). Здесь же оценивается тепловая экономичность турбоустановки по
значениям удельных расходов теплоты и водяного пара. Исходными для расчетов являются: электрическая мощность ПТУ Л/э, параметры водяного пара (р0,
t0, рпп, tnn) и питательной воды (рпв = (1,25-1,35)*р0, tnB = 230°С при р0 = 13 МПа
и tnB = 265°С при р0 = 24 МПа), давление в конденсаторе рк, число регенеративных подогревателей.
Допускается принимать, что в выходном патрубке ЦНД турбины энергия с
выходной скоростью за последней ступенью затрачивается на преодоление
аэродинамического сопротивления каналов патрубка, т.е. р2 = р к .
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 99 из 40
Расход водяного пара в первую ступень турбины перед построением процесса допускается оценивать на основе определения приведенного использованного теплоперепада турбины
(72)
где
.
Можно
в
первом
приближении
принять
. Абсолютный внутренний КПД турбоустановки с промперегревом
(73)
Рисунок 47. Процесс расширения в h,s-диаграмме для турбины с промежуточным перегревом водяного пара
- располагаемый теплсперепад ЦВД турбины (до прсмперегрева);
- располагаемый теплсперепад ЦСД и ЦНД (после прсмперегрева)
Вопрос №2. Расчет числа ступеней, числа ЦНД и распределение теплоперепадов по ступеням турбины.
Для паровых турбин с регулирующей ступенью (большинство турбин
ТЭС) предварительно оценивается ее средний диаметр d p c , который ограничен
возможным диаметром поковки ротора (при цельнокованом роторе ЦВД диаметр любой его ступени обычно не превышает 1,1 ÷ 1,2 м). Для современных
мощных турбин ТЭС теплоперепад регулирующей ступени назначается из диапазона Н0рс = 80 ÷ 95 кДж/кг, а для турбин средней мощности и активно работающих в графике переменных нагрузок - Н0рс = 130 ÷ 150 кДж/кг. Поэтому в
мощных турбинах используют одновенечные регулирующие ступени, а в тур-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 100 из 40
бинах малой и иногда средней мощности - двухвенечные ступени скорости.
Оптимальные отношения u/cф для одновенечных ступеней выбирают в пределах
0,43 ÷ 0,395 (большие значения для меньших W0pc), а для двухвенечных - 0,29 ÷
0,275. При заданном значении среднего диаметра регулирующей ступени ее
располагаемый теплоперепад
. Степень реактивности
принимается в пределах ρ = 0,05 ÷ 0,10, а угол α1э = 10 ÷ 14°. КПД этих ступеней предварительно можно оценивать по следующим формулам (для области
оптимальных значений u/cф. ) :
(74)
Здесь давление и удельный объем водяного пара соответствуют состоянию
перед соплами регулирующей ступени. При отклонениях от оптимального значения параметра u/cф к полученным значениям ηoi вводятся поправки. Определив полезно использованный теплоперепад в регулирующей ступени, можно
найти параметры начала процесса расширения в нерегулируемых ступенях ЧВД
(ЧСД) турбины. При необходимости осуществляется коррекция процесса расширения в турбине. Для этого используются формулы оценок КПД отсеков
турбины, включающих сомкнутую группу ступеней с полной потерей энергии
выходной скорости в последней ступени. Для группы ступеней, работающих в
области перегретого пара (л = 50 с-1),
где
ны);
(75)
-средний расход пара через группу ступеней (отсек турбисредний удельный объем пара; H0гp - располагаемый теплопе-
репад группы ступеней, кДж/кг;
zст - число ступеней в группе
(отсеке).
КПД группы ступеней низкого давления для области перегретого пара
(76)
Если процесс расширения в группе ступеней осуществляется в области
влажного пара, то КПД определяется с учетом поправки на влажность водяного
пара на входе и выходе из группы:
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 101 из 40
(77)
Вопрос № 3. Выбор частоты вращения ротора турбины, числа ЦНД и
компоновки турбоагрегата
При заданной частоте электрической сети f = 50 Гц для энергетических
стационарных турбин ТЭС частота вращения их валопровода n = 50 с-1 (используется двухполюсный электрогенератор). В ряде паровых турбин АЭС применяется частота вращения их валопровода n = 25 с-1. При этом используется четырехполюсный электрогенератор. Главная причина перехода на тихоходное
исполнение турбоагрегата связана с надежностью рабочих лопаток последней
ступени ЦНД и их экономичностью. Для ЦНД при переходе на n = 25 с-1, неизменных значениях θ 2 = d 2 / l 2 и напряжений σ р а с т в рабочих лопатках последних ступеней вчетверо увеличивается их кольцевая площадь. При этом число
потоков ЦНД уменьшится также вчетверо. Другими словами, большая мощность в тихоходных турбоагрегатах реализуется при меньшем количестве ЦНД,
чем в быстроходных. Обычно в тихоходных турбинах АЭС размеры рабочих
лопаток увеличивают в 1,2 ÷ 1,5 раза (I2 = 1450 мм в турбинах ХТЗ) в сравнении
с быстроходными (I2 = 1000 - 1200 мм в турбинах ЛМЗ). Это дает возможность
при росте выходной площади последних ступеней сократить число потоков
ЦНД и, тем самым, уменьшить значимость выходных потерь ∆Нвс. Но из-за
увеличения массы роторов и корпусов стоимость тихоходных турбин, несмотря
на сокращение числа ЦНД, выше, чем быстроходных. Технико-экономические
расчеты показывают, что для высоких параметров пара, где возможный выигрыш в экономичности ниже, чем в турбинах насыщенного пара АЭС, а увеличение стоимости значительнее, использование тихоходных конструкций турбоагрегатов нецелесообразно. В настоящее время турбины АЭС мощностью 8001000 МВт строятся как быстроходными, так и тихоходными (в США, Японии и
Франции все турбины насыщенного пара выполняются тихоходными). В то же
время АО ЛМЗ паровую турбину К-1000-5,9 для АЭС выполняет быстроходной. Проектируется турбина К-1500-6,9/50, для которой рассматривается один
из вариантов изготовления лопатки последней ступени длиной I2 = 1500 мм.
Число ЦНД турбоагрегата зависит от давления в конденсаторе р к . На рис.
1 приведены, в качестве примера, зависимости
, которые позволяют осуществить оценку числа ЦНД по уровню числа Мс2 = с 2 / а 2 за последней ступенью паровой турбины К-1500-6,9/50 ЛМЗ в зависимости от давления в
конденсаторе р к . Здесь в условиях ограничения уровня Мс2ЭФ = 0,72 требуется:
четыре ЦНД при р к = 4,2 ÷ 5,75 кПа; три ЦНД при р к - 5,8 ÷ 8,8 кПа; два ЦНД
при р к > 8,8 кПа.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 102 из 40
-число Маха за последней ступенью, определяемое эффективней работой выходного патрубка ЦНД турбины;
-предельное среднерасхсднсе значение числа Маха за последней ступенью, вычисляемое по скорости с2а
Рисунок 48. Зависимости для определения числа ЦНД паровой турбины К-1500-6,9/50
В ряде паротурбинных установок применяется двухвальное исполнение
турбоагрегата. В основном оно используется для электростанций на органическом топливе. Например, энергоблоки К-1300-26,5 "ABB" для энергосетей с частотой f = 60 Гц эксплуатируются в США. Здесь оба валопровода быстроходные (л =60 с-1), причем первый состоит из ЦВД и двух ЦНД, а второй - из ЦСД
и двух ЦНД. Известен опыт создания и эксплуатации двухвального агрегата К800-23,5-1 ЛМЗ (на первом валу ЦВД + ЦСД + 2 ЦНД, на втором - ЦСД + 2
ЦНД). Сокращения числа ЦНД в мощных турбинах добилась фирма "Мицубиси" на основе двухвального исполнения турбоустановки К-1000-24,1 по следующей схеме: первый вал (л=50 с-1) - ЦВД + ЦСД, второй вал (л= 25 с-1) - 2 ЦНД.
В некоторых турбоустановках АЭС (К-500-5,9 и К-1000-5,9-1 ХТЗ) применяются ЦНД с боковым расположением конденсаторов. Их основные преимущества: ужесточение фундамента турбины; уменьшение затрат на строительные конструкции машинного зала; повышение эффективности выходного патрубка ЦНД. К недостаткам следует отнести рост протяженности вакуумных
разъемов и опасность заброса влаги в проточную часть последней ступени.
Вопросы для самоконтроля
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 103 из 40
1 Построить в is -диаграмме процесс расширения пара в проточной части
турбины.
2 Как определяют число ступеней?
3 Как рассчитывают теплоперепад по ступеням турбины?
4 Какая турбина называется конденсационной?
5 Перечислить основные показатели конденсационной турбины.
Лекция 11
Тема. Обеспечение надежности лопаточного аппарата турбинных
ступеней
Вопросы
1 Расчет осевых усилий и способы их компенсации.
2 Статическая прочность рабочих лопаток турбинных ступеней.
3 Пример конструкции паровой турбины.
Вопрос №1. Расчет осевых усилий и способы их компенсации
Осевое усилие, действующее на ротор, определяется суммированием усилий, формирующихся в пределах каждой ступени на рабочих лопатках, на
кольцевой части полотна диска, в ступеньках ротора между диаметрами соседних диафрагменных уплотнений, а также на выступах уплотнений (рисунок 48).
Рисунок 48. К расчету осевого усилия, формируемого в турбинной ступени
Первая составляющая осевого усилия
Ra  G(c1 sin 1  c2 sin  2 )  ( p1  p2 )dl2
1
(82)
определяется разностью осевых проекции скоростей (при М1t0,7 близка к
нулю) и разностью давлений р=р1-р2, которая зависит от степени реактивности ступени (чем выше , тем больше р).
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 104 из 40
Вторая составляющая на кольцевой части полотна диска, расположенной
между корневым диаметром dкор и диаметром ротора под диафрагменным
уплотнением d2 (рисунок 48)
11
1
2
2
(83)
Ra  ( p1  p2 )0,25 (d кор  d 2 ),
где давление р11 между диафрагмой и диском зависит от соотношения
диафрагменной протечки Gу, корневой протечки Gк и протечки через разгрузочные отверстия Gотв (рисунок 48). Разгрузочные отверстия в диске позволяют
снизить перепад давления на его полотно в сравнении с перепадом на рабочие
лопатки и уменьшить осевую нагрузку.
Третья составляющая осевого усилия формируется на ступеньке ротора
(рисунок 48)
111
1
2
2
(84)
Ra  0,25p1 (d2  d1 ) ,
а четвертая (на выступах уплотнений)
1V
1
Ra  0,5( p0  p1 )d у h .
(85)
Восприятие осевых усилий в турбине осуществляется осевым подшипником, который устанавливается в области ЦВД и зачастую выполняется в комбинации с радиальным подшипником РВД (комбинированный радиальноосевой подшипник). В многоцилиндровых турбинах стараются уравновесить
осевые усилия. Для этого, например, направления потоков пара в ЦВД и ЦСД
выполняют во взаимно противоположные стороны (рисунок 49), а ЦНД выполняется двухпоточным и, следовательно, разгруженным от осевых нагрузок.
Рисунок 49.Схема разгрузки осевого подшипника
Схема разгрузки, показанная на рисунок 49, возможна для использования в
турбинах без промежуточного перегрева пара. Для турбин с промежуточным
перегревом ее использовать нельзя из-за особенностей переходных режимов
(из-за большой инерционности парового объема паропроводов промперегрева).
Поэтому в мощных турбинах применяется исполнение ЦВД с петлевой схемой
движения водяного пара (рисунок 50), а иногда и двухпоточный ЦСД. Для
уменьшения осевого усилия в некоторых турбинах используют конструкцию
разгрузочного поршня. Обычно его функции выполняет первый отсек концево-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 105 из 40
го уплотнения цилиндра паровой турбины с увеличенным в этом месте диаметром ротора.
Рисунок 50. Конструкция ЦВД с петлевой схемой движения водяного пара
(половина вида)
Вопрос №2. Статическая прочность рабочих лопаток турбинных ступеней
В процессах теплового и аэродинамического расчетов турбинной ступени
обязательной является проверка ее рабочих лопаток на статическую прочность.
Рабочие лопатки нагружены центробежными силами и силами, возникающими
при расширении водяного пара. В зависимости от конструкции и условий работы центробежные силы могут растягивать, изгибать и закручивать рабочие лопатки. Усилия от воздействия паровой среды в основном изгибают ее тело. На
рисунке 51,а показана рабочая лопатка произвольного профиля с бандажом, а
на рисунке 51,б – распределение напряжений от действия центробежных сил.
а)
б)
Рисунок 51. Рабочая лопатка (а) и распределение напряжений растяжения в
ней (б)
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 106 из 40
Максимальные напряжения растяжения возникают в корне лопатки (рисунок 51,б) и для случая ее постоянного профиля при отсутствии бандажа вычисляются по формуле
(86)
 p 0  0,5 ст 2 d ср l 2 .
В лопатке произвольного поперечного сечения без бандажа допускается
определять максимальные напряжения с учетом коэффициента разгрузки kразгр,
показывающим, во сколько раз напряжения в корневом сечении лопатки переменного профиля отличаются от таковых для лопатки постоянного профиля.
Водяной пар в процессе расширения воздействует на рабочие лопатки с
усилием, представляющим собой распределенную удельную нагрузку q(х), которая в общем случае изменяется по длине лопатки (рисунок 52).
Рисунок 52. Схема нагружения лопатки изгибающими усилиями
Простейший анализ воздействия удельных осевых qа и окружных qu нагрузок на основе соответствующих эпюр напряжений растяжения и сжатия тела
лопатки показывает, что максимальными являются напряжения растяжения на
ее входной кромке (в этой связи она выполняется утолщенной).
Выделим главные оси X и Y, относительно которых моменты инерции
имеют экстремальные значения (рисунок 52). Тогда изгибные напряжения в
расчете на одну лопатку
 изг вх 
Мх My

x,
Wx
Iy
(87)
где приведенные моменты Mx = Masinуст + Mucosуст, My = - Macosуст +
Musinуст.
Поскольку для одной рабочей лопатки окружное усилие
Ru 
N ол GH 0ол

,
z 2 eu
z 2 eu
(88)
то расчетное значение изгибного напряжения в рабочей лопатке можно
определить по формуле:
 изг 
GH 0олl2
,
2uez 2Wmin
(89)
где z2 - число лопаток в рабочей решетке ступени, е – степень ее парциальности, Wmin- минимальный момент сопротивления для выбранного профиля ра-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 107 из 40
бочей лопатки, u=dсрn. Момент сопротивления определяется по атласу профилей с учетом значения хорды b2:
Wmin  Wmin
атл
(
b2 3
) .
bатл
(90)
Обычно принимают следующие значения допускаемых значений напряжений на изгиб:
- для ступеней активного типа с е=1 [изг]=25 ÷ 45 МПа;
- то же при е1 [изг]=15 ÷ 20 МПа;
- для ступеней реактивного типа [изг]=40 ÷ 60 МПа.
Если выбранная хорда профиля не обеспечивает необходимого значения
допускаемого напряжения, то новое значение хорды определяется по формуле
1
b2  b2   изг /[ изг ] .
(91)
Вопрос №3. Пример конструкции паровой турбины
Рассмотрим конструкцию многоцилиндровой турбины К-300-23,5 ЛМЗ
(рисунок 57). Данная турбина состоит из цилиндров высокого (ЦВД), среднего
(ЦСД) и низкого (ЦНД) давлений, эксплуатируется с начальными параметрами
водяного пара р0=23,5 МПа, t0=540 0С. Турбина устанавливается в блоке с прямоточным энергетическим котлом производительностью G0=264 кг/с с промежуточным перегревом пара до температуры tпп=540 0С после его расширения в
проточной части ЦВД. Давление в конденсаторе турбоустановки рк=3,43 кПа.
Основными элементами конструкции турбины являются:
- роторы ее цилиндров (соответственно, РВД, РСД и РНД), составляющие
совместно с роторами электрогенератора и возбудителя валопровод турбоагрегата;
- корпуса соответствующих цилиндров;
- оборудование системы парораспределения;
- подшипники для восприятия радиальных и осевых нагрузок, формирующихся в роторах турбоагрегата (радиальные (опорные) и осевой (упорный)
подшипники).
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 108 из 40
Рисунок 57. Паровая турбина К-300-23,5 ЛМЗ в процессе сборки на испытательном стенде завода
Из котла по двум паропроводам водяной пар подводится к стопорным клапанам (исполнительные органы системы аварийной защиты турбоагрегата), которые соединены перепускными трубами с семью регулирующими клапанами,
установленными рядом с турбиной в виде отдельных блоков. Регулирующие
клапаны являются исполнительными органами системы регулирования мощности турбины. Их последовательное открытие обеспечивает доступ пара к четырем сопловым коробкам, вваренным во внутренний корпус ЦВД. Полное открытие первых шести клапанов, подводящих водяной пар в три сопловые коробки, позволяет реализовать номинальную мощность турбоагрегата. Обеспечение максимальной мощности обеспечивается открытием седьмого клапана с
доступом пара в четвертую сопловую коробку. В левом отсеке ЦВД расширение пара осуществляется сначала в регулирующей ступени, а затем в пяти ступенях, после чего водяной пар совершает поворот на 1800 и движется между
внутренним и наружным корпусами цилиндра. В правом отсеке ЦВД для данной турбины расположены шесть турбинных ступеней, после расширения в
проточной части которых водяной пар с параметрами 4 МПа и 330 0С направляется на промежуточный перегрев в пароперегревательный тракт котла.
После промперегрева водяной пар через два стопорных и регулирующих
клапана направляется в турбинные ступени ЦСД, число которых 12. Для паровой турбины К-300-23,5 ЛМЗ цилиндр среднего давления совмещен с одной частью ЦНД. В сумме ЦНД имеет три одинаковые проточные части и соответственно три выходные устройства. Каждая часть ЦНД состоит из пяти турбинных ступеней, последняя из которых имеет средний диаметр d2,ср=2,48 м и дли-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 109 из 40
ну рабочих лопаток l2=960 мм. Таким образом, после ЦСД водяной пар разделяется на два потока, с расходами, равными 1/3 и 2/3 частями от общего расхода. После разделения две трети пара по ресиверным трубам направляются в
двухпоточный ЦНД с давлением пара перед ним 0,24 МПа и температурой 240
0
С. После расширения в проточных частях ЦНД пар через соответствующие
выходные патрубки направляется в конденсатор.
Ротор высокого давления выполнен цельнокованым и соединяется с ротором среднего давления жесткой муфтой, полумуфты которой откованы за одно
целое с валами РВД и РСД. Левая часть вала РВД опирается в радиальном
подшипнике, а между ЦВД и ЦСД расположен комбинированный радиальноосевой подшипник. Ротор ЦСД выполнен комбинированным: диски первых 12
турбинных ступеней откованы заодно с валом, а диски последних 5 ступеней
(относящихся к ЦНД) насажены на вал с натягом. Роторы ЦСД и двухпоточного ЦНД соединяются полужесткой муфтой, а роторы ЦНД и электрического генератора жесткой муфтой с насадными полумуфтами. Радиальные подшипники
выпускной части ЦСД и ЦНД встроены в выходные патрубки.
Все корпуса турбины имеют горизонтальный фланцевый разъем. Корпус
ЦВД выполнен двойным, что позволяет при уменьшенной толщине стенок и
фланцев внутреннего и наружного корпусов повысить маневренные характеристики турбины за счет их более быстрого и равномерного прогрева вместе с
РВД. Внутренний корпус изготовлен из стали 15Х11МФБЛ. Диафрагмы левого
отсека ЦВД установлены непосредственно во внутреннем корпусе, а правого
отсека – в обоймах, закрепленных во внешнем корпусе. Корпус ЦСД состоит из
трех частей, соединенных вертикальными технологическими разъемами. Передняя часть корпуса выполнена из стали 15Х1М1ФЛ, средняя – из стали 25Л, а
задняя – сварена из листовой углеродистой стали. Все диафрагмы ЦСД сварные. Корпус ЦНД сварной, двустенный. Во внутреннем корпусе установлены
литые чугунные диафрагмы первых четырех ступеней. Корпус ЦНД (включая и
выходной части ЦСД) опирается на фундаментные рамы посредством опорного
пояса, выполненного по периметру вблизи фланцевого горизонтального разъема.
Вопросы для самоконтроля
1 Как рассчитывают осевые усилия?
2 Каковы способы компенсации осевых усилий?
3 Что называется статической прочностью рабочих лопаток?
4 Какие существуют конструкции роторов паровых турбин?
5 Какие существуют конструкции уплотнений паровых турбин?
Лекция 12
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 110 из 40
Тема. Работа турбинных ступеней при переменных режимах
эксплуатации ПТУ
Вопросы
1 Общая характеристика переменных режимов.
2 Переменный режим работы турбинных решеток.
3 Переменный режим турбинной ступени.
Вопрос №1. Общая характеристика переменных режимов
При проектировании паровой турбины ее экономические характеристики в
первую очередь определяются исходя из номинального (расчетного) режима
эксплуатации, для которого при заданных расходе и параметрах водяного пара
реализуется номинальная мощность турбоагрегата при его максимальной экономичности. В реальных условиях эксплуатации имеют место нерасчетные режимы, определяемые изменением:
- нагрузок энергоблоков Nэ (частичные и максимальные нагрузки);
- расходов свежего (G0) и отбираемого тепловому потребителю (Gт) водяного пара;
- термодинамических параметров рабочих сред в цикле (р0, t0, рпп, tпп, рк,
рпв, tпв);
- частоты сети;
- проточной части турбины в процессе ее модернизации или из-за отложения солей, а также эрозионного и механического износов;
- тепловой схемы турбоустановки (отключение подогревателей, замена
оборудования).
Все эти изменения определяют условия переменных режимов работы турбины. Кроме того, существуют нестационарные режимы эксплуатации турбоустановок, связанные c пуском и остановом главного оборудования, а также с
изменением теплового состояния паровой турбины при переходе на частичные
нагрузки. В ряде случаев турбоагрегаты находятся в режимах холостого хода, а
также синхронного компенсатора (моторный режим эксплуатации). В дальнейшем будем называть установившийся во времени режим эксплуатации турбоустановки переменным, а переходными – режимы, связанные с изменение расхода водяного пара или его параметров во времени. Для оценки изменения экономичности и надежности основных элементов паровой турбины при отклонении режима ее эксплуатации от номинального обычно выполняют соответствующие тепловые и прочностные расчеты при неизменных размерах сопловых и рабочих решеток ее отдельных ступеней.
Вопрос №2. Переменный режим работы турбинных решеток
Выполним анализ влияния параметров водяного пара на его расход через
соответствующие решетки турбинной ступени. При этом не существует принципиальной разницы, идет ли речь о неподвижной сопловой или вращающейся
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 111 из 40
рабочей решетке. Для определения расхода пара через сопловую решетку необходимы знания параметров полного торможения перед ней ( p0 ,t0 ) и статического давления за ней (р1). Для рабочей решетки этими параметрами являются
параметры торможения в относительном движении ( p1 ,t1 ) и давление р2. Но зависимости расхода от давления для суживающихся и расширяющихся решеток
различны.
Суживающиеся решетки. Анализ переменных режимов обычно осуществляется с помощью относительного давления , выражающего отношение давления в выходном сечении решетки (р1, р2) к давлению полного торможения на
входе в нее ( p0 , p1 ). Значение  сравнивается с критическим значением относительного давления , которое при истечении перегретого водяного пара равно
=0,546. Например, в сопловых решетках в зависимости от относительного
давления 1=р1/ p0 реализуются следующие основные режимы течения:
- дозвуковой, когда 1;
- критический, когда истечение осуществляется со скоростью звука, т. е.
1;
- сверхкритический, когда давление в горле соплового канала равно критическому р, но больше давления р1, т.е. 1. Такой режим формируется при
расширении в косом срезе турбинной решетки и определяет ее запирание, при
котором максимальный расход определяется только давлением и температурой
полного торможения водяного пара на входе в решетку:
G  AF1
p0
(92)
.
T0
Рассмотрим характер зависимости расхода пара через межлопаточные каналы сопловой решетки от давления р1, которая представлена на рисунке 58,а.
Если перед решеткой поддерживать полное давление постоянным, а давление
за ней менять, то закон изменения расхода водяного пара изображается линией
АВС, где точка А определяет критический расход G, точка В критическое отношение давлений , а точка С нулевой расход. Понятно, что при р1р1 расход через каналы является критическим и не меняется. При изменении полного
давления перед решеткой ранее указанные точки и, соответственно, зависимость расхода смещаются в принятой системе координат пропорционально
этому давлению. Более удобно проводить анализ и расчет переменного режима
при течении пара в суживающихся каналах с помощью сетки относительных
расходов q=f(0,1) (рисунок 58,б). Здесь относительный расход
q
G
G, max

x  1 x  1 ( x 1) 1 1 x 1

(
)
( )
1 ( 1 )
x 1 2
0
0
x 1
x
(93)
выражает отношение расхода G, кг/с через сопло к критическому расходу
Gmax, вычисленному при максимальном начальном давлении р0,max. Значение
р0,max назначается исходя из возможных эксплуатационных условий. В свою
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 112 из 40
очередь 0=р0/р0,max – относительное давление перед соплом, а 1=р1/р0,max – за
соплом.
а)
б)
Рисунок 58. Зависимость изменения расхода G от давления (а) и сетка относительных расходов водяного пара (=0,546) через турбинную решетку с
суживающимися каналами (б)
Решения уравнения (92) в итоге их графической интерпретации представляют семейство эллипсов с координатами центров qц=0 и 0ц=0 (рисунок
58,б). Для значений а0 расход через сопло, как было показано ранее, является критическим, что в сетке относительных расходов отражено семейством
прямых горизонтальных линий. Сетки расходов для рабочих сред с разными
показателями изоэнтропы х в условиях Т0=const легко строятся, принимая размер полуосей эллипсов вдоль оси ординат равный 0, а вдоль оси абсцисс равным 0(1-). Пользование сеткой рассматривается на примере оценки изменения расхода через межлопаточные каналы сопловой решетки, когда при постоянном давлении на входе р0=10 МПа давление за ней уменьшилось с р1=8 МПа
до р11=6 МПа. Принимаем р0,max=10 МПа. Тогда 01=011=1,0; 1=0,8; 11=0,6.
Для исходного режима по сетке расходов находится значение q1=0,81, а для но-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 113 из 40
вого режима - q11=0,98. В итоге изменение расхода оценивается отношением
G11/G1=q11/q1=1,21.
Представленная сетка относительных расходов (рисунок 58) позволяет выполнить расчеты переменных режимов соответствующих решеток турбинной
ступени, определяемых изменением давлений на их входе и выходе, расхода
через каналы в любой их комбинации.
Вопрос №3. Переменный режим турбинной ступени
При изменении мощности турбины, определяемой расходом водяного пара
и отклонением его термодинамических параметров от номинальных значений,
располагаемые теплоперепады ее ступеней H 0 , а также параметры u/cф и  могут существенно изменяться. При этом теплоперепады меняются в разных ступенях по-разному: наиболее сильно в регулирующей ступени ЦВД и последних
ступенях ЦНД.
Рассмотрим влияние уменьшения теплоперепада H 0  0,5cф 2 в ступени на
основе анализа треугольников скоростей, представленных на рисунке 59,а. В
условиях работы турбины с постоянной частотой вращения окружные скорости
не меняются (u=const). Очевидно, что при этом уменьшается абсолютная скорость за сопловой решеткой (с11с1) и возрастает отношение u/cф. Тогда новое
значение относительной скорости w11w1 определяет отрицательный угол атаки
на входе в рабочую решетку (1=1-11) и соответствующее снижение экономичности ступени в условиях нерасчетного обтекания рабочих лопаток. При
этом w21w2, что изменяет значение и направление абсолютной скорости с2 на
выходе из рабочей решетки (2=2-21). Изменение треугольников скоростей
при увеличении располагаемого теплоперепада в ступени показано на рисунке
59,б. Здесь увеличение скорости с11 приводит к формированию положительного
угла атаки 1 на входе в рабочую решетку и возможному отрыву потока в области выпуклой поверхности рабочих лопаток. При этом отношение u/cф уменьшается, что сказывается на экономичности турбинной ступени.
а)
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 114 из 40
б)
Рисунок 59. Треугольники скоростей при расчетном (а) и измененном (б)
теплоперепаде ступени
Кроме отношения скоростей на изменение КПД ступени может оказать
влияние отношение давлений  ст  p2 / p0 из-за изменения потерь при обтекании
решеток и перераспределения теплоперепадов Н0с, Н0p. Изменение параметра
u/cф сопровождается изменением степени реактивности ступени . При небольших изменениях u/cф, когда его относительное отклонение определено
диапазоном –0,1(u/cф)/(u/cф)00,2, в оценках относительного отклонения степени реактивности используется линейная зависимость
(u c ф )

 (0,5   0 )
,
1  0
(u c ф ) 0
(94)
где индекс «0» определяет расчетный режим, а буква  - отклонение от
расчетных значений. График этой зависимости для различных значений 0 показан на рисунке 60. Видно, что изменение степени реактивности больше для
ступеней с меньшими ее значениями 0. Формула (94) получена без учета изменения степени реактивности от утечек пара через корневые и периферийные зазоры, которыми можно пренебречь при малых зазорах и в турбинных ступенях
со степенью парциальности е=1.
Рисунок 60. Изменение степени реактивности от расчетного значения 0
при отклонении параметра u/cф турбинной ступени
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 115 из 40
Итак, расчет на новом режиме сводится к определению нового значения
располагаемого теплоперепада ступени, по которому определяется фиктивная
скорость сф и отношение скоростей u/cф. С помощью известных зависимостей
по u/cф оцениваются потери и относительный лопаточный КПД ступени. Если
первоначально проточная часть турбинных решеток спроектирована в условиях
реализации угла выхода потока 2=900, то как уменьшение, так и увеличение
параметра u/cф примерно в равной мере сказывается на потерях с выходной
скоростью Нвс.
На рисунке 61 показаны зависимости основных составляющих потерь и
относительного лопаточного КПД ол активной (рисунок 61,а) и реактивной
(рисунок 61,б) ступеней от u/cф при ст=const (пунктирные линии – опыт,
сплошные - расчет).
а)
б)
а - для активной ступени (=0,05);б – для реактивной ступени (=0,5)
Рисунок 61. Зависимости ол=f(u/cф):
В ряде случаев вводятся поправки на изменение отношения давлений в
ступени ст. Основной причиной влияния на относительный внутренний КПД
ступени отношения давлений  ст  p2 / p0 является изменение режима течения в
каналах решеток по числу Маха и изменение соответствующих потерь в них.
Особенно ощутимо это изменение, если режим течения в одной из решеток переходит из докритического в критический, и наоборот. Критические режимы
имеют место в ступенях низкого давления, а также в регулирующей ступени
ЦВД. Для приближенной оценки изменения относительного внутреннего КПД
ступени от u/cф используют зависимости, получаемые на основе обобщения
большой серии результатов экспериментальных исследований турбинных ступеней. Для ступеней активного типа такая зависимость, как результат аппроксимации опытных данных, представляется уравнением
2
3
oi / oi макс  2,1xф  1,19 xф  0,09 xф ,
(94)
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 116 из 40
где xф  (u / cф ) /(u / cф ) опт . Данная зависимость показана на рисунке 62.
Для ряда турбинных ступеней требуется учет изменения влажности водяного пара. На рисунке 63 приведены опытные зависимости, показывающие
влияние степени влажности y0 перед ступенью активного типа на уровень ее oi.
Из них видно, что с увеличением влажности оптимальное отношение скоростей
u/cф ступени снижается. Кроме того, при числах Re(1…6)105 следует учитывать его влияние в форме поправок к oi.
Рисунок 62. Обобщенная зависимость относительного внутреннего КПД
турбинных ступеней активного типа
1- перегретый пар; 2 - y0=0,008; 3 - y0=0,019; 4 - y0=0,043; 5 - y0=0,068
Рисунок 63. Влияние влажности на oi турбинной ступени:
Вопросы для самоконтроля
1 Дать характеристику переменных режимов.
2 Особенности работы при переменном режиме турбинных решеток.
3 Особенности работы при переменном режиме турбинной ступени.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 117 из 40
Лекция 13
Тема. Системы парораспределения паровых турбин
Вопросы
1 Общая характеристика систем парораспределения.
2 Дроссельное парораспределение.
3 Сопловое парораспределение.
Вопрос №1. Общая характеристика систем парораспределения
Системы парораспределения паровых турбин обеспечивают изменение
нагрузки турбоагрегата в соответствии с диспетчерским графиком нагрузок
энергосистемы.
Рисунок 64. Общий характер суточного графика нагрузок энергосистемы
Основными исполнительными элементами систем парораспределения являются регулирующие клапаны (рисунок 65), в которых осуществляется процесс дросселирования водяного пара и изменение его расхода. Данный процесс
осуществляется при истечении пара между чашей клапана и седлом (рисунок
65,а). В кольцевом зазоре при подъеме чаши РК в процессе расширения водяного пара поток ускоряется, а далее, в диффузорной части, происходит его торможение до давления р01р0. В зависимости от типа турбин, их мощности и
назначения используются три способа парораспределения:
дроссельное,
сопловое и обводное.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 118 из 40
а)
б)
а) конструкция клапана ЦВД
б) конструкция стопорного и сбросного клапанов ЦСД турбины К-21012,8 ЛМЗ
Рисунок 65. Регулирующие клапаны паровых турбин:
Пример схемы главных паропроводов применительно к турбоустановке К210-12,8 ЛМЗ с указанием расположения регулирующих (РК) и автоматических
стопорных (АСК) клапанов представлен на рисунок 66.
1 – свежий пар; 2 – пар из ЦВД на промежуточный перегрев; 3 – пар после
промежуточного перегрева; 4 – главная паровая задвижка; 5 – автоматические
стопорные клапаны ЦВД; 6 – ЦВД; 7 – регулирующие клапаны ЦВД; 8 – АСК
ЦСД; 9 – сбросные клапаны; 10 – задвижки для испытаний АСК ЦСД; 11 –
сброс пара в ПСБУ конденсатора; 12 – РК ЦСД; 13 – ЦСД; 14 – водяной пар в
ЦНД; 15 – предохранительные клапаны
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 119 из 40
Рисунок 66. Схема основных паропроводов турбоустановки К-210-12,8
ЛМЗ
Водяной пар от котла по двум паропроводам 1 (dу=325 мм) через главные
паровые задвижки 4 (ГПЗ) и автоматические стопорные клапаны 5 направляется к регулирующим клапанам 7 ЦВД турбины. Линии 2 представляют «холодные» нитки промежуточного перегрева, а линии 3 – его «горячие» нитки. Паропроводы имеют перемычки, предназначенные для выравнивания давления
пара, а также для организации его сброса через БРОУ или предохранительные
клапаны в аварийных ситуациях, а также в режимах пуска и останова турбоагрегата. Перед ЦСД также установлены стопорные 8 и регулирующие 12 клапаны. Действие стопорных клапанов ЦСД связано с работой сбросных клапанов 9. Так, при закрытых стопорных клапанах пар сбрасывается через сбросные
клапаны в ПСБУ (паросбросное устройство) конденсатора. Следует отметить,
что регулирующие клапаны ЦСД в отличие от РК ЦВД регулируют расход водяного пара до нагрузки, составляющей примерно 30% номинального ее значения. При больших нагрузках РК ЦСД полностью открыты и в регулировании
мощности турбоагрегата не участвуют.
На рисунке 65, б показана конструкция регулирующего клапана ЦВД паровой турбины (посадочный диаметр чаши клапана d=120 мм). В этой конструкции с помощью предварительно открываемого разгрузочного клапана (его
ход 4 мм) осуществляется уменьшение разности давлений пара в клапанной коробке и за клапаном, которая существенна в режимах пуска турбины и требует
использования больших размеров сервомоторов для создания соответствующих
усилий, а также их передачи через механизмы управления клапанами. Поэтому
после выравнивания давлений для подъема основной чаши клапана требуются
гораздо меньшие усилия. Для большинства современных паровых турбин
большой мощности блоки регулирующих клапанов устанавливаются отдельно
от корпуса турбины. Вместе с тем, в ряде паровых турбин с докритическими
параметрами водяного пара РК расположены непосредственно на корпусе. Раздельное расположение клапанов от корпуса позволяет упростить конструкцию
цилиндров турбины, систему управления клапанами, а также монтажные и ремонтные операции.
Вопрос №2. Дроссельное парораспределение
При дроссельном парораспределении турбины весь расход водяного пара
при частичных нагрузках подвергается процессу дросселирования. При этом
его состояние меняется по закону h00+0,5c002=h01+0,5c012, где индекс 0 характеризует параметры пара, подводимого к турбине (свежего пара), а индекс 1 – за
регулирующим клапаном (перед сопловой решеткой первой ступени турбины).
Поскольку скорости с0 обычно малы, то кинетическими энергиями 0,5c02 пренебрегают и тогда при дроссельном парораспределении энтальпия пара перед
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 120 из 40
первой ступенью сохраняется постоянной и равной энтальпии свежего пара
(h01=h00=const).
Процесс расширения водяного пара в h,s- диаграмме для турбин с дроссельным парораспределением представлен на рисунке 67,а. При пониженной
нагрузке регулирующие клапаны открыты частично, поэтому давление перед
сопловой решеткой первой ступени турбины сокращается с р00 до р01 (точка с).
Давление отработавшего пара будем считать неизменным и равным р2 (рк для
конденсационной турбины).
а)
б)
Рисунок 67. Процесс расширения в турбине с дроссельным парораспределением (а) и зависимость  др  f (G1 / G0 , p2 ) (б)
Поскольку при любом расходе G водяного пара его энтальпия на входе постоянна, то произведение p01v01p00v00const и, следовательно, расход для конденсационной турбины практически пропорционален давлению за клапаном
р01, что следует из закона Стодола-Флюгеля:
G0 p 00

G1 p 01
T01
.
T0
(95)
В турбинах с противодавлением, а также в теплофикационных, при неизменном давлении верхнего отбора ротб связь между расходом G1 и давлением
р01 определяется выражением:
G0

G1
2
p 00
 p 22
p p
2
01
2
2
T01
.
T0
(96)
Располагаемые теплоперепады во всех ступенях, за исключением последней, практически не изменяются. Поэтому уменьшение теплоперепада турбины
при G1G0 в широком диапазоне изменения расходов происходит в основном за
счет ее последней ступени. Относительный внутренний КПД турбины в сравнении с расчетным режимом при дросселировании уменьшается:
oi 
H i1 H i1 H 01
1

  дрoi .
H 00 H 00 H 01
(97)
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 121 из 40
Здесь коэффициент дросселирования др=Н01/Н00, а oi1 – КПД проточной
части турбины при частичном расходе G1. Коэффициент дросселирования не
зависит от совершенства проточной части, а определяется только относительным расходом пара и его параметрами. На рисунке 67,б показана зависимость
 др  f (G1 / G0 , p2 ) , которая свидетельствует о том, что по мере увеличения противодавления р2 снижение коэффициента др происходит все интенсивнее при
уменьшении расхода пара. Относительный внутренний КПД турбины по мере
увеличения противодавления при снижении нагрузки будет уменьшаться еще
резче, поскольку одновременно с уменьшением др будет уменьшаться oi1. Поэтому не целесообразно применение дроссельного парораспределения в турбинах типа Р.
Располагаемые теплоперепады Н01 легко находятся по h,s- диаграмме для
разных расходов пара. При изменении теплового перепада ступени до 20 % oi
изменяется в пределах 1%. Для группы ступеней это изменение будет еще
меньше. Поэтому для данного диапазона изменения КПД можно считать несущественными. Для ступеней, где теплоперепад изменяется более чем на 20 %,
изменение КПД oi необходимо учитывать в соответствующих расчетах. Как
правило, расчет переменного режима работы турбины проводится от последней
ступени к первой до тех пор, пока не будет обеспечено равенство h01=h00=const.
Часто этот расчет выполняют при известной зависимости КПД от расхода пара,
получаемой на основе испытаний турбины. Существенной является составляющая потерь в электрогенераторе, которая при изменении мощности от нуля до
номинального значения возрастает примерно в 2 раза. Такой рост вызван потерями в обмотках генератора, изменяющимися по мере увеличения нагрузки по
закону параболы.
Вопрос №3. Сопловое парораспределение
При сопловом парораспределении изменение расхода пара осуществляется
несколькими регулирующими клапанами, открывающимися последовательно
(рисунок 68). Каждый клапан (группа клапанов) обслуживает свою группу сопел регулирующей ступени. Ее сопловые решетки выполнены в форме сопловых сегментов, которые устанавливаются в корпусах соответствующих сопловых коробок. Конструктивным признаком паровых турбин с сопловым парораспределением является наличие в ней менее эффективной регулирующей
ступени. В турбинах с дроссельным парораспределением таких ступеней нет.
Поэтому общая экономичность турбин с дроссельным парораспределением на
расчетном режиме выше, чем турбин с сопловым парораспределением.
Процесс расширения водяного пара в турбине с сопловым парораспределением представлен на рисунке 69. Линия I-А соответствует потоку, прошедшему полностью открытые клапаны с расходом GA, линия I-II изображает процесс дросселирования в частично открытом клапане, а линия II-В – процесс для
потока, прошедшего этот клапан c расходом GB. Точка С отвечает состоянию
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 122 из 40
пара за регулирующей ступенью (в камере регулирующей ступени). Линия С-Д
изображает процесс расширения в последующих за регулирующей ступенях.
а)
б)
а) со встроенными РК; б) с выносными РК
Рисунок 68. Поперечные разрезы в области паровпуска ЦВД турбин
с сопловым парораспределением
В камере регулирующей ступени происходит перемешивание потоков из
различных сопловых коробок, обслуживаемых полностью и частично открытыми клапанами. В результате смешения потоков с энтальпиями hА и hВ (рисунок 69) энтальпия смеси составит h1, значение которой определяется по уравнению
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
h1  h рс 
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
G A hA  GB hB
G
G
 h0  ( A H i1  B H i11 ) .
G A  GB
G
G
Страница 123 из 40
(98)
Рисунок 69. Процесс расширения водяного пара в турбине при полностью
открытых клапанах (I-A) и одном частично открытом клапане (II-B)
Распределение давлений пара и теплоперепадов в турбине с сопловым парораспределением при изменении нагрузки необходимо рассматривать отдельно для потоков с расходами GА и GВ. Допустим, что расчетный пропуск пара
через турбину G0 обеспечивается тремя полностью открытыми клапанами при
расчетном давлении в камере регулирующей ступени ррс0=р10, а четвертый клапан является перегрузочным (рисунок 68,а).
Проведя такой расчет при разных расходах пара через турбину, можно построить диаграмму распределения потоков пара между отдельными группами
сопл (рисунок 70,а) и относительных давлений (рисунок 70,б) за регулирующими клапанами.
а)
б)
Рисунок 70. Диаграмма распределения расходов пара между группами сопел (а) и относительных давлений (б) за регулирующими клапанами в турбине
с сопловым парораспределением
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 124 из 40
Представленная диаграмма показывает, что расходы пара через полностью
открытые клапаны сохраняются постоянными только до тех пор, пока отношение давления в камере регулирующей ступени к давлению свежего пара меньше критического (р1/р0=0,546). При отношении этих давлений, большем критического, расходы пара через полностью открытые клапаны по мере увеличения нагрузки и соответствующего повышения давления в камере регулирующей ступени уменьшаются (согласно кривым, представленным в сетке относительных расходов).
Кроме того, полученная диаграмма показывает, что располагаемый теплоперепад регулирующей ступени изменяется в широких пределах. Наибольшее
значение теплового перепада имеет место при полном открытии 1-го клапана,
когда закрыты остальные. При этом напряжения для сопловых и рабочих лопаток будут максимальными. Кроме того, формируются опасные колебания рабочих лопаток из-за периодического прохождения ими открытой сопловой решетки. Поэтому в ряде турбин с сопловым парораспределением открывают
сначала одновременно два клапана.
В заключение следует отметить, что при сопловом парораспределении потери от дросселирования водяного пара относятся не ко всему расходу пара, а
только к той его части, которая протекает через частично открытый клапан. Поэтому экономичность турбин с сопловым парораспределением при частичных
нагрузках выше, чем с дроссельным, где потери от дросселирования относятся
ко всему расходу пара. По этой причине сопловое парораспределение получило
наибольшее распространение в турбинах ТЭС, которые чаще, чем турбины
АЭС, работают при частичных нагрузках. Турбины, обеспечивающие несение
базовой нагрузки в энергосистемах, выполняются с дроссельным парораспределением.
Вопросы для самоконтроля
1 Дать характеристику систем парораспределения.
2 Какое парораспределение является дроссельным?
3 Какое парораспределние является сопловым?
Лекция 14
Тема. Влияние начальных и конечных параметров водяного пара
на мощность паровых турбин
Вопросы
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 125 из 40
1 Влияние начального давления на мощность турбин.
2 Влияние начальной температуры пара и его температуры после промежуточного перегрева на мощность турбины.
3 Влияние конечного давления пара на мощность турбины.
Вопрос №1. Влияние начального давления на мощность турбин
При незначительном отклонении давления свежего пара р0 от номинального значения р0 (t0=const) изменение внутренней мощности турбины определяется из выражения:
N i (GH 0 oi )
 oi  oi
H 0 H 0
G G

 ( H 0 oi
 GH 0
 G oi
).
p 0
p 0
p 0 G
p 0  oi
p 0 H 0
(99)
Введем коэффициенты, характеризующие изменение мощности турбины
при отклонении давления р0, обусловленные, соответственно, изменениями
расхода водяного пара G, располагаемого теплоперепада Н0 и относительного
внутреннего КПД oi с их оценкой, принятой в инженерных расчетах:
p 
H 0 p2 v2t

;
p0
p0
p 
G G

;
po p0
p 
oi
 0,
p0
(100)
где р2, v2t – давление и теоретическое значение удельного объема пара за
последней ступенью турбины. Тогда выражение (99) после преобразований
примет следующий вид:
p p  p
N i
p v p
(


)p 0  (1  2 2t ) 0 .
Ni
G H 0  o 8i
H0
p0
(101)
Из (101) следует, что для всех турбин, не имеющих регулируемых отборов,
в том числе и для турбин с промежуточным перегревом пара, приращение
мощности пропорционально изменению давления р0. При полностью открытых
клапанах увеличение начального давления вызывает перегрузку и снижение
надежности всех ступеней турбины и особенно последней, за которой давление
р2 сохраняется неизменным. Поэтому ограничивают расход пара так, чтобы
давление в камере регулирующей ступени не превышало допустимого значения. В условиях длительной эксплуатации на повышенном давлении ограничивают ход последнего регулирующего клапана на его открытие, а при кратковременной – вводят в работу ограничители мощности. При этом расход пара
снижается до расчетного значения, что обеспечивает нормальные условия работы всех нерегулируемых ступеней турбины. При повышенном давлении р0
опасным является режим работы с одним открытым клапаном, так как в рабочих лопатках регулирующей ступени возникают наибольшие изгибающие
напряжения из-за максимального значения теплового перепада в этом режиме.
Понижение р0 ограничивается только условиями работы вспомогательного
оборудования.
Из выражения (101) видно, что значительное влияние на мощность имеет
отклонение р0 для турбин с противодавлением. Для них при полностью открытых клапанах увеличение начального давления приводит к опасному росту
напряжений в диафрагме последней ступени. При этом снижение давления
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 126 из 40
свежего пара перед турбиной приводит к большему снижению мощности, чем
понижение давления перед конденсационной турбиной. На рисунке 71 показаны кривые изменения относительного изменения мощности от отношения
р01/р0,ном, полученные для двух значений давления р2 за турбиной с противодавлением (2=р2/р0) и для конденсационной турбины.
Рисунок 71. Относительное изменение внутренней мощности паровой турбины (р0=8,8 МПа, t0=500 0С) при отклонении давления р0 от номинального
значения (р01/р0, ном) в зависимости от противодавления р2
В турбинах с дроссельным парораспределением при частичных нагрузках
изменение начального давления пара при постоянном его расходе через турбину не отражается на ее мощности и режиме работы последней ступени, поскольку это изменение будет компенсироваться в процессе дросселирования
пара в регулирующих клапанах. В турбинах с сопловым парораспределением
постоянство расхода пара обеспечивается изменением положения исполнительных органов регулирующих клапанов и изменением расхода пара через частично открытую сопловую группу. При этом потери от дросселирования в
этой сопловой группе изменяются в зависимости от первоначального положения последнего регулирующего клапана перед моментом изменения начального
давления. Если турбина имеет сопловое парораспределение с большим числом
клапанов, так что потерями от дросселирования пара, протекающего через частично открытый клапан, можно пренебречь, изменение мощности при отклонении р0 от номинального значения определяется выражением:
N i p 2 v 2t p 0
.

Ni
H 0 p0
(102)
Вопрос №2. Влияние начальной температуры пара и его температуры
после промежуточного перегрева на мощность турбины
Изменение внутренней мощности турбины при отклонении начальной
температуры на t0 при постоянном давлении р0 определяется из соотношения
N i 
( Ni )
t0 .
t0
(103)
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 127 из 40
Внутренняя мощность турбины при расходе Q0 теплоты на турбоустановку, энтальпии свежего пара h0 и энтальпии питательной вода hпв
N i  GH 0 oi 
Q0 H 0 oi
.
h0  hпв
(104)
Совместное решение (103) и (104) дает различные расчетные уравнения
для относительного изменения мощности в зависимости от условий, при которых происходит изменение температуры t0 пара. При этом в анализ вводятся
следующие коэффициенты:
- t  H 0 / t0 , учитывающий изменение мощности, вызванное изменением
располагаемого теплоперепада турбины;
-  t  h / t0 , учитывающий изменение затрат теплоты на производство 1 кг
водяного пара при изменении начальной температуры;
-  t  oi / t0 , учитывающий влияние температуры свежего пара на oi турбины;
-  t  G / t0 , учитывающий изменение мощности, вызванное изменением
расхода пара.
Тогда расчетные уравнения представляются:
- при постоянстве расхода теплоты на турбоустановку (Q0=const)
N i

t

( t 
 t )t0 ;
Ni
H 0 h0  hпв oi
(105)
- при постоянно открытых регулирующих клапанах (Fкл=const)
N i



 ( t  t  t ) t 0 ;
Ni
H 0 oi G
(106)
- при постоянном расходе пара (G=const)
N i


 ( t  t )t 0 .
Ni
H 0  oi
(107)
В практике приведенные ранее коэффициенты влияния определяются следующим образом:
t
H0

1
;
T0
t  c p ;
 t  0,0005;
t
G

1
.
2T0
(108)
Тогда, например, изменение мощности при постоянном расходе пара и отклонении его начальной температуры Т0 на t0 вычисляется по выражению
N i
1 0,0005
( 
)t 0 .
Ni
Т0
 oi
(109)
Повышение температуры свежего пара вызывает следующие явления:
- увеличение тепловых расширений и деформаций элементов турбины, что
приводит к повышенному уровню ее вибрации;
- понижение прочностных свойств металла из-за ползучести (увеличение
размеров паропроводов, клапанных коробок, рабочих лопаток и пр.) и релаксацию напряжений (ослабление посадки дисков на вал, уменьшение напряжений
в шпильках горизонтального разъема корпуса турбины);
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 128 из 40
- перегрузку лопаточного аппарата регулирующей ступени из-за увеличения ее теплового перепада.
Обычно число часов работы турбины при повышенной температуре регламентируется и не должно превышать 200 ÷ 300 часов в год. Снижение t0 сопровождается ростом влажности в последних ступенях турбины, что приводит к
росту эрозионных процессов в их лопаточном аппарате. При снижении t0
уменьшается располагаемый теплоперепад турбины и ее мощность. Восстановление мощности можно было бы осуществить увеличением расхода пара в турбину, но это приводит к увеличению напряжений в ее проточной части и, прежде всего, к перегрузке последней ступени. Кроме того, растут и осевые усилия.
Поэтому заводы-изготовители указывают для турбины ограничение мощности
при снижении начальной температуры водяного пара. Быстрое снижение
начальной температуры может вызвать охлаждение ротора и сокращение его
длины относительно корпуса турбины, что может служить причиной задеваний
в проточной части, включая концевые уплотнения.
В турбинах с промежуточным перегревом изменение t0 приводит к изменению расхода пара через все ступени турбины. Однако это изменение расхода
не столь значимо, как в турбинах без промперегрева. При увеличении температуры пара tпп после промежуточного перегрева (t0=const) давление в промежуточном перегревателе растет, что приводит к некоторой разгрузке ступеней
ЧВД, но к перегрузке последней ступени турбины. При этом меняются и осевые
усилия в ее роторе. Понижение tпп приводит к понижению давления в промежуточном перегревателе, вследствие чего перегруженной окажется последняя
ступень ЦВД турбины. При этом ступени ЧСД и ЧНД будут работать с повышенной степенью реактивности, что приведет к изменению осевого усилия. В
инструкциях по эксплуатации каждого турбоагрегата указывается порядок
снижения допустимой нагрузки при снижении соответствующих температур.
На рисунке 73 показан график относительного изменения удельного расхода теплоты при изменении температуры свежего пара и температуры пара
после промежуточного перегрева, отражающий степень влияния изменения соответствующих температур на тепловую экономичность турбоустановки.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 129 из 40
Рисунок 72. График изменения удельного расхода теплоты при изменении
t0 (1) и tпп (2)
Вопрос №3. Влияние конечного давления пара на мощность турбины
В процессе эксплуатации конденсационных турбин давление рк в конденсаторе изменяется в зависимости от времени года, изменения паровой нагрузки
конденсатора, загрязнения его трубок, ухудшения вакуумной плотности и ряда
других причин. При этом изменяются располагаемый теплоперепад турбины и
относительный внутренний oi ее последних ступеней, потери с выходной скоростью и расход пара в конденсатор, а также степень влажности водяного пара
в ЧНД турбины. При этом изменение конечного давления в основном сказывается на режиме работы последних ступеней.
Различают два возможных случая работы последних ступеней:
- режим с докритическими скоростями истечения пара из рабочей решетки
(к=рк/р2кр1);
- режимы при критическом и сверхкритическом истечении с дополнительным расширением пара в косом срезе решетки (к=рк/р2кр1).
Изменение расхода пара в конденсатор определяется изменением расхода в
ранее рассмотренном ПНД регенеративной системы турбоустановки:
Gк 
Gк 0
1
1
(hк  hк 0 )
1
hп  hп
(109)
где hп и hп1 – энтальпии отбираемого (греющего) пара и его конденсата; hк1
– энтальпия основного конденсата.
Для режимов с докритическими скоростями существует прямая связь между приращением теплоперепада и мощности. В турбине с противодавлением
относительное изменение конечного давления влияет в большей степени на режим ее работы, в сравнении с конденсационной турбиной. Это объясняется
сравнительно малым теплоперепадом, приходящимся на турбину типа Р и отсутствием условий для формирования критических скоростей в ее нерегулируемых ступенях.
При сверхкритических режимах изменение конечного давления рк для конденсационной турбины не сказывается на параметрах пара перед ее последней
ступенью. Поэтому мощность всех ступеней, кроме последней, остается постоянной. До тех пор, пока не реализуется предельное расширение в косом срезе ее
решеток, будет происходить увеличение мощности по мере снижения давления
рк. Давление отработавшего пара, соответствующее режиму, при котором исчерпывается расширительная способность косого среза и прекращается прирост
мощности, называется предельным вакуумом. Испытания паровых турбин показали, что для каждой из них может быть построена универсальная зависимость
относительного прироста мощности от относительного давления отработавшего
пара.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 130 из 40
Рисунок 73. Универсальная зависимость прироста мощности конденсационной турбины от конечного давления
Линия АВ в ней отражает приращение мощности при снижении рк в докритических режимах истечения. Точка В соответствует формированию критической скорости течения в последней ступени турбины, а участок ВС отражает
прирост мощности за счет расширительной способности косого среза рабочей
решетки. В точке С эта способность исчерпывается и при дальнейшем понижении давления в конденсаторе мощность турбины изменяться не будет. Поскольку при снижении рк уменьшается энтальпия конденсата на входе в ПНД-1,
то расход отбираемого пара в него возрастает. Следовательно, уменьшится расход пара через последний отсек ЦНД турбины и ее мощность. Поэтому на универсальной кривой вместо участка неизменной (максимальной) мощности
пунктиром показана кривая ее снижения.
На рисунке 74 в качестве примера показана серия кривых для турбины К800-23,5, позволяющих вводить поправки к электрической мощности на давление отработавшего пара р2 при разных его расходах GЦНД.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 131 из 40
Рисунок 74. Поправки к мощности турбины К-800-23,5
В ряде турбоустановок используется режим работы на ухудшенном вакууме с использованием теплоты отработавшего пара (конденсационные турбины
старых выпусков и теплофикационные турбины, где конденсатор используется
в качестве первой ступени подогрева сетевой воды). При этом необходима тщательная проверка плотности конденсатора, а также работы конденсатного насоса в условиях роста температуры конденсата отработавшего пара турбины. При
значительном ухудшении вакуума могут возникать отклонения в нормальной
работе осевого подшипника из-за роста осевых усилий в роторе. Поэтому турбины снабжают защитой от ухудшения вакуума в конденсаторе, включающейся
при давлении рк, которому соответствует температура конденсации пара около
600С.
Вопросы для самоконтроля
1 Как изменяется мощность паровой турбины при увеличении начального
давлении?
2 Как изменяется мощность паровой турбины при увеличении начальной
температуры?
3 Как изменяется мощность паровой турбины при уменьшении конечного
давления?
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 132 из 40
Лекция 15
Тема. Паровые турбины для комбинированной выработки теплоты
и электрической энергии
Вопросы
1 Классификация паровых турбин для комбинированной выработки теплоты и электрической энергии.
2 Турбины с противодавлением.
3 Турбины с промежуточным регулируемым отбором пара.
4 Турбины с двумя регулируемыми отборами.
5 Турбины с двухступенчатым отопительным отбором пара
6 Основные параметры и характеристики теплофикационных турбин
1 Классификация паровых турбин для комбинированной выработки теплоты и электрической энергии.
Основные виды теплоснабжения, используемого для обеспечения тепловой энергией социальных и производственных объектов, показаны на рисунке
1. Среди них определяющей в РФ является централизованное теплоснабжение
посредством комбинированной выработки теплоты и электрической энергии на
теплоэлектроцентралях (ТЭЦ). Упрощенная тепловая схема отопительной ТЭЦ
показана на рисунке 2. Сравнение комбинированного производства электрической и тепловой энергии (ТЭЦ) с раздельным (КЭС и котельные) свидетельствует о преимуществах первого способа производства. Эти преимущества
определяются уменьшением расхода топлива, а также экологическими факторами. Вместе с тем, в ряде случаев при непродолжительном в течение года тепловом потреблении и дешевом топливе более экономичным является раздельное производство электрической и тепловой энергий. При этом тепловая энергия (теплота) может вырабатываться в котельных двух типов: водогрейных или
паровых.
В общем случае эффективность теплофикации зависит от совершенства
выработки электроэнергии на тепловом потреблении. Приняв для ТЭЦ удельный расход топлива bэтэц для электрической мощности NэТ, вырабатываемой на
тепловом потреблении (водяным паром регулируемых отборов турбоагрегата
ТЭЦ), а для КЭС - bэкэс, выигрыш от теплофикации определяется удельной экономией условного топлива Δb = (bэкэс - bэтэц)∙NэТ.
Паровые турбины ТЭЦ, предназначенные для выработки не только электрической, но и тепловой энергии, относятся к классу теплофикационных. Они
выполняются с конденсацией пара и без нее. В первом случае турбины имеют
отопительный (регулируемый) отбор пара для отопления зданий (турбины Т)
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 133 из 40
или производственный отбор для обеспечения технологических потребностей
промышленных предприятий (турбины П), а также с совмещением отборов
(турбины ПТ). Турбины, в которых после расширения водяной пар направляется не в конденсатор, а производственному потребителю, называют турбинами с
противодавлением (тип Р). Кроме того, в эксплуатации находятся турбины типа
ПР с промышленным отбором пара и противодавлением. Регулирующими органами, обеспечивающими необходимый расход водяного пара в отопительные
отборы, являются поворотные диафрагмы, а в производственные - регулирующие клапаны.
Рисунок 1. Основные виды теплоснабжения.
1 – энергетический котел; 2 - сетевой подогреватель; 3 – конденсатор; 4 - потребитель теплоты; 5 – сетевой насос; 6 – коденсатный насос; 7 – питательный
насос.
Рисунок 2. Схема отопительной теплоэлектроцентрали.
Вопрос №2. Турбины с противодавлением
Для турбин с противодавлением характерен режим эксплуатации по
тепловому графику, при котором расход водяного пара определяется производственным потребителем. Поэтому графики выработки тепловой и электриче-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 134 из 40
ской энергий не совпадают, что предопределяет необходимость работы турбин
с противодавлением параллельно с конденсационными турбинами. При этом
турбина вырабатывает электроэнергию, определяемую расходом пара теплового потребителя Gп. В периоды остановок таких турбин снабжение потребителя
осуществляется через редукционно-охладительную установку (РОУ).
Рисунок 76. Схема включения паровой турбины с противодавлением (1)
параллельно с конденсационной турбиной(2)
Диаграмма режимов турбины типа Р, выражающая зависимость расхода
свежего пара от электрической мощности и противодавления рп,
G0  f ( N э , рп ) показана на рис.18.2. Из нее видно, что такие турбины целесообразно применять для тепловых потребителей, нагрузка которых поддерживается постоянной круглый год (химическое производство). Тогда давление рп будет постоянным. При изменении Gп и постоянном G0 противодавление изменяется (если G0>G0, то давление рп растет). Для поддержания постоянного значения противодавления турбина Р снабжается помимо регулятора скорости регулятором давления. Обычно такие турбины выполняются как часть высокого
давления конденсационной турбины с сопловым парораспределением.
Рисунок 77. Диаграмма режимов паровой турбины с противодавлением
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 135 из 40
Вопрос №3. Турбины с промежуточным регулируемым отбором пара
В отличие от турбин с противодавлением для рассматриваемых турбин
выработка электрической энергии не зависит от тепловой нагрузки. Турбина с
регулируемым отбором пара состоит из двух частей: ЧВД до камеры отбора и
ЧНД после нее. В итоге ЧВД представляет собой турбину с противодавлением,
а ЧНД - конденсационную. Между ними устанавливаются регулирующие органы (клапаны, поворотные заслонки), обеспечивающие регулирование расхода
пара внешнему потребителю. Изменение давления отбираемого пара воспринимается регулятором давления. РОУ служит для снабжения его в период останова турбины.
Рисунок 78. Принципиальная схема турбоустановки с регулируемым отбором пара
Турбины с регулируемым отбором пара имеют следующие особенности:
- в зависимости от тепловой нагрузки возможны конденсационные (Gп=0)
и теплофикационные режимы. Для теплофикационного режима в зависимости
от тепловой нагрузки турбина может работать по тепловому или электрическому графикам. В первом случае регулирующие органы ЧНД находятся в неподвижном состоянии, а изменение нагрузки теплового потребителя и мощности
турбины обеспечивается органами парораспределения ЧВД. При этом возможен режим, когда регулирующие органы ЧНД закрыты и весь пар направляется
тепловому потребителю. В ЧНД направляется только вентиляционный расход
пара для ее охлаждения. На режимах работы по электрическому графику регулирующие органы ЧНД могут иметь произвольную степень открытия.
- для предотвращения аварийных ситуаций на паропроводе, связанном с
камерой отбора, устанавливается предохранительный клапан. Кроме него из-за
большого объема паропровода для предотвращения обратного пропуска пара в
турбину при ее аварийном останове обязательно устанавливаются обратные
клапаны.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 136 из 40
- применяется из-за многообразия режимов сопловое парораспределение.
Представляемые турбины выполняются как с промперегревом, так и без
него. Выигрыш от промперегрева здесь меньше, чем у конденсационных турбин, так как он определяется по отношению к ЦНД, среднегодовой расход пара
через который в турбинах с отбором меньше. Для турбин с производственным
отбором пара, который мало меняется в течение всего года, целесообразно,
чтобы конденсационная мощность была равна номинальной, а не больше ее,
что характерно для турбин с отопительными отборами пара. Размеры последней ступени ЧНД таких турбин при прочих равных условиях меньше, чем у
конденсационных, так как турбоустановки с теплофикационными турбинами,
устанавливаемые в черте города, имеют при оборотном водоснабжении повышенную температуру охлаждающей воды и, соответственно, повышенное давление в конденсаторе.
Вопрос №4. Турбины с двумя регулируемыми отборами
Турбины типа ПТ применяются для обслуживания двух тепловых потребителей с разными параметрами пара. Турбина здесь делится на три отсека:
ЧВД, ЧСД и ЧНД (рисунок 79). Ее внутренняя мощность определяется через
сумму мощностей этих отсеков по выражению, аналогичному (110).
Ni  NiI  NiII  NiIII  G0 * H 0I *0Ii  (G0  Gn ) * H 0II *0IIi  (G0  Gn  GT ) * H 0III *0IIIi
(110).
Рисунок 79. Схема турбины типа ПТ (а) и процесс расширения водяного
пара для нее(б)
Вопрос №5. Турбины с двухступенчатым отопительным отбором пара
Принципиальная схема турбоустановки и процесс расширения в турбине с
двумя отопительными отборами пара показана на рисунке 80. Подогрев сетевой
воды осуществляется в последовательно включенных подогревателях. Для подогрева сетевой воды используется (70 ÷ 80) % расхода пара на турбину. При
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 137 из 40
этом подогрев воды составляет (40 ÷ 500) 0С. Второй отбор производится при
меньшем давлении, что благоприятно сказывается на экономичности турбоустановки в сравнении с одноступенчатой схемой подогрева сетевой воды. В
ряде установок используется трехступенчатая схема с применением встроенного в конденсатор пучка подогрева. Диаграмма режимов турбины с двумя
Рисунок 80. Схема турбоустановки с двумя отопительными отборами (а) и
процесс расширения водяного пара для турбины (б)
Вопрос 6 Основные параметры и характеристики теплофикационных турбин
Для привода электрических генераторов в Советском Союзе применяется
большое число типоразмеров паровых турбин, отличающихся назначением
(только для выработки электрической энергии или для комбинированной выработки тепловой — для производственного или отопительного потребителя — и
электрической энергии), мощностью, начальными параметрами пара, конечным
давлением, частотой вращения ротора, модификациями. Основные характеристики турбин определяются ГОСТ 3618-82 Турбины паровые стационарные для
привода турбогенераторов. Типы и основные параметры.
Основные технические требования к этим турбинам, кроме того, сформулированы ГОСТ 24277-85, ГОСТ 24279-85 Турбины паровые стационарные
конденсационные и теплофикационные. Общие технические требования.
В ГОСТ 3618-82 перечисляются следующие типы турбин:
К — конденсационные;
П- теплофикационные с производственным отбором пара;
Т — теплофикационные с отопительным отбором пара;
ПТ — теплофикационные с производственным и отопительным отборами
пара;
Р— с противодавлением, без регулируемого отбора пара;
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 138 из 40
ПР -теплофикационные с противодавлением и с производственным отбором пара;
ТР— теплофикационные с противодавлением и с отопительным отбором
пара.
Кроме того, применяются следующие обозначения турбин:
ТК —теплофикационные с отопительным отбором пара, но с гак называемой большой привязанной конденсационной мощностью;
КТ - теплофикационные с отопительными отборами нерегулируемого
давления.
После буквенного обозначения типа турбины указывается электрическая
мощность в МВт (иногда в виде дроби: в числителе — номинальная, а в знаменателе - максимальная мощность). Далее указывается начальное давление в
МПа. Часто в обозначениях это давление приводится в кгс/см2.
=50 I/с = 3000 об/мин.
Поэтому в обозначениях турбин
АЭС часто указывается частота вращения ротора турбины--дробью после
давления, 1/с (или об/мин).
При поставках турбин в страны, где частота сети 60 Гц, аналогично приводится частота вращения ротора турбины и для ТЭС, и для ТЭЦ, и для АЭС—
60 1/с (или 3600 об/мин). Последним в обозначении указывается номер модификации турбины.
Примеры обозначений:
К-800-23,5-5 (или К-800-240-5)— конденсационная турбина номинальной
мощностью 800 МВт на начальное давление 23,5 МПа (240 кгс/см2), пятой модификации;
ПТ-140/165-12,8/1,5-2 (или ПТ-140/165-130/15-2)--теплофикационная
турбина с производственным и отопительным отборами, номинальной мощностью 140 М Вт, максимальной мощностью 165 МВт па начальное давление 12,8
МПа (130 кгс/см2), давление производственного отбора 1,5 МПа (15 кгс/см2),
второй модификации;
КТ-1070-5,9/25-3 (или КТ-1070-60/1500-3) - теплофикационная турбина
(для АЭС с реакторами ВВЭР) мощностью 1070 МВт на начальное давление 5,9
МПа (60 кгс/см2) с большими отопительными отборами нерегулируемого давления, на частоту вращения 25 1 /с (1500 об/мин), третьей модификации.
Крупные конденсационные энергоблоки сверхкритического давления изготавливаются на 23,5 МПа и 540/540 С, начиная от мощности 300 МВт; при
тех же параметрах производится теплофикационная турбина Т-250/300-23,5
поминальной мощностью 250 МВт.
В ГОСТ 3618-82 для ряда типоразмеров турбин указаны максимальные
мощности, номинальные противодавления и давления регулируемого отбора;
для турбин типа Т, ПТ, П, ПР —номинальный расход отбираемого пара. Кроме
того, для всех турбин (кроме типа Р и ПР) указана температура охлаждающей
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 139 из 40
воды, для конденсационных турбин равная 12 и 15° С, для теплофикационных
— 20 и 27е С, а также температура питательной воды.
В стандарте дается пояснение основных терминов, характеризующих типоразмеры турбин. Номинальной мощностью конденсационных турбин называется мощность, которую турбина должна длительно развивать на клеммах
турбогенератора при номинальных значениях всех других основных параметров и при использовании нерегулируемых отборов пара для постоянных собственных нужд энергоблока. Для теплофикационных турбин номинальная
мощность обеспечивается без этого последнего условия. Максимальная мощность теплофикационных турбин должна обеспечиваться при конденсационном
режиме или при определенных соотношениях расходов отбираемого пара и
давлений пара в отборах или противодавлении при номинальных значениях
других основных параметров.
Начальными параметрами являются параметры свежего пара перед стопорным клапаном турбины, а температура промперегрева относится к пару перед стопорным клапаном цилиндра среднего (низкого) давления турбины. Давление пара в отборе измеряется в отборном патрубке турбины. ГОСТ 3618-82
даются указания о допустимом и предусматриваемом при проектировании турбины отклонении начальных параметров и температуры промперегрева, пределах регулирования давления регулируемого отбора и противодавления и ряд
других требований.
Вопросы для самоконтроля
1 Как осуществляют классификацию паровых турбин для комбинированной выработки теплоты и электрической энергии?
2 Принцип действия турбин с противодавлением.
3 Принцип действия турбин с промежуточным регулируемым отбором
пара.
4 Принцип действия турбин с двумя регулируемыми отборами.
5 Охарактеризовать турбины с двухступенчатым отопительным отбором
пара.
6 Привести основные параметры и характеристики теплофикационных
турбин.
Лекция 16
Тема. Конденсационные установки паровых турбин
Вопросы
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 140 из 40
1 Назначение, принцип действия, схема и состав конденсационной установки.
2 Тепловой баланс конденсатора и переохлаждение конденсата.
3 Нагрев охлаждающей воды и кратность охлаждения.
4 Компоновка трубной системы конденсатора.
Вопрос 1 Назначение, принцип действия, схема и состав конденсационной установки.
Тепловая схема паротурбинной установки (ПТУ), сформированная на основе цикла Ренкина предполагает отвод теплоты рабочей среды холодному источнику. Этим обеспечивается замкнутость термодинамического цикла. Практическая реализация отвода теплоты осуществляется в конденсаторе ПТУ.
Конденсатор - это теплообменник, предназначенный для превращения отработавшего в проточной части паровой турбины водяного пара в жидкое состояние
- конденсат. Для обеспечения высокой экономичности цикла необходимо выполнять конденсацию пара при низком давлении (рк « ра), что дает рост термодинамического КПД турбоустановки. В конденсационных установках холодному источнику (охлаждающей воде) отдается до 50% количества теплоты в цикле, что в итоге определяет абсолютный КПД ПТУ на уровне 40...45%. При этом
водяной пар за турбиной из-за низкого давления практически не имеет термодинамической ценности.
Следует помнить, что при изменении давления в конденсаторе на 1 кПа
экономичность паротурбинной установки ТЭС изменяется примерно на 1%, а
для ПТУ АЭС до (1,5-2)%. Повышение экономичности при снижении давления
за турбиной имеет место, прежде всего, за счет роста теплоперепада турбины.
Поэтому для турбин с небольшим располагаемым теплоперепадом и, в частности, для турбин насыщенного пара АЭС, относительное изменение теплоперепада оказывается существенным, что дает более высокий выигрыш в экономичности. Средние поправки к мощности ряда турбин и экономичности турбоустановок при изменении давления отработавшего пара следующие:
Принцип действия конденсатора можно пояснить на основе анализа процессов,
происходящих в замкнутом (закрытом) сосуде, в который подается чистый (без
примеси воздуха) насыщенный водяной пар под некоторым давлением. Если
сосуд охлаждать с внешней стороны стенок средой с достаточно низкой температурой, то водяной пар будет конденсироваться, отдавая теплоту через стенку
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 141 из 40
охлаждающей среде. В процессе увлажнения пар почти полностью превратится
в воду (конденсат), поскольку в процессе конденсации от него отбирается теплота конденсации, равная теплоте парообразования rs. Над зеркалом конденсата
остается часть насыщенного пара. Если отведенное от пара количество теплоты
равно m*rs, где т, кг - масса водяного пара в сосуде, то после конденсации температура конденсата будет совпадать с температурой пара над ним. Поскольку
удельный объем насыщенного пара много больше удельного объема воды, то в
сосуде формируется глубокое разрежение. Например, при температуре конденсации ts = 24,1°С удельный объем воды v’ = 0,001 м3/кг, а пара v" = 45,67 м3/кг.
Следовательно, объем образующегося конденсата в 45670 раз меньше, чем объем насыщенного пара. Именно поэтому давление в конденсаторе рк много
меньше атмосферного давления ра (ра ≈ 100 кПа, рк≈3 кПа). Представленный
процесс конденсации реализуется в конденсаторе паровой турбины.
Под конденсационной установкой (рисунок 1) понимают совокупность
конденсатора 1 и следующих основных устройств: 2 - циркуляционных насосов; 3 - конденсатных насосов; 4 - эжекторной установки. В зависимости от вида охлаждающей среды конденсаторы бывают водяные (охлаждающая среда вода) и воздушные (охлаждающая среда - воздух). Современные паротурбинные установки снабжены преимущественно водяными конденсаторами.
1 – конденсатор; 2 – циркуляционный насос; 3 – конденсатный насос; 4 - основные эжекторы.
Рисунок 1. Принципиальная схема конденсационной установки.
Поскольку водяной пар, поступающий из выходного патрубка ЦНД турбины, всегда содержит воздух, попадающий через неплотности различных фланцевых соединений, концевые уплотнения ЦНД, арматуру, находящуюся под
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 142 из 40
разрежением, то необходимы специальные насосы 4 (эжекторы), постоянно отсасывающие неконденсирующиеся газы. Сегодня используются пароструйные
и водоструйные эжекторы, в которых рабочей средой является, соответственно,
водяной пар и вода. Кроме того, существуют водокольцевые насосы для отсоса
паровоздушной среды из объема конденсатора. Подача охлаждающей воды в
конденсатор осуществляется циркуляционным насосом 2. Конденсатные насосы 3 служат для подачи конденсата в систему регенеративного подогрева питательной воды.
Схема поверхностного конденсатора водяного типа приведена на рисунке
2. Он состоит из корпуса 1, торцевые стенки которого закрыты трубными досками 4. В досках завальцованы конденсаторные трубки 5, открытые своими
концами в водяных камерах. В зависимости от числа ходов охлаждающей воды
(два, четыре) водяные камеры разделяются перегородками, которые делят все
конденсаторные трубки на соответствующее число секций. Для двухходового
конденсатора охлаждающая вода через входной патрубок 15 направляется к
нижней секции трубок, разворачивается в поворотной водяной камере 16 и далее движется по трубкам верхней секции. Пар, поступающий из турбины через
горловину конденсатора б в паровое пространство, конденсируется на поверхности конденсаторных трубок, внутри которых течет охлаждающая вода. За
счет резкого уменьшения удельного объема пара в конденсаторе создается низкое давление. Чем ниже температура охлаждающей воды и больше ее расход,
тем больше разрежение в конденсаторе. Образующийся конденсат поступает в
конденсатосборник 7. Удаление воздуха (паровоздушной смеси) из конденсатора осуществляется через патрубок отсоса в специально выделенном отсеке воздухоохладителе 9.
1 - корпус; 2, 3 - крышки водяных камер; 4 - трубные доски; 5 - конденсаторные
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 143 из 40
трубки; б - приемная горловина конденсатора; 7 - кон ден сатосборн и к; 8 - отсос паровоздушной смеси из воздухоохладителя 9; 10 - направляющие листы;
11, 12 - входной и выходной патрубки для воды; 13 - разделительная перегородка; 14 - паровое пространство конденсатора; 15-17 - входная, поворотная и
выходная камеры для охлаждающей воды.
Рисунок 2. Устройство двухходового конденсатора ПТУ.
Вопрос 2 Тепловой баланс конденсатора и переохлаждение конденсата.
Тепловой баланс поверхностного конденсатора представлен следующим
выражением:
(1)
где hK - энтальпия пара, поступающего в конденсатор, кДж/кг; h'K = cB tK энтальпия конденсата; св = 4,19 кДж/(кг-К) - теплоемкость воды; Wm - массовый
расход охлаждающей воды, кг/с; tlB, t2B - температура охлаждающей воды на
входе в конденсатор и выходе из него. Расход конденсируемого пара GK, кг/с и
энтальпия hK известны из расчета паровой турбины. Температура конденсата на
выходе из конденсатора принимается равной температуре насыщения пара tn,
соответствующей его давлению рк с учетом переохлаждения конденсата ΔtK.
Переохлаждение конденсата (разность между температурой насыщения
пара при давлении в горловине конденсатора и температурой конденсата во
всасывающем патрубке конденсатного насоса) является следствием понижения
парциального давления и температуры насыщенного пара из-за наличия воздуха и парового сопротивления конденсатора. Применяя закон Дальтона к движущейся в конденсаторе паровоздушной среде, имеем: рк = рп + рв, где рп и рв парциальные давления пара и воздуха в смеси. Зависимость парциального давления пара от давления в конденсаторе и относительного содержания воздуха
г= Gв/GK имеет вид:
(2)
На входе в конденсатор относительное содержание воздуха мало и рп ≈ рк.
По мере конденсации пара значение г растет и парциальное давление пара падает. В нижней части парциальное давление воздуха наиболее значимо, т.к. оно
повышается из-за роста плотности воздуха и значения г. Это приводит к снижению температуры пара и конденсата. Кроме того, имеет место паровое сопротивление конденсатора, определяемое разностью давления р в его верхней части и р в его нижней части:
(3)
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 144 из 40
В таких условиях формируется переохлаждение конденсата, которое приводит к потере теплоты с охлаждающей водой и необходимости в дополнительном подогреве конденсата в регенеративной системе турбоустановки. Кроме того, наличие в конденсате растворенного кислорода приводит к активной
коррозии трубной системы подогревателей низкого давления. Переохлаждение
может достигать 2-3°С. Средством борьбы с ним является установка воздухоохладителей в трубном пучке конденсатора, из которых отсасывается паровоздушная смесь в эжекторные установки. В современных ПТУ переохлаждение
допускается не более 1°С. Правила технической эксплуатации строго предписывают допустимые присосы воздуха в турбоустановку, которые должны быть
меньше 1%. Например, для турбин мощностью NЭ = 300 МВт присосы воздуха
должны быть не более 30 кг/час, a NЭ = 800 МВт - не более 60 кг/час. Современные конденсаторы, обладающие минимальным паровым сопротивлением и
рациональной компоновкой трубного пучка, в номинальном режиме эксплуатации турбоустановки практически не имеют переохлаждения. Но оно появляется
при изменении паровой нагрузки конденсатора, росте присосов воздуха, снижении температуры охлаждающей воды (в зимнее время) и изменении ее расхода. Поэтому для уменьшения переохлаждения конденсата в зимнее время
следует сокращать расход охлаждающей воды.
Вопрос 3 Нагрев охлаждающей воды и кратность охлаждения.
Разность ΔtB = t2e - tlB называют нагревом охлаждающей воды в конденсаторе. Для одноходовых конденсаторов ΔtB = 6-7°С, двухходовых - ΔtB = 7-9°С,
четырехходовых - ΔtB = 10-12° С. Температура воды на входе зависит от географического местонахождения ТЭС, системы водоснабжения (прямоточное,
оборотное), а также от времени года и климатических условий. Обычно в зависимости от температуры охлаждающей воды расчетное значение абсолютного
давления рк для одноходовых конденсаторов принимают: для tlB = 10°С рк = 2,8
- 3,4 кПа; tlB = 15°С рк = 3,8 - 4,8 кПа; tlB = 20 - 25°С рк = 5,9 - 6,8 кПа.
Одним из важнейших параметров конденсатора является кратность охлаждения
(4)
Разность энтальпий для разных типов турбин hK - h' ≈ 2200 кДж/кг и
представляет в основном теплоту парообразования. Видно, что нагрев ΔtB обратно пропорционален кратности охлаждения. Чем больше т, тем меньше ΔtB и
тем ниже может быть давление в конденсаторе. Однако при увеличении т возрастает расход охлаждающей воды и растут затраты электроэнергии на привод
циркуляционных насосов. Оптимальная кратность охлаждения принимается
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 145 из 40
для одноходовых конденсаторов т = 80...100, для двухходовых т = 60...70, трех
- и четырехходовых т = 40...50. Рекомендации по выбору числа ходов z охлаждающей воды и кратности охлаждения т представлены в следующей таблице:
На рисунке 3 показаны зависимости кратности т от поверхности охлаждения FK, числа ходов z и соотношений наружного dH и внутреннего dB диаметров конденсаторных трубок.
а - при dH/de = 25/23 мм;
6 - при dJdE = 19/17 мм
Рисунок 3. Кратность охлаждения т в зависимости от поверхности охлаждения
конденсатора F и числа ходов z
Вопрос 4 Компоновка трубной системы конденсатора.
При компоновке трубный пучок (рисунок 4) разбивают на две части: основной пучок, в котором происходит массовая конденсация пара при практически отсутствующем относительном содержании воздуха, и пучок воздухоохладителя, где конденсация происходит с меньшей скоростью, а образующийся
конденсат переохлажден. В современных турбоустановках используется компоновка в виде ленты, расположенный симметрично вертикальной оси, с глубокими проходами для пара. К пучку воздухоохладителя смесь поступает только после прохождения основного пучка. Кроме того, в трубки воздухоохладителя подается охлаждающая вода из первого хода (с более низкой температурой). Ленточная компоновка обеспечивает свободный доступ пара к зеркалу
конденсата, что обеспечивает его подогрев и снижение переохлаждения.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 146 из 40
1 - основной пучок; 2 - сливные трубки; 3 - первый ряд трубок; 4 - трубки основного пучка; 5 - отсос паровоздушной среды; б - пучок воздухоохладителя; 7
- паронаправляющие и конденсатоулавливающие щиты; 8 - окно в промежуточных межтрубных досках; 9 - промежуточная трубная доска
Рисунок 4. Компоновка трубного пучка конденсатора.
Для обеспечения глубокой деаэрации конденсата в ряде конструкций
конденсаторов используются конденсатосборники деаэрационного типа (со
струйной или с барботажной деаэрацией конденсата). Дело в том, что при
наличии переохлаждения конденсат активно насыщается коррозионноактивными газами (включая кислородом), имеющими наибольшую концентрацию в парогазовой смеси, прежде всего, на поверхности раздела фаз. Для сокращения процессов абсорбции газа в жидкую фазу необходимо организовывать, во-первых, их эффективный отвод с поверхности конденсата, а, вовторых, обеспечить достаточное время пребывания конденсата в объеме конденсатора для полного выделения газов. При этом толщина слоя конденсата
должна быть минимальной, а площадь его соприкосновения с паром - макси-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 147 из 40
мальной. Такие условия реализуются посредством формирования струй конденсата с помощью перфорированных листов при его сливе в конденсатосборник. Эти струи омываются паром, подаваемым в объем конденсатосборника,
что позволяет осуществить хорошую деаэрацию конденсата. В конструкции
конденсатосборника с барботажной деаэрацией (рисунок 5) используется перфорированный лист 3 с щелями (отверстиями) шириной около 3 мм. С помощью порога 5 в конце барботажного листа поддерживается слой конденсата
толщиной около 100 мм. Под эти листом при подаче пара от одного из регенеративных отборов турбины (через патрубок 2) создается паровая подушка. В
результате перемешивания конденсата и пара над листом образуется динамический пенный слой, в котором осуществляется интенсивный подогрев и дегазация жидкости. Выпар направляется в конденсатор.
1 - распределительный водослив; 2 - подвод пара; 3 - перфорированный лист; 4
- отверстия в листе; 5 - перегородка (порог); б - люк; 7 - подвод конденсата и
отвод выпара; 8 - отвод конденсата
Рисунок 5. Конденсатосборник с барботажной деаэрацией конденсата.
Вопросы для самоконтроля
1 Какие типы конденсаторов существуют? Достоинств и недостатки каждого типа конденсатора.
2 Какие функции выполняет конденсатор?
3 Как классифицируют конденсаторы?
4 Как закрепляются трубки в конденсаторе?
5 Какие виды конденсации имеют место в конденсаторе?
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 148 из 40
6 Что называют кратностью охлаждения?
7 Какие факторы влияют на среднюю величину коэффициента теплопередачи в конденсаторе?
Лекция 17
Тема. Основы расчета и эксплуатации конденсаторов турбоустановок
Вопросы
1 Тепловой расчет конденсатора.
2 Определение числа и длины конденсаторных трубок.
3 Основы эксплуатации конденсационных установок.
1 Тепловой расчет конденсатора.
Задачей теплового расчета конденсатора является определение площади
поверхности конденсаторных трубок, обеспечивающей достижение заданного
давления на выходе из паровой турбины. Площадь поверхности охлаждения
конденсатора FK определяется из формулы:
(1)
где к - средний коэффициент теплопередачи поверхности охлаждения,
Вт/(м ∙К); Δtcp - средняя разность между температурами пара и охлаждающей
воды, которая вычисляется по формуле
(2)
2
где ΔtB = t2B - tlB - нагрев охлаждающей воды в конденсаторе (Δtв = 6 - 7°С
- для одноходовых; ΔtB = 7 - 9°С - для двухходовых и Δtв = 10 - 12°С - для трехи четырехходовых конденсаторов); δt = tn - t2B - недогрев (температурный
напор) охлаждающей воды в конденсаторе (рисунок 1). Недогрев зависит от
паровой нагрузки конденсатора dK = Gк/Fк, чистоты внутренней поверхности
конденсаторных трубок, воздушной плотности конденсатора, температуры и
скорости движения охлаждающей воды. Обычно значение температурного
напора находится в диапазоне δt = 5 - 10°С.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 149 из 40
Рисунок 1. Нагрев охлаждающей воды в конденсаторных трубах.
Среднее значение коэффициента теплопередачи для конденсаторных трубок можно оценить по формуле Л.Д. Бермана:
(3)
где: а - коэффициент, учитывающий влияние загрязнения поверхности
охлаждения (при расчете новых конденсаторов и прямоточном водоснабжении
а = 0,80 - 0,85; при загрязненной
воде и возможности образования минеральных и органических отложений а = 0,65 - 0,75; при оборотном водоснабжении а = 0,75 - 0,80);
wB - скорость воды в конденсаторных трубках (принимается не более 1,5
м/с для морской воды и не более 2,5 м/с в латунных трубках для пресной воды);
d2 - внутренний диаметр трубок, мм (обычно используются следующий
ряд соотношений внутреннего и наружного диаметров: d2/d1 = 14/16, 17/19,
22/24, 23/25, 26/28, 28/30); х = 0,12-а-(1 + 0,15-tlB);
Фz - множитель, учитывающий влияние числа ходов z воды в конденсаторе и определяемый по формуле
(4)
Фd - множитель, учитывающий изменение паровой нагрузки dK конденсатора:
Фd = 1 при паровых нагрузках от dKHOM до dгр = (0,9 - 0,012-tlB)∙dKHOM;
Фd = δ(2 - δ) при dK < dKгр где δ = dк/dKгр.
Например, коэффициент теплопередачи двухходового конденсатора при
tlB = 10°С, скорости воды в трубках wB = 2 м/с для латунных трубок с d2 = 23 мм
и коэффициенте а = 0,8:
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 150 из 40
(5)
В итоге, вычислив значение QK = GK∙(hK - h'K), из уравнения (1) находится
площадь FK поверхности охлаждения конденсатора.
Гидравлическое сопротивление конденсатора (разность давлений охлаждающей воды на входе и выходе из конденсатора с учетом сопротивления
конденсаторных трубок, водяных камер, входных и выходных патрубков) для
турбин с высоким начальным давлением пара оценивается в диапазоне Δр0в =
25 - 40 кПа (для турбин мощностью 300 МВт и выше Δр0в = 35 - 40 кПа).
Паровое сопротивление в конденсаторах современных турбин составляет
диапазон значений Δрп = 270 - 410 Па. Это сопротивление зависит от конструкции трубного пучка, под которым понимают совокупность всех трубок конденсатора. Разбивкой трубок называют расположение их осей в пределах одного
пучка по определенной сетке. В конденсаторах используют шахматную, треугольную, коридорную и лучевые разбивки. При развальцовке трубок принимают минимальное значение шага между трубками в диапазоне t = (1,25 - 1,3)∙
∙d1.
При этом к компоновке трубного пучка предъявляют следующие требования:
- максимально возможное увеличение площади "живого" сечения для прохода пара;
- создание постоянной скорости протекания пара;
- организация наиболее короткого пути для паровоздушной смеси к месту
ее отсоса эжекторной установкой.
2 Определение числа и длины конденсаторных трубок.
Объемный расход охлаждающей воды через конденсатор
(6)
где nz - среднее число трубок в одном ходе конденсатора, которое можно
оценить по объемному или массовому расходам охлаждающей воды. Полное
количество трубок при числе z ходов конденсатора п = nz∙z. Массовый расход
охлаждающей воды Wm = Wv ∙ ρв, кг/с вычисляется по расходу водяного пара
GK, кг/с в конденсатор и значению кратности охлаждения
(7)
Длина конденсаторных трубок определяется по площади поверхности
охлаждения
(8)
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 151 из 40
Условный диаметр трубной доски
(9)
где итр = 0,22 - 0,32 - коэффициент использования трубной доски (отношение L/Dу должно находиться в пределах 1,5 - 2,5).
В таблице 1 представлены расчетные значения основных величин и параметров, полученные при расчете двухходового конденсатора турбоустановки.
Таблица 1. Данные к расчету двухходового конденсатора.
3 Основы эксплуатации конденсационных установок.
Основными показателями, определяющими качество работы конденсационной установки являются:
- давление пара в конденсаторе рк;
- температурный напор δt;
- нагрев охлаждающей воды ΔtB;
- паровая нагрузка конденсатора dK;
- температура конденсата на выходе;
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 152 из 40
- давление пара перед соплами эжектора;
- солесодержание конденсата.
Зависимость давления рк от температуры воды на входе tlB, паровой
нагрузки dK и расхода охлаждающей воды Wm называется характеристикой конденсатора. Точная характеристика строится на основе результатов специальных
испытаний конденсатора. Для построения расчетной характеристики конденсатора используется выражение
(10)
Обычно принимают значения tlB = 10, 12, 15, и 25°С в зависимости от географического места расположения электростанции и ее системы водоснабжения. Температурный напор оценивается по формуле
(11)
где п = 5 - 7 - коэффициент, учитывающий чистоту поверхности охлаждения и воздушную плотность конденсатора. На рис. 20.2 представлена характеристика конденсатора 300 КЦС-1 для турбины К-300-23,5 ЛМЗ.
Рисунок 2. Характеристика конденсатора 300-КЦС.
Для определения причин изменения давления рк используют зависимости,
показанные на рисунке 3. Увеличение ΔtB указывает на недостаток расхода
охлаждающей воды и уменьшение из-за этого кратности охлаждения. Увеличение δt свидетельствует об ухудшении условий теплообмена в конденсаторе, что
вызывается ростом присосов воздуха, изменением работы эжекторов, загрязнением поверхностей.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 153 из 40
а)
б)
Рисунок 3. Изменение температурного напора (а) и нагрева (б) охлаждающей
воды в конденсаторе.
Пример нормативной характеристики конденсатора 800КЦС-3 для номинального значения расхода охлаждающей воды Wном = 73000 т/ч показан на рисунке 4.
Рисунок 4. Пример нормативной характеристики конденсатора 800-КЦС-3
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 154 из 40
Основные источники и признаки ухудшения в работе конденсационной
установки.
1 Загрязнение трубок и трубных досок конденсатора проверяется по разнице температуры насыщения пара при данном давлении в конденсаторе и температуры циркуляционной воды на входе (температурный напор). Например,
при чистых трубках для температуры воды 25 - 30°С и расходе пара 150 - 160
т/ч недогрев должен быть равен 6 - 7,5°С. Повышенный температурный напор
свидетельствует о загрязнении трубок. Признаками загрязнения являются повышенное давление в конденсаторе и охлаждающей воды перед конденсатором.
2 Высокий уровень конденсата в конденсатосборнике (требуется проверка
работы автомата уровня рециркуляции).
3 Недостаточное давление пара, направляемого на концевые уплотнения
ЦНД турбины (требуется проверка работы регулятора уплотнений).
4 Плохая работа эжекторной группы.
5 Срыв работы или уменьшение производительности циркуляционных
насосов (в том числе из-за попадания во всасывающий участок насоса посторонних предметов).
6 Плохая плотность вакуумной системы, которая должна периодически
проверяться и при необходимости опрессовываться посредством заливки воды
до уровня концевых уплотнений.
При эксплуатации конденсатора осуществляется постоянный контроль за
чистотой его теплообменных поверхностей и их периодические очистки, которые выполняются, если давление в конденсаторе увеличивается на 0,5% по
сравнению с нормативным значением. При этом рост давления происходит как
из-за увеличения термического сопротивления при загрязнении конденсаторных трубок, так и за счет снижения расхода охлаждающей воды из-за повышения гидравлического сопротивления конденсатора. Интенсивность загрязнения
конденсаторов зависит от качества охлаждающей воды, типа водоснабжения,
времени года и условий эксплуатации. Различают три группы загрязнений: механические, биологические и солевые.
К механическим относят загрязнения трубок и трубных досок травой,
землей, водорослями и т.п. Для их предотвращения на водозаборных и водоочистительных сооружениях устанавливаются разного рода сетки (крупно- и
мелкоячеистые), включая и подвижные. Подвижные сетки с размером ячеек 3x3
- 6x6 мм приводятся в действие от электродвигателя (скорость движения сетки
0,5 - 1 м/мин). Кроме того, осуществляется очистка трубок мягкими ершами и
их промывка. Промывка проводится с помощью высокоскоростной струи воды
от сопла брандспойта (иногда с песком) или гидравлического пистолета, а так-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 155 из 40
же по схеме обратного тока воды в конденсаторе. Наиболее эффективным является использование непрерывной очистки внутренних поверхностей конденсаторных трубок посредством резиновых шариков по схеме, показанной на рисунке 5. Шарики (диаметром на 1 - 2 мм меньше, чем внутренний диаметр трубок) загружаются струйным насосом-дозатором 5 в напорную линию конденсатора. Увлекаемые циркуляционной водой, шарики проходят по конденсаторным трубкам, очищая их внутренние поверхности от отложений и, далее, улавливаются в сливных трубопроводах в сетках (решетках 7, 8). При количестве
шариков около 10 - 20% от числа очищаемых трубок каждая из них обрабатывается 1 раз в 1 - 2 мин.
1 - циркуляционный насос; 2 - фильтр очистки охлаждающей воды (вращающаяся сетка); 3 - электропривод вращающейся сетки; 4 - подача воды для очистки
сетки от механических загрязнений; 5 - насос-дозатор для подачи шариков в
циркуляционную систему; 6 - конденсатор; 7, 8 - решетки, улавливающие шарики
Рисунок 5. Схема шариковой очистки конденсаторных трубок.
Для борьбы с биологическими отложениями используется метод термической сушки конденсаторов (при температурах 40 - 60°С большинство микроорганизмов и водорослей погибает и в воздушной среде высыхает). При сухой
термической сушке в одну из половин конденсатора не подают охлаждающую
воду, а температуру отработавшего пара из турбины повышают в допустимых
пределах при снижении нагрузки турбоагрегата. Высохшие отложения выдувают из конденсаторных трубок струей воздуха. В некоторых схемах термиче-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 156 из 40
ской сушки применяется горячий воздух от калориферов, нагнетаемый в трубную систему конденсатора воздуходувкой. Наиболее эффективным методом
борьбы с микроорганизмами является хлорирование циркуляционной воды
(хлор, растворенный в воде, оказывает токсическое действие на жизнедеятельность бактерий). Для осуществления процедур хлорирования используются
специальные хлораторные установки.
Солевые отложения в форме накипей, образующихся при выпадении из
воды растворенных в ней солей, удаляются при обработке охлаждающей воды
фосфатами или кислотами (при — оборотной схеме водоснабжения). Так карбонатную накипь удаляют 2 - 5%-ным раствором соляной кислоты. После кислотной обработки проводится тщательная промывка конденсатора водой. В ряде турбоустановок используется схема рекарбонизации циркуляционной воды
уходящими газами котельного агрегата ТЭС. При этом охлаждающая вода
насыщается углекислым газом, растворимость бикарбонатов увеличивается и
образования накипи на конденсаторных трубках практически не происходит.
Одна из важнейших задач при эксплуатации турбоагрегата - определение
мест присосов воздуха в его вакуумной системе. Простейшим способом проверки неплотностей является использование горящей свечи, по отклонению
пламени которой судят о наличии присоса воздуха. Более совершенными, но
трудоемкими, являются методы гидравлической и воздушной опрессовки вакуумной системы на остановленной турбине. При гидравлической опрессовке паровое пространство конденсатора заливается водой до расточек концевых
уплотнений ЦНД, которые герметезируют. Места неплотностей при этом определяются по вытекающей из них воде. Воздушная опрессовка осуществляется
подачей воздуха в цилиндры турбины под избыточным давлением. Места неплотностей определяются по отклонению пламени свечи или посредством покрытия подозрительных мест мыльной пеной.
Современный способ отыскания неплотностей - использование галоидных течеискателей, принцип действия которых основан на свойстве разогретого
платинового элемента испускать ионы. Эмисссия ионов растет, когда в среде, в
которой находится раскаленная платина, присутствует галоидосодержащий газ
(фреон, четыреххлористый углерод). В области неплотности газ вместе с воздухом попадает в вакуумную систему и далее отсасывается эжектором, в котором
устанавливается датчик, фиксирующий наличие галоидов. Обычно для обдувки
подозрительных мест используется газ фреон-12, который не является токсичным.
Высокие требования, предъявляемые к качеству питательной воды, формируются уже на линии конденсата. Прежде всего, речь идет о допустимом
уровне присосов охлаждающей воды в конденсаторе: 0,001 - 0,005% для прес-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 157 из 40
ной воды; 0,0001% для сильно минерализованной прудовой или морской воды.
При этом в условиях непрерывной очистки к конденсату предъявляются высокие требования по его жесткости. Нарушения водного режима связаны с механическими повреждениями различных элементов конденсатора и, прежде всего,
его трубок, подверженных вибрационной усталости от воздействия высокоскоростного потока водяного пара, поступающего в горловину конденсатора из
выходного патрубка ЦНД турбины. Автоколебаниям, как правило, подвергаются трубки верхних рядов трубок конденсатора. Кроме того, имеют место эрозионные и коррозионные процессы во влажно-паровой среде. В основном речь
идет о коррозии трубок с водяной стороны под воздействием коррозионноактивных примесей. Поэтому важно правильно выбирать материал конденсаторных трубок. Ранее, чаще всего, использовались латунные трубки (для пресной воды /168, для морской Л070-1). Сегодня уже применяются трубки, изготовленные из нержавеющей стали. Обеспечение гидравлической плотности
конденсатора зависит от качества вальцовочных соединений трубок в трубных
досках конденсатора. Для повышения их герметичности используются уплотняющие покрытия на трубных досках (например, битумное или покрытие на
основе эпоксидных смол) со стороны водяных камер (рисунок 6, а), применяются конструкции с двойными трубными досками (рисунок 6, б), а также организуются солевые отсеки в паровом пространстве конденсатора.
а)
б)
1 - трубная доска; 2 - конденсаторные трубки; 3 - слой грунтовки; 4 - герметизирующее покрытие
Рисунок 6. Фрагмент трубной доски конденсатора с герметизирующим покры-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 158 из 40
тием (а) и схема уплотнения трубок в двойных трубных досках (6).
Вопросы для самоконтроля
1 В чем заключается тепловой расчет конденсатора?
2 Какие виды теплового расчета существуют?
3 Как определяют число и длину конденсационных трубок?
Лекция 18
Тема. Назначение систем автоматического регулирования
и защиты турбоагрегатов
Вопросы
1 Регулирование частоты вращения валопровода турбоагрегата.
2 Принципиальная схема регулирования частоты вращения.
3 Статическое и астатическое регулирование.
4 Параллельная работа турбоагрегатов.
5 Системы защиты турбоагрегатов.
1 Регулирование частоты вращения валопровода турбоагрегата.
Качество электроэнергии определяется частотой и напряжением переменного тока. Частота переменного тока f определяется частотой вращения п валопровода турбоагрегата: f = р∙п, где р - число пар полюсов электрогенератора.
Номинальное значение частоты сети энергосистем в РФ равно 50 Гц, поддержание которой при любых нагрузках составляет основную задачу регулирования турбоустановок ТЭС и АЭС. Для этого все турбоагрегаты снабжены системами автоматического регулирования (САР), одним из главных элементов которых является регулятор скорости вращения ротора турбины. Такой регулятор
измеряет частоту вращения и управляет системой, устанавливающей взаимосвязь внешней электрической нагрузки и крутящего момента на валу турбины.
В качестве примера на рисунке 1 показана конструкция центробежного регулятора частоты вращения (скорости). При изменении частоты вращения ротора
турбины грузы 4 под действием центробежной силы перемещают отбойную
пластину 6, в результате чего изменяются расход масла из сопла 7 блока золотников регулятора частоты вращения и давление р1 на сливе по отношению к
давлению ру в линии 9 управления промежуточным золотником САР. Например, увеличение угловой скорости регулятора и увеличения зазора а приводят к
смещению подвижной части в сторону регулятора и большему открытию окна
11. Соответственно, уменьшается давление ру, передающее команду в линию
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 159 из 40
управления других элементов САР. При достижении предельной частоты вращения ротора п = 55 с'1 (3300 об/мин) открывается дополнительное окно 12, что
приводит к закрытию регулирующих и стопорных клапанов ТА. Изменение
давления ру является командой в систему регулирования для включения в работу регулирующих клапанов турбины.
1 - участок вала, соединяемого с ротором высокого давления; 2 - корпус регулятора частоты вращения; 3 – лента; 4 – грузы; 5 – пружина, соединенная с валом;
6 – отбойная пластина; 7 – сопло; 8 – поршень золотника с отсечными кромками; 9 – линия управления сливом масла; 10 – дроссель; 11, 12 – окна; 13 – букса
золотника; 14 – элементы ручного механизма управления турбиной.
Рисунок 1. Регулятор частоты вращения центробежного типа.
Рассмотрим моментные характеристики турооагрегата, как ооъекта системы автоматического регулирования, на рисунке 2 представлены кривые изменения крутящего момента MТ, формируемого на валу турбины в процессе расширения водяного пара в ее проточной части, и момента сопротивления М г на
валу электрогенератора. Моментная характеристика турбины (линия 1 на рисунке 2) построена для постоянного расхода водяного пара и его неизменных
параметрах, при которых крутящий момент MТ на валу турбины соответствует
определенному открытию регулирующих клапанов. В точке а момент MТ равен
моменту сопротивления Мг на валу электрического генератора, характеристика
которого определена линией 2. В данном установившемся режиме работы фор-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 160 из 40
мируется частота вращения валопровода турбоагрегата ла. При изменении
нагрузки электрической сети характеристика электрогенератора сместится
(например, в положение, определяемое линией 3 на рисунке 2. Если положение
регулирующих клапанов не изменится, то установится новый режим работы в
точке b с другой частотой вращения nа. Таким образом, турбина и генератор
могут переходить из одного устойчивого режима работы в другой без какоголибо воздействия на них. Этот процесс называют саморегулированием и он
определяется тем, что в точке пересечения моментных характеристик дМТ/дп <
0, а дМг/дп > 0. Но изменение частоты вращения при этом оказывается большим. Для того, чтобы частота вращения оставалась в допустимом диапазоне ее
изменения (например, со значением nс), следует сместить характеристику турбины в положение 4 (рисунок 2) изменением расхода пара посредством регулирующих клапанов, являющихся исполнительными органами системы автоматического регулирования. Все установившиеся режимы работы турбоагрегата при
совместном изменении характеристик турбины и генератора в итоге определяются линией 5, которую называют статической характеристикой турбоагрегата.
Рисунок 2. Моментные характеристики турбины MТ = f(n) (1 и 4) и генератора
Мг = f(n) (2 и 3), статическая характеристика турбоагрегата (5)
При нарушении установившегося режима работы угловое движение валопровода турбоагрегата описывается уравнением:
(1)
где J - суммарный момент инерции валопровода, a dω/dτ - его угловое
ускорение. При МТ > МГ dω/dτ > 0 и частота вращения валопровода турбоагрегата растет, а при МТ < МГ частота уменьшается. Допуская некоторое малое от-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 161 из 40
клонение частоты вращения от номинального значения, это отклонение можно
использовать в качестве командного импульса для системы автоматического
управления турбиной. При этом речь в итоге идет о воздействии на крутящий
момент, формируемом водяным паром в рабочих решетках турбинных ступеней. Это воздействие определяется изменением расхода пара в турбину посредством его дросселирования в регулирующих клапанах системы парораспределения.
2 Принципиальная схема регулирования частоты вращения.
Схема регулирования частоты вращения ротора турбины показана на рисунке 3, в которой основными элементами являются: регулятор скорости, отсечной золотник, сервомотор, регулирующий клапан турбины. С ростом частоты вращения ротора турбины под действием центробежных сил грузы регулятора скорости перемещают его муфту (сжимая пружину в ней), в результате чего рычаг АВ поворачивается вокруг точки В. Тогда поршни золотника 2 смещаются вверх, в результате чего верхняя полость сервомотора 3 соединяется с
линией 4 (в этом случае напорной), а нижняя - с линией 5 (сливной). Поршень
сервомотора перемещается вниз и через передаточные механизмы формируется
усилие на закрытие регулирующего клапана 6. В итоге расход водяного пара в
турбину сокращается и уменьшается крутящий момент на валу турбины, что
приводит к смещению моментной характеристики Мт в положение, обеспечивающее исходное значение частоты вращения ротора. Одновременно с помощью обратной связи (правый конец рычага АВ связан со штоком сервомотора)
отсечной золотник возвращается в исходное среднее положение, что стабилизирует переходный процесс и обеспечивает устойчивость регулирования. При
снижении частоты вращения процесс регулирования протекает аналогично, но
этот процесс связан с ростом расхода водяного пара в турбину.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 162 из 40
1 - регулятор скорости; 2 - управляющий (отсечной) золотник; 3 - сервомотор;
4, 5 - соединительные линии системы; 6 - регулирующий клапан турбины; 7 водяной пар в турбину
Рисунок 3. Принципиальная схема САР.
Совокупность установившихся режимов работы турбины и положений
органов ее САР представляются развернутой статической характеристикой (рисунок 4, а). Здесь зависимость перемещения муфты регулятора скорости от частоты вращения х = f(n) в квадранте II представленной диаграммы является статической характеристикой регулятора частоты, характер которой определяется
его конструкцией. Зависимость хода поршня сервомотора от перемещения
муфты регулятора является прямолинейной (z = f(x) в III квадранте). В IV квадранте дана зависимость электрической мощности от хода сервомотора NЭ = f(z).
В итоге простых построений в I квадранте получается собственно статическая
характеристика регулирования п = f (NЭ), связывающая частоту вращения с
мощностью турбоагрегата. Из нее следует, что при изменении мощности турбины частота вращения не остается постоянной, например, несколько снижается с ростом мощности. Наклон статической характеристики определяется степенью неравномерности регулирования частоты
(2)
где пхх - частота вращения при холостом ходе, пнн - то же при номинальной мощности, п0 - то же номинальная. В соответствии с ГОСТ 24278-89 при
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 163 из 40
номинальных значениях параметров водяного пара в турбине δ = 4...5%. При
больших значениях степени неравномерности растет вероятность динамических забросов частоты при сбросах нагрузки, а при меньших значениях о трудно обеспечивается устойчивость регулирования. Статические характеристики
САР обычно имеют участки с разной крутизной, а при мощности 0,15-NЭНОМ
степень неравномерности не регламентируется для повышения устойчивости
работы на малых нагрузках, а также для облегчения процесса включения турбоагрегата в сеть. Горизонтальные участки статической характеристики регулирования исключаются из-за потери устойчивости САР. Вместе с тем, в современных системах автоматического регулирования мощных паровых турбин
имеется возможность оперативно изменять степень неравномерности в пределах δ = 0,02-0,08.
а)
б)
Рисунок 4. Развернутая (а) и реальная (6) статические характеристики САР турбоагрегата.
Наличие сил трения в механических элементах системы автоматического
регулирования, люфтов в ее передаточных механизмах и других приводит к нечувствительности регулирования (рисунок 4, б), которая характеризуется степенью нечувствительности по частоте вращения: гп = Δn/n0. Этой величиной
определяется совершенство САР. В соответствии с ГОСТ 13109-87 для паровых
турбин мощностью свыше 150 МВт с гидравлическими системами регулирования степень нечувствительности не должна превышать 0,1%, а в электрогидравлической системе с регулятором мощности - гп < 0,06%. Один из путей совершенствования САР - отказ от механических связей в системе регулирования
и замена их гидравлическими или электрическими.
Частота электрического тока в энергосистеме в соответствии с ПТЭ (Правилами технической эксплуатации энергетического оборудования) должна поддерживаться на уровне 50 ± 0,1 Гц. Временно допускается отклонение частоты
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 164 из 40
не более ± 0,2 Гц. В то же время степень неравномерности δ= 4- 5% соответствует изменение частоты 2 - 2,5 Гц, т.е. на порядок больше допустимого уровня. Кроме того, приходится изменять частоту вращения ротора турбины в процессах включения турбогенератора в сеть (при синхронизации электрогенератора) и при испытаниях автоматов безопасности турбины. Поэтому в САР должен быть механизм управления частотой вращения при работе турбины в энергосистеме, когда частота в ней поддерживается всеми параллельно работающими турбоагрегатами. Этот механизм называют МУТ - механизмом управления
турбиной (ранее МУТ называли синхронизатором). С его помощью изменяется
положение какого-либо звена системы передачи импульса на перемещение от
регулятора скорости к регулирующим клапанам (буксы золотника регулятора
частоты вращения). В регуляторе ЛМЗ (рисунок 1) воздействие ручкой 14 переводит буксу 13 в новое положение, чем изменяется открытие окна 11 и в итоге
давление рх. Если турбина работает в изолированной сети, то ее мощность,
определяемая положением поршня сервомотора (положением штока регулирующего клапана), практически не изменится, но частота вращения валопровода
турбоагрегата станет другой. Если турбина работает в энергосистеме, это же
воздействие МУТ приведет к возрастанию мощности турбины при неизменной
частоте вращения. В обоих случаях воздействие МУТ приводит к смещению
характеристики z = f(x) в III квадранте развернутой статической характеристики
САР (рисунок 4, а), что, в свою очередь, вызывает смещение характеристики п
= f(NЭ) в I квадранте. Механизм управления турбиной используется в процессе
синхронизации электрического генератора при включении турбоагрегата в
энергосистему для его параллельной работы с другими турбоустановками.
3 Статическое и астатическое регулирование.
Представленная на рисунке 3 схема позволяет осуществлять статическое
регулирование, при котором в изолированной сети любое изменение нагрузки
потребителей электроэнергии приводит к отклонению частоты вращения ротора турбины в пределах, определяемых степенью неравномерности δ. Но изменение частоты можно свести к нулю при смещении статической характеристики п = f(NЭ), воздействуя на МУТ (рисунок 5).
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 165 из 40
1 - частота вращения пг при нагрузке NЭ1; 2 - частота вращения п2 при нагрузке
NЭ2; 3 - задание частоты вращения л1 при нагрузке NЭ2 после воздействия МУТ
Рисунок 5. Поддержание постоянного значения частоты вращения ТА смещением статической характеристики САР посредством МУТ.
Механизм, который осуществляет эту операцию автоматически, называют изодромным устройством (изодромом). В схемах изодромного (астатического) регулирования после завершения переходного процесса при изменении
нагрузки частота вращения восстанавливается к исходному значению. Схема
изодромного регулирования показана на рисунке 6, в которой правый конец
рычага АВ связан со штоком сервомотора не непосредственно, а через катаракт
4. Катаракт представляет собой цилиндр с поршнем, полости которого соединяются через дроссельное устройство.
1 - регулятор скорости; 2 - отсечной золотник; 3 - сервомотор; 4 - катаракт
Рисунок 6. Схема изодромного регулирования.
Допустим, что при работе турбины в изолированной сети сократилась
нагрузка потребителей электроэнергии. Это приведет к росту частоты вращения
ее ротора с п1 до п2 (рисунок 5). На начальном этапе переходного процесса система регулирования с изодромом (при большом сопротивлении его дроссельного устройства) действует как обычная САР с жесткой обратной связью и со
степенью неравномерности δд, которую называют временной или динамической. На втором этапе переходного процесса изодром дополнительным прикрытием главного сервомотора постепенно снижает частоту вращения от п2 до
при постепенном смещении статической характеристики вниз (рисунок 5). В
точке 3 статическая характеристика пересекает линию п1 = const при NЭ2.
4 Параллельная работа турбоагрегатов.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 166 из 40
В энергосистемах параллельно работают одновременно множество турбоагрегатов, мощности которых могут существенно отличаться. Отличаются
друг от друга и их статические характеристики. Общей для них является частота переменного тока, поддерживаемая синхронизирующей силой всех электрогенераторов, включенных в электрическую сеть. На рисунке 7 (а) в качестве
примера показано распределение нагрузок при параллельной работе двух турбоагрегатов с разными по углу наклона прямолинейными статическими характеристиками САР их паровых турбин.
а)
б)
Рисунок 7. Распределение нагрузок при параллельной работе турбоагрегатов в
сети (а) и при воздействии МУТ системы автоматического регулирования одного
из них (6).
Пусть частота вращения роторов этих турбин одинакова и равна п0, а их
нагрузки соответственно равны NЭ1 и NЭ11. Если нагрузка потребителей электроэнергии в сети NЭ = NЭ1 + NЭ11 увеличится на ΔNЭ и превысит генерируемую
активную мощность турбогенераторов, то разность мощностей будет компенсироваться за счет изменения кинетической энергии вращения роторов обеих
турбин. При этом частота сети понизится на Δп, причем падение частоты продолжается до тех пор, пока изменение нагрузки ΔNЭ не распределится соответствующим образом между параллельно работающими турбоагрегатами: ΔNЭ =
ΔNЭ1 + ΔNЭ11. Приращение мощности одного из них определяется по формуле:
(3)
Из формулы (3) следует, что изменения нагрузки энергосети в большей
мере сказываются на мощности того турбоагрегата, который имеет более пологую статическую характеристику, т.е. с меньшим значением степени неравномерности δ (рисунок 7).
Если при неизменной нагрузке сети воздействием на МУТ сместить статическую характеристику САР одной из турбин вверх (рисунок 7, б), то это вызовет повышение частоты вращения роторов обеих турбин и перераспределение
их мощности. При этом мощность одного турбоагрегата возрастет, а другого снизится. Для того, чтобы при перераспределении нагрузки между параллельно
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 167 из 40
работающими турбоагрегатами частота сети оставалась неизменной, необходимо воздействием на МУТ САР обоих турбоагрегатов сместить их характеристики в противоположных направлениях. Участие всех параллельно работающих турбоагрегатов в распределении между собой изменений нагрузки сети
обеспечивает небольшое отклонение частоты и соответствующую надежность
работы энергосистемы (первичное регулирование частоты сети). Существует
вторичное регулирование, когда система автоматического регулирования одной
из турбин обладает степенью неравномерности S = 0 (астатическое регулирование) и все изменение нагрузки сети воспринимается данным турбоагрегатом. В
основу регулирования частоты и активной мощности в РФ положено раздельное регулирование плановых и внеплановых изменений активной мощности.
Распределение плановых изменений осуществляется на основе оптимизационных расчетов и заданий каждой электростанции графика нагрузки. Для перераспределения межсистемных нагрузок выделяются регулирующие электростанции. Некоторая неопределенность в распределении нагрузок между параллельно работающими турбоагрегатами может быть обусловлена нечувствительностью их систем регулирования, так как при данной частоте в энергосистеме мощность турбины может устанавливаться произвольно в диапазоне
(4)
Например, для турбины мощностью 500 МВт при δ = 0,04 и гn = 0,002 неопределенность составит ΔNЭ = 25 МВт. Нечувствительность САР приводит
также к тому, что часть турбоагрегатов не участвует в регулировании частоты.
Но при очень большом числе параллельно работающих агрегатов в энергосистеме практически всегда найдутся турбины, реагирующие на изменение частоты, и поэтому результирующая характеристика энергосистемы может не иметь
нечувствительности.
5 Системы защиты турбоагрегатов.
Наряду с режимами нормальной эксплуатации энергоблоков могут возникать и аварийные режимы, в том числе, связанные со сбросом нагрузки и отключением турбоагрегата от сети (из-за коротких замыканий, отключений линий электропередачи, сильного отклонения напряжения и частоты). На ТЭС
при сбросе полной нагрузки с отключением электрогенератора от сети основным требованием является условие, чтобы максимальное повышение частоты
вращения оставалось ниже уровня настройки автоматов безопасности турбины.
При этом необходимо очень большое быстродействие системы регулирования,
чтобы предотвратить увеличение частоты вращения на 10...11% от номинального значения (nсз = (1,11 - 1,12)∙n0). Это — обеспечивается быстрым закрытием
автоматических стопорных клапанов (АСК) и регулирующих клапанов, а также
поворотных диафрагм и обратных клапанов на линиях регулируемых и регенеративных отборов водяного пара из турбины. Сброс водяного пара из котла в
таких ситуациях осуществляется через БРОУ и предохранительные клапаны.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 168 из 40
Система защиты является заключительной ступенью управления турбоустановкой и срабатывает при недопустимых:
- повышении частоты вращения валопровода;
- увеличении осевого сдвига ротора;
- снижении давления масла в системе маслоснабжения подшипников турбоагрегата;
- повышении давления в конденсаторе;
- росте уровня вибрации валопровода турбоагрегата;
- повышении температуры свежего пара или при ее резком снижении;
- повышении уровня конденсата в ПВД регенеративной системы.
Все турбины оснащаются двумя обязательными и независимыми линиями защиты, первой из которых является сама система автоматического регулирования, а второй - собственно система защиты турбоагрегата. При этом САР
должна обладать таким быстродействием, чтобы даже в случае полного сброса
нагрузки при отключении турбоагрегата от сети не допустить роста частоты
вращения ротора до уровня настройки, при котором срабатывает защита от недопустимого роста частоты вращения. Данная защита является самой ответственной, поскольку должна обеспечивать безопасность турбины в случае полного отказа системы регулирования, когда после сброса нагрузки регулирующие клапаны остаются открытыми. Импульсным органом такой защиты является автомат безопасности, обеспечивающий закрытие стопорного клапана турбины при достижении предельного значения скорости вращения ротора (при
повышении частоты вращения на 11 - 12% сверх номинального значения). На
рисунке 8 (а) показаны две схемы кольцевого автомата безопасности и его работы. На вал 2 турбины насажено массивное кольцо 1, которое прижимается к
валу пружиной 4, натяг которой регулируется гайкой 5. Кольцо имеет направляющей палец 3. В конструкции автомата безопасности (схема справа на рисунке 8. а) кольцо 1 укреплено на оси 3, вокруг которой оно поворачивается под
действием центробежной силы, превышающей действие сил на оси. Центр тяжести кольца смещен относительно оси вращения (эксцентриситет г). При превышении частоты вращения допустимого уровня кольцо смешается и ударяет
по рычагу 2 (рисунок 8, б), который воздействует на управляющий золотник 4
системы защиты. В результате формируется импульс по давлению масла в системе, воздействующий на привод стопорного клапана, который с большим
быстродействием перекрывает доступ пара в турбину (рисунок 8, в). При этом
данная система выполняет функции стерегущей, поскольку доступ пара в турбину в аварийных ситуациях должна предотвращать основная система регулирования посредством регулирующих клапанов. По ПТЭ даже при сбросе полной нагрузки автомат безопасности не должен срабатывать.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 169 из 40
1 - автомат безопасности; 2 - рычаг; 3 - ось рычага; 4 - золотник; 5 - регулирующий кран; 6 - пружина; а, b, с, d - полости золотника, заполненные маслом под
давлением.
Рисунок 8. Схемы автоматов безопасности (а), их воздействия на управляющей
золотник сервомотора (6) и блок клапанов ЦВД турбины К-300-23,5 ХТЗ (в).
На рисунке 9 показана конструкция механического автомата безопасности с двумя кольцевыми бойками, установленными на переднем конце вала
ЦВД турбины. В эксплуатации осуществляется проверка автомата безопасности
на срабатывание кольцевого бойка после его профилактических разборок, при
испытаниях системы регулирования на сброс нагрузки и после простоя турбоагрегата более, чем 1 месяц.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 170 из 40
1 - кольцевой боек; 2 - стержень; 3, 5 - втулки; 4 - вал; 6 - пружина; 7 - регулировочный винт; 8 - камеры для масла.
Рисунок 9. Конструкция автомата безопасности бойкового типа.
Турбины ТЭС с промежуточным перегревом пара имеют не только перед
ЧВД, но и перед ЧСД по два последовательно установленных парозапорных органа: стопорный клапан, являющийся исполнительным элементом системы защиты, и регулирующий клапан, управляемый как системой защиты, так и системой регулирования. Наличие двойной противоразгонной защиты турбины от
водяного пара, аккумулированного в тракте газового промперегрева, обусловлено его большой энергией. Эта энергия достаточна для того, чтобы при сбросе
нагрузки и отказе регулирующих клапанов промперегрева разогнать ротор турбины до запредельной частоты вращения, приводящей к разрушению турбоустановки. Для того, чтобы при сбросе нагрузки с отключением турбогенератора от сети увеличить сопротивление вращению ротора, применяется экстренный "срыв вакуума" подачей воздуха в паровое пространство конденсатора.
Исполнительным органом здесь является атмосферный клапан, устанавливаемый на корпусе выходного патрубка ЦНД турбины. Рост давления в патрубке
до 0,05 МПа за 3 секунды позволяет затормозить ротор и предотвратить разрушение турбины даже при одновременном отказе регулирующих клапанов ЦВД
и отсечных клапанов промперегрева.
Защита от осевого сдвига ротора обеспечивается при возрастании осевого
усилия до уровня, превышающего несущую способность осевого подшипника.
При этом происходит выплавление баббитовой заливки на осевых колодках
подшипника, что приводит к осевому сдвигу ротора. Исполнительный орган
рассматриваемой защиты, реле осевого сдвига (РОС), немедленно дает команду
на останов турбины. Выплавление баббитовой заливки осевых колодок подшипника и его повреждение приходится допускать для того, чтобы исключить
ложное срабатывание РОС и необоснованный останов турбины. В большей ча-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 171 из 40
сти турбин применяются реле осевого сдвига индукционного типа (рисунок 10),
основанном на индуктивном методе измерения малых перемещений. Кроме того, имеет место цифровая информация, показывающая осевое перемещение валопровода турбоагрегата в пределах его осевого разбега между колодками осевого подшипника, а также об износе осевых колодок.
1 - вал турбины; 2 - автомат безопасности; 3 - диск РОС; 4 - электромагнит; 5 устройство для опробования реле.
Рисунок 10. Реле осевого типа.
Защита при снижении давления масла в системе маслоснабжения подшипников турбоагрегата до первого установленного предела по давлению
обеспечивает подачу предупредительного сигнала, автоматическое включение
резервного маслонасоса с двигателем переменного тока и аварийного маслонасоса с двигателем постоянного тока. Если это не способствует восстановлению
давления масла и оно продолжает снижаться, то при достижении второго предела по давлению защита дает команду на останов турбины. Масло в подшипники при выбеге ротора подается из аварийных емкостей (бачков) размещен-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 172 из 40
ных на крышках подшипников. Следует отметить, что такие резервные емкости
обеспечивают безопасность подшипников и в момент автоматического переключения насосов смазки, когда по каким-либо причинам переключение сопровождается резким снижением давления масла в системе смазки.
Из-за значимости системы маслоснабжения в обеспечении безопасности
турбоагрегата система защиты от снижения давления масла имеет индивидуальные средства автоматизации (блокировки масляных насосов) и защитные
устройства. Чтобы предотвратить даже кратковременный перерыв в снабжении
маслом системы смазки, маслонасосы сблокированы из условия автоматического включения резервных и аварийных насосов по уставкам, определяющим
уровни снижения давления масла в системе. Кроме того, допол-нительно к реле
давления применяются токовые реле, включающие в работу резервные или аварийные маслонасосы при исчезновении электрического тока в обмотках электродвигателей основных насосов.
Одним из важнейших элементов масляной системы являются масляные
уплотнения в электрогенераторе с водородным охлаждением его обмоток. В
турбогенераторах используются различные схемы уплотнений: кольцевого,
торцевого и двухпоточного типов. В конструкции уплотнения торцевого типа
(рисунок 11) упорный вкладыш 2 прижимается пружинами 5 к выступу вала 4.
Масло подается в середину вкладыша, а его утечки в сторону водорода не превышают 3-4 л/мин. ПТЭ предписывают останов турбоагрегата при снижении
разности давлений "водород - масло" ниже предельного значения, которое может быть вызвано неисправностью регулятора перепада давлений или выходом
из строя маслонасоса системы уплотнения генератора. В этом случае включаются система оповещения обслуживающего персонала и резервный маслонасос.
К защитным устройствам маслосистемы относятся предохранительные клапаны, защищающие маслопроводы от резкого повышения давления. Кроме того,
имеется автоматический контроль за уровнем масла в маслобаке, при снижении
которого до минимальной отметки включается звуковая и световая сигнализация.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 173 из 40
1 - корпус уплотнения; 2 - вкладыш уплотнения; 3 - уплотняющие кольца; 4 вал ротора генератора; 5 - спиральные пружины
Рисунок 11. Конструкция масляного уплотнения электрогенератора.
Защита от недопустимого уровня абсолютного давления в конденсаторе
обеспечивает подачу предупредительного сигнала при росте давления рк до
первого предела и команды на останов турбины - при росте давления до второго предела. Рост давления в конденсаторе приводит к повышению температуры
в паровом пространстве конденсатора и корпусов выходных патрубков ЦНД
паровой турбины. При этом нарушается центровка роторов и резко увеличивается уровень вибрации валопровода турбоагрегата, растут динамические
напряжения в рабочих лопатках последней ступени ЦНД, а также возможно задевание в проточной части из-за относительного сокращения длины ротора.
Резкий (аварийный) рост давления в конденсаторе может быть вызван следующими причинами:
- прекращением или резким сокращением подачи охлаждающей воды в
конденсатор;
- отключением или выходом из строя конденсатных насосов;
- отключением воздухоудаляющих средств или неисправностями в них;
- появлением источника больших присосов воздуха в конденсатор турбоустановки.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 174 из 40
Защита при резком снижении температуры свежего пара связана с тем,
что при этом имеют место высокие температурные напряжения в элементах паровпуска турбины, роторе и лопаточном аппарате. Кроме того, возможен заброс
влаги (влажного пара) в проточную часть турбины. Защита выводится из работы при пуске турбины на скользящих параметрах и при ее контролируемом
расхолаживании.
Защита при повышении уровня воды в любом из ПВЛ регенеративной системы турбоустановки (в основном из-за повреждения трубной системы подогревателей) относится к категории локальных и выполняется трехступенчатой.
При повышении уровня до первого предела выдается предупредительный сигнал, до второго предела - отключается вся группа ПВД с обеспечением котла
питательной водой по байпасной линии. Если подъем уровня не прекращается,
то питательные насосы останавливаются и энергоблок выводится из работы. К
локальным относятся защиты и другого вспомогательного оборудования турбоустановки (например, насосов), неисправности и нарушения режимов эксплуатации которых могут приводить к тяжелым последствиям для работы турбоагрегата.
Кроме представленных ранее, применяются и многие другие виды защит,
например:
- от недопустимого относительного удлинения ротора;
- от недопустимой разности температур по верху и низу корпуса цилиндра
турбины;
- при резком сбросе нагрузки до 30% и до 50%;
- при повышении давления свежего пара до 1-го предела (включение
БРОУ) и 2-го предела (открытие импульсных предохранительных клапанов);
- при повышении температуры вторичного перегретого пара;
- при понижении давления среды в системе автоматического регулирования турбины.
Системы защита турбоагрегатов энергоблока напрямую связаны с системами защиты и автоматизации котла, питательных насосов и других элементов
регенеративной установки. При этом действие аварийной защиты паровой турбины автоматически вызывает останов энергоблока или перевод его на растопочную нагрузку, а при неполадках в котельном агрегате или питательных
насосах формируются команды на снижение нагрузки или останов турбоагрегата. Например, к останову энергоблока приводит действие защит турбины, связанных со "срывом вакуума". Перевод блока на растопочный режим при этом
не возможен из-за запрета на включение БРОУ, переводящего водяной пар в
конденсатор.
Вопросы для самоконтроля
1 Как регулируется частота вращения валопровода турбоагрегата?
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 175 из 40
2 Изобразить принципиальную схему регулирования частоты вращения.
3 Как осуществляется статическое регулирование?
4 Как осуществляется астатическое регулирование?
5 Как осуществляется параллельная работа турбоагрегатов?
6 В чем заключается система защиты турбоагрегатов?
Лекция 19
Тема. Системы маслоснабжения и конструкции подшипников
паровых турбин
Вопросы
1 Схемы маслоснабжения.
2 Конструкции основных элементов системы маслоснабжения.
3 Организация маслоснабжения подшипников турбины.
1 Схемы маслоснабжения.
Масло в турбоустановках применяется в качестве рабочей среды в гидравлических системах регулирования, в подшипниках валопровода турбоагрегата в уплотнениях генератора и в гидромуфтах питательных электронасосов.
До 1980 года основным маслом для турбин ТЭС являлось турбинное масло Тп22. Цифра в маркировке означает кинематическую вязкость (сСт - сантистокс)
при температуре 50°С, индекс "n" - с присадками, улучшающими эксплуатационные свойства масла. В настоящее время на ТЭС и АЭС поставляется в основном дистиллятное масло Тп-22С селективной очистки (с уменьшенным содержанием сернистых соединений). Такие масла легко воспламеняются при соприкосновении с поверхностями, температура которых около 370 - 380°С. Поэтому
нашли широкое применение огнестойкие масла иввиоль-3 и ОМТИ (нетоксичное), представляющие собой эфиры фосфорной кислоты, получаемые путем
синтеза фенольных изомеров и соединений фосфора. Их температура самовоспламенения около 720°С. Плотность огнестойкого масла на 30% выше плотности нефтяного масла марки 22 и на 14% выше плотности воды. При этом кинематическая вязкость данных масел приблизительно одинакова. Вязкостноплотностные свойства огнестойкого масла вызывают особенности в работе
подшипников: эпюры давления получаются более сглаженными, растет толщина смазочного слоя и его несущая способность. Но снижается запас по вибрационной надежности, растут потери мощности на трение при использовании
более вязкого ОМТИ и, соответственно, выше нагрев отработанного масла. В
большинстве случаев эти особенности удается компенсировать посредством
наладки системы маслоснабжения.
По уровню давления масляные системы делят на две группы: низкого
давления (для смазки с р < 0,295 МПа, для уплотнения генератора с р < 0,392
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 176 из 40
МПа) и высокого давления (для САР с р = 0,49 - 0,98 МПа и выше в турбинах
большой мощности с целью ограничения размеров сервомоторов). В ряде турбин в их системах регулирования рабочей средой является вода. При использовании ОМТИ система регулирования полностью отделяется от системы смазки.
Если в САР применяется масло, то в системе ее маслоснабжения и смазки подшипников масляный бак, насосы и трубопроводы едины. На рисунке 1 (а) представлена такая система с главным масляным насосом объемного типа. Зубчатый
или винтовой насос 1 через редуктор 2 соединен с валом турбины и подсасывает масло из бака 3. В установившемся режиме работы турбины расход масла в
САР 4 мал и редуктор 5 перепускает масло в систему обеспечения подшипников 13. Во время переходных режимов редукционный клапан 5 прикрывается и
больший расход масла направляется для перемещения поршней сервомоторов.
Масло на подшипники в основном поступает из сливной линии системы регулирования. Клапаны б и 7 являются предохранительными и устанавливают необходимый уровень давления в напорной линии и в линии смазки. Маслоохладители 8 поверхностного типа снижают температуру масла перед подшипниками до 45 - 50°С. Для предотвращения обводнения масла его давление в охладителях выше, чем давление охлаждающей воды. К подшипникам 13 масло подается через шайбы, дозирующие расход. При пусках и остановах турбины масло
к подшипникам подает турбонасос 9 через обратный затвор 10. Вспомогательный насос 11 низкого давления с приводом от двигателя постоянного тока 12
подает масло только в систему смазки в случаях отказа насосов 1 и 9.
Поскольку слабым элементом такой схемы является редукторная передача 2 (нередко выходит из строя), то в современных ТА мощностью до 200 МВт
применяется схема маслоснабжения с главным насосом центробежного типа
(рис. 23.1. 6У который соединяется непосредственно с валом турбины. Но при
этом требуется его полное заполнение маслом, для чего в маслобаке устанавливают маслоструйный инжектор 2, который поддерживает перед главным насосом небольшое избыточное давление.
Представленные схемы маслоснабжения установлены на турбинах мощностью до 200 МВт включительно. Для турбин большой мощности в целях повышения надежности устанавливают несколько насосов: главные с двигателями
переменного тока (два или три) и аварийные с двигателями постоянного тока
(два или три). Работают только часть главных насосов, а остальные находятся в
резерве. Кроме того, устанавливают вспомогательные насосы с большим напором 9,8 - 11,8 МПа, обеспечивающим в режиме работы валоповоротного
устройства всплытие ротора в подшипниках. Для водяных систем регулирования рабочей средой является вода (конденсат особо высокой очистки). В этих
системах трубопроводы и узлы регулирования выполняют из нержавеющей
стали.
Пример схемы маслоснабжения турбоагрегата Т-250/300-23,5 ТМЗ показан на рисунке 2.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 177 из 40
1 - главный масляный насос (в схеме а - зубчатый или винтовой с приводом через редуктор 2 от вала турбины, в схеме б - насос центробежного типа с непосредственным приводом от вала турбины); 3 - масляный бак; 4 - система регулирования турбоагрегатом; 5 - в схеме а - редуктор, в схеме б - инжекторы 1-й и
2-й ступеней; б, 7 - в схеме а - предохранительные клапаны в напорной линии и
линии смазки, в схеме б - б, 7 - обратные затворы главного насоса и на линии
подачи масла к подшипникам; 8 - маслоохладитель; 9 - вспомогательный масляный насос с турбоприводом; 10 - обратный затвор; 11 - аварийный масляный
насос с электроприводом; 12 - электродвигатель постоянного тока; 13 - масло к
подшипникам турбоагрегата.
Рисунок 1. Схемы маслоснабжения турбины с насосом объемного типа (а) и
центробежным насосом (б)
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 178 из 40
1 - масляный бак; 2 - основные насосы переменного тока; 3, 4 - на смазку питательных турбо - и электронасосов; 5 - маслоохладители; б - аварийные насосы
постоянного тока; 7 - слив масла из бака; 8 - сепаратор; 9 - эксгаустер; 10 - аварийные емкости; 11 - реле давления; 12 - пеноотделитель; 13 - сливные клапаны; 14 - 16 - слив масла от питательного насоса, насосов смазки и гидромуфты.
Рисунок 2. Схема маслоснабжения турбины Т-250/300-23,5 ТМЗ.
2 Конструкции основных элементов системы маслоснабжения.
Конструкция винтового масляного насоса ЛМЗ представлена на рисунке
3, а пример насосной группы центробежного типа ТМЗ показан на рисунке 4.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 179 из 40
Рисунок 3. Винтовой масляный насос ЛМЗ.
Рисунок 4. Насосная группа центробежного типа турбин ТМЗ.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 180 из 40
На рисунке 5 показана инжекторная группа для системы маслоснабжения
с главным масляным насосом центробежного типа. Инжектор первой ступени
служит для создания избыточного давления на всасе насоса, а инжектор второй
ступени - для подачи масла через маслоохладитель к подшипникам турбины и
генератора.
Рисунок 5. Инжекторы первой и второй ступеней (повернуто на 90°).
Для централизованной системы смазки предусмотрено тройное резервирование, где первой ступенью являются резервные насосы с приводом переменного тока, второй ступенью - насосы с приводом постоянного тока, а третьей - аварийные емкости, из которых масло самотеком подается в подшипники
при выходе из строя предыдущих насосов. Обычно аварийные бачки встраиваются в крышки подшипников (рисунок 6). При нормальной работе системы
маслоснабжения бачки заполняются маслом от насоса. В аварийном режиме
масло подается в зазор между шейкой вала и цапфой подшипника через дозирующую трубку 5. Для исключения переизбытка масла в бачке предусмотрена
сливная трубка 3.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 181 из 40
1 - шейка вала; 2 - верхняя половина вкладыша подшипника; 3 - воздушник; 4 корпус аварийного иасляного бачка; 5 - аварийный подвод наела; б - установочные колодки; 7 - корпус подшипника; 8 - центровочные прокладки; 9 - подача масла из напорного коллектора; 10 - баббитовая заливка
Рисунок 6. Схема установки аварийной емкости на крышках корпусов подшипников.
Масляный бак (рисунок 7) предназначен не только для хранения масла,
но и для выделения из него воздуха, шлама, воды. Степень очистки зависит от
времени пребывания масла в баке. Кроме отстоя очистка масла от примесей
осуществляется с помощью сеток фильтра 4. В итоге формируются чистый 1 и
грязный 2 отсеки.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 182 из 40
1 - чистый отсек; 2 - грязный отсек; 3 - указатель уровня масла; 4 - фильтрующие сетки.
Рисунок 7. Конструкция масляного бака.
На крышке маслобака располагают вспомогательные насосы, указатели
уровня и эксгаустеры (вытяжные вентиляторы), удаляющие масляные пары.
Такая вентиляция необходима, так как масло из системы уплотнения электрического генератора с водородным охлаждением, несмотря на предшествующую
вакуумную обработку с целью удаления водорода, содержит некоторую его дозу. Поэтому возможно образование взрывоопасной смеси воздуха и водорода
(гремучего газа). Масло из подшипников сливают в бак по трубке на поверхность масла, а из узлов САР, где аэрация масла мала, сливают под уровень).
Масло подвергается тщательному и систематическому контролю качества (цеховой контроль - 1 раз в сутки и лабораторный сокращенный 1 раз в 2 месяца).
Проверяются внешний вид масла, содержание шлама, определяется кислотное
число, реакция водной вытяжки, вязкость, температура вспышки, наличие воды. В результате эксплуатации масло подвергается старению с потерей первоначальных свойств. Поэтому периодически масло подвергается регенерации с
использованием физических и химических методов. Используются специальные адсорбенты для удаления органических и низкомолекулярных кислот, смол
и других примесей.
Применение различных рабочих сред в системах регулирования и смазки
подшипников, например ОМТИ и нефтяного масла, требует разделения их маслоснабжения на две независимые системы. На рисунке 8 показана маслонапорная станция для систем регулирования и защиты мощных турбин ЛМЗ с приводом двух насосов 9 от электродвигателей переменного тока, располагаемых на
масляном баке 2. Обычно в работе находится один насос, а второй (резервный)
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 183 из 40
включается в работу автоматически при падении давления масла в
системе регулирования с 4,7 МПа до 3,5 МПа.
1 - фильтр тонкой очистки; 2 - бак систены регулирования и защиты; 3 - воздухоохладитель; 4 - сетка; 5 - указатели уровня масла; б - маслоохладитель; 7 маслоотделитель; 8 - эксгаустер; 9 - центробежный насос с электроприводом;
10 - гидрозатвор; 11 - пружинно-грузовой аккумулятор.
Рисунок 8. Маслонапорная станция систем регулирования и защиты турбин
ЛМЗ.
На их линии нагнетания установлены обратные клапаны. Система снабжена патронным фильтром тонкой очистки 1 и сетчатым фильтром 4 грубой
очистки масла. В баке установлен маслоохладитель 3. Для уменьшения провала
давления масла при переключении насосов предусмотрен масляный аккумулятор пружинно-грузового типа 11. Позицией 7 представлен маслоотделитель, а 8
- эксгаустер.
3 Организация маслоснабжения подшипников турбины.
Надежность работы радиальных подшипников турбины обеспечивает отсутствие износа вкладыша и шейки вала при любых режимах ее работы. Схема
нагружения шейки вала и формирования масляного клина в зазоре между поверхностью шейки и поверхностью баббитовой заливки вкладыша радиального
подшипника показана на рисунке 9. В начале вращения ротора масло, являясь
вязкой средой, прилипает к поверхности шейки вала и при некоторой частоте
вращения в зазоре формируется масляная пленка с эпюрой скоростей в ее попе-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 184 из 40
речных сечениях, соответствующей движению очень вязких сред. Форма пленки в момент всплытия шейки вала является клиновидной, что дает характер
распределения давления, показанный эпюрой на данном рисунке. Именно за
счет давления масла формируется подъемная сила, обеспечивающая как всплытие роторов валопровода при пуске турбоагрегата, так и гидродинамическую
устойчивость его вращения во всем диапазоне частот вращения. При этом переход от полужидкостного режима трения в зазоре между шейкой вала и вкладышем подшипника к образованию устойчивой масляной пленки зависит от частоты вращения валопровода и сил трения в данном зазоре. Для уменьшения
сил трения при малых частотах вращения и снижения доли полужидкостных
(полусухих) режимов вращения внутреннюю поверхность вкладыша заполняют
баббитом - антифрикционным сплавом на основе олова.
Рисунок 9. Схема нагружения шейки вала и формирования масляного клина,
определяемого эпюрой давления
Принцип работы такого подшипника поясняется схемами положений
шейки вала, показанными на рисунке 10. Неподвижная шейка вала опирается
на расточку вкладыша в нижней части его поверхности. При неЬольшой скорости вращения вала и непрерывной подаче масла в расточку существует полусухое трение между баббитовым покрытием расточки и поверхностью шейки вала
(рисунок 10, б). При определенной частоте вращения происходит всплытие
шейки благодаря появлению устойчивого масляного клина. Опыт эксплуатации
показывает, что нормальная работа вкладыша обеспечивается при минимальной толщине масляного слоя примерно в 80 - 100 мкм. При этом диаметраль-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 185 из 40
ный зазор в подшипнике должен быть равен 0,002 - 0,004 диаметра шейки вала.
На рис. 23.10. в показана эпюра давлений в масляном клине при цилиндрической расточке вкладыша, а на рис. 23.10. г - при овальной (эллиптической) расточке. Овальная расточка с двухклиновым масляным слоем более устойчива к
появлению вибрации валопровода турбоагрегата. Здесь масляный клин образуется не только в нижней, но и в верхней половине вкладыша.
а - положение неподвижной шейки вала во вкладыше; б - проток масла в подшипнике; в - распределение давления в масляном слое при использовании
вкладыша с цилиндрической расточкой; г - то же, для овальной расточки; 1 центр шейки; 2 - центр вкладыша; 3 - клиновидный зазор
Рисунок 10. Схемы положений шейки вала во вкладыше
На рисунке 11 показаны схемы организации маслоснабжения подшипников (а - простейшая, 6 - с маслораздаточной канавкой, в - с дополнительным
сливом).
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 186 из 40
а - простейший способ; б - с маслораздаточной канавкой; в - с дополнительным
сливом
Рисунок 11. Организация маслоснабжения в радиальном подшипнике.
На рисунке 12 представлены основные типы радиальных подшипников,
включая и многоклиновый (рисунок 12, в), который по конструкции является
сегментным. Здесь опорными поверхностями являются самоустанавливающиеся сегменты, которые шарнирно опираются в корпусе подшипника.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 187 из 40
а - одноклиновый; 6 - двухклиноеый; в - многоклиновый
Рисунок 12. Основные типы радиальных подшипников.
Вкладыш обычного радиального подшипника (рисунок 13) состоит из
двух половин 1 и 3, соединяемых болтами 2. В корпусе подшипника вкладыш
устанавливается на трех опорных колодках 4. Верхняя колодка используется
для плотного зажатия вкладыша в корпусе подшипника (натяг 0,05 - 0,15 мм).
Между колодками и вкладышем вставляются прокладки, изменение толщины
которых позволяет менять положение вкладыша по отношению к корпусу и,
тем самым, осуществить центровку расточки по отношению к расточкам концевых уплотнений. Масло подводится через отверстие в одной из колодок по
каналу 7 в развал 6 и направляется в верхнюю половину вкладыша. Для увеличения расхода масла и лучшего охлаждения здесь выполнена маслораздаточная
канавка 9. Шайба 8 выполняет функции ограничителя расхода масла для конкретного подшипника. Внутренняя поверхность вкладыша заливается антифрикционным легкоплавким сплавом - баббитом. В подшипниках используется
баббит марки Б-83, в сплаве которого при 83% оловянистой основы содержится
11% сурьмы и 6% меди. Олово обеспечивает высокую пластичность сплава и
антикоррозионные качества. Сурьма дает сплаву высокое сопротивление истиранию, а медь делает его однородным.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 188 из 40
1, 3 - нижняя и верхняя половины вкладыша; 2 - скрепляющие болты; 4 - установочные колодки; 5 - центрирующие прокладки; б - наслораздаточный карман;
7 - подводящий канал; 8 - ограничительная шайба;
9 - маслораздаточная канавка
Рисунок 13. Фрагмент конструкции радиального подшипника турбин ЛМЗ.
Вопросы для самоконтроля
1 Какие существуют схемы маслоснабжения?
2 Каковы конструкции основных элементов системы маслоснабжения?
3 Как организовано маслоснабжение подшипников турбины?
Лекция 20
Тема. Методики расчета напряжений в дисках роторов
паровой турбины
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 189 из 40
Вопросы
1 Методика расчета напряжений в дисках.
2 Расчет напряжений в дисках.
3 Пример расчета максимальных напряжений в диске постоянной толщины.
1 Методика расчета напряжений в дисках.
Для определения надежности элементов ротора турбоустановки необходимо знать напряжения и деформации, возникающие в процессе их работы. Для
определения напряженного и деформированного состояния используются методы теории упругости, в которой предполагается, что между напряжениями и
деформациями существует однозначная связь (закон упругости). Но в реальных
конструкциях эта связь не однозначна и приходится пользоваться элементами
теории пластичности, где выбирается гипотеза о связи между компонентами
напряжений и деформаций. Вместе с тем, данные теории не могут предсказать
условий разрушения материалов. Поэтому дополнительно используются гипотезы прочности. При высокой температуре (около половины абсолютной температуры плавления) проявляются особые свойства материалов, называемые
ползучестью.
Теория
ползучести
позволяет
помимо
определения
напряжений и деформаций определить время, в течение которого конструкция
будет работоспособной.
Диски роторов нагружены центробежными силами, силами от разности
давлений на боковых стенках тела диска, окружными усилиями в лопаточном
аппарате, силами, возникающими при посадке диска на вал с натягом, а также
температурными напряжениями, если температура диска неодинакова. Обычно
условия работы дисков турбинных ступеней активного типа определяют значимость только центробежных сил и сил в месте посадки их на вал. Для нахождения напряженного состояния вращающегося диска рассмотрим решение одномерной задачи по схеме рисунка 1. Здесь радиус r2 равен радиусу, на котором
заканчиваются пазы под хвостовики лопаток.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 190 из 40
Рисунок 1. Схема нагружения диска.
Радиальные напряжения в полотне диска на радиусе г2 определяется следующей формулой:
(1)
где Rцл - центробежная сила от действия лопаток и бандажа; Rцо6 - центробежная сила части обода, расположенной за пределами радиуса r2; z2 - ширина обода диска. Кроме того, при посадке диска на вал с натягом на поверхности расточки радиусом r1 возникают контактные напряжения σг1 (рисунок 2, в).
Допустим, что напряжения по толщине диска не меняются. Рассмотрим равновесие его бесконечно малого элемента по схеме рисунок 2, в центре тяжести
которого приложена центробежная сила dC.
Рисунок 2. Модель диска с выделенным элементом (а) и схемы усилий и напряжений о нем (б, в).
Обозначим нормальные напряжения по меридиональным поверхностям
σt, а на цилиндрических - σг. Поскольку в силу осесимметричной задачи на этих
поверхностях касательные напряжения отсутствуют, то нормальные напряже-
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 191 из 40
ния являются главными. Усилия, действующие на цилиндрических поверхностях элемента различны
и
нальных поверхностях усилия одинаковы:
меридио. Центро-
бежная сила
, где ρ - плотность материала
диска. Сумма проекций этих сил на плоскость, проходящую через центр тяжести элемента, равна нулю.
Пренебрегая бесконечно малыми величинами высших порядков и учитывая, что в силу малости угла
, условие равновесия выделенного
элемента имеет вид:
(2)
Это условие является уравнением равновесия, устанавливающим связь
между нормальными напряжениями σг и σt. Связанными оказываются не только
напряжения, но и относительные удлинения. Если радиус диска г изменяется на
ζ то размер выделенного элемента изменится на
удлинение в радиальном направлении
. Тогда относительное
(3)
В свою очередь, длина окружности изменится на 2πξ, а относительное
удлинение в окружном направлении
(4)
Совместное решение (3) и (4) дает уравнение совместных деформаций,
связывающее радиальные и тангенциальные относительные удлинения:
(5)
Для того, чтобы замкнуть систему уравнений равновесия и совместности
деформаций с четырьмя неизвестными
, используем обобщенный закон Гука:
(6)
где v- коэффициент Пуассона, E - модуль упругости. Получим с помощью
закона Гука уравнение совместности деформаций, записанное через напряжения:
(7)
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 192 из 40
Это уравнение совместно с уравнением равновесия (2) позволяет определить напряжения в диске и представляет собой неоднородную систему линейных уравнений первого порядка:
(8)
В соответствии с теоремой наложения общее решение неоднородной системы (8) можно представить суммой ее частного решения и общего решения
соответствующей однородной системы:
(9)
Если σrl и σtx - частные решения неоднородной системы, то общим ее решением
является:
(10)
где
- решения однородной системы. Решение (10) удовлетворяет
системе (8) при любых фаничных условиях. На этом решении основан метод
определения напряжений в дисках, называемый методом двух расчетов.
В основу метода положено следующее:
1. однородная система (9) описывает распределение напряжений в диске
при ω = 0;
2. решение как однородной, так и неоднородной систем существует при
любых фаничных условиях;
3. для диска с отверстием известны значения радиальных напряжений и
неизвестны значения тангенциальных напряжений на расточке и на периферии
диска;
4. для диска без отверстия известны значения радиальных напряжений и
неизвестны тангенциальные напряжения на периферии, а в центре диска эти
напряжения одинаковы.
Таким образом, из четырех значений напряжений на границах
известны заранее только два. Методика расчета следующая:
1. по уравнениям (8) и (9) рассчитываются напряжения
во вращающемся диске и
в неподвижном по подобранным фаничным условиям,
из которых обязательно должно быть выполнено одно из двух;
2. с помощью (10) подбирают такое значение произвольной постоянной
к, чтобы выполнялось и второе фаничное условие;
3. по найденному значению к решения (10) дают истинные напряжения
во всем диске.
Варианты последовательности расчета диска с отверстием:
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 193 из 40
• для расчета вращающегося диска выбирается
и произвольное
значение
. Далее рассчитывается распределение напряжений
, ведя
расчет от периферии к расточке. На расточке получается значение
, которое
не совпадает с заданным ;
• для расчета неподвижного диска выбирается
. Тогда при любом к граничное условие на периферии диска
будет выполнено. Значение
выбирается произвольно. Рассчитывается распределение напряжений
в
диске от периферии к расточке. На расточке получается напряжение
, кото-
рое не совпадает с заданным . Из первого решения системы (10) находится
такое значение к, чтобы удовлетворялось граничное условие и на расточке:
,
• расчеты ведутся от расточки к периферии диска. Граничные условия
на расточке:
произвольно;
произвольно. Значение к
определяется так, чтобы удовлетворить граничному условию на периферии: к =
2 Расчет напряжений в дисках.
Распределение соответствующих напряжений в диске показано на рисунке 3, а. Радиальные напряжения имеют максимум между радиусами гх и г2. Тангенциальные напряжения максимальны на поверхности отверстия и всюду растягивающие. В диске, посаженном на вал с натягом, на расточке имеют место
сжимающие радиальные напряжения.
Для диска без отверстия (рисунок 3. б) формулы определения напряжений имеют следующий вид:
(11)
(12)
В сплошном диске все напряжения растягивающие.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 194 из 40
Рисунок 3. Распределение напряжений в плоском диске с отверстием (а) и без
отверстия (6).
Обычно диски паровых турбин имеют сложную форму, отличную от постоянного профиля. В случаях, если форма профиля диска приближена к конической, гиперболической или равного сопротивления, то используются решения уравнений. Для других профилей применяется методика расчета с использованием решения для плоского диска. Для этого диск произвольного профиля
заменяют ступенчатым, состоящим из колец постоянной толщины. Тогда при
переходе от одного участка постоянной толщины к другому радиальные и тангенциальные напряжения изменяются скачком на границе между участками
(рисунок 4).
Рисунок 4. Распределение напряжений в диске сложной формы
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 195 из 40
3 Пример расчета максимальных напряжений в диске постоянной
толщины.
Ставится задача определения максимальных напряжений и запасов прочности для дисков постоянной толщины, выполненных с отверстием и без него.
Известно напряжение от лопаточной нагрузки σг2 = 100 МПа. Соответствующие
радиусы дисков следующие: r2 = 0,55 м; r1 = 0,22 м. Диски выполнены из стали
34ХМА,
для
которой
предел
длительной
прочности
3
σ0,2 = 510 МПа, плотность ρ = 7800 кг/м .
Для диска с отверстием максимальными являются тангенциальные
напряжения (σt, Па) на его расточке, которые вычисляются по выражению:
Запас
прочности
при
таком
значении
напряжения
может оказаться не достаточным. Одним из способов повышения запаса прочности является исполнение диска со ступицей, позволяющей сократить уровень напряжений на расточке.
Для диска без отверстия максимальные напряжения
на
его оси можно вычислить:
Вопросы для самоконтроля
1 В чем заключается методика расчета напряжений в дисках?
2 Как рассчитывают напряжения в дисках?
Лекция 21
Тема. Расчеты на прочность элементов корпуса паровой турбины
Вопросы
1 Расчет толщины стенки корпуса турбины.
2 Расчет фланцевого соединения горизонтального разъема корпуса.
3 Оценки надежности диафрагм.
4 Материалы, применяемые для изготовления основных элементов паровых турбин.
1 Расчет толщины стенки корпуса турбины.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 196 из 40
Корпус цилиндра паровой турбины представляют собой оболочечную
конструкцию с наличием фланцевых разъемов, патрубков подвода и отвода водяного пара, расточек под установку обойм и диафрагм. По конструктивным
признакам различают одностенные, двустенные и обойменные корпуса. По
технологическому признаку они подразделяются на литые, сварные и сварнолитые. На рисунке 1 показаны фрагменты корпусных элементов ЦВД и ЦСД
турбины, выполняемых на основе литья из легированных сталей. Эти
корпуса помимо силового подвергаются и существенному температурному воздействию, поэтому их надежность оценивается и с учетом характеристик термоусталости и ползучести.
Рисунок 1. Конструкции корпусов ЦВД (а) и ЦСД (6).
Корпуса ЦНД мощных паровых турбин изготавливают сварными из листов углеродистой стали. При этом они подвержены воздействию разности
внешнего атмосферного давления воздуха и разрежения водяного пара внутри
корпуса (в выходной части цилиндра). В современных мощных турбинах корпуса ЦНД при их больших размерах выполняются двустенными.
Обычно на начальной стадии проектирования корпусов используют приближенный метод определения напряжений в их стенке, представляя корпус
или его фрагмент осесимметричной оболочкой без разъемов и патрубков. Выделим кольцевой элемент корпуса, например ЦВД турбины, ограниченный
двумя плоскостями, перпендикулярными оси симметрии, обычно совпадающей
с осью вращения ротора. Внутри этого элемента действует избыточное давление Δр водяного пара по отношению к наружному давлению. Примем, что тангенциальные напряжения должны быть равны допустимым [σ]. Тогда формула
для определения толщины стенки корпуса имеет вид:
(1)
где d - внутренний диаметр корпуса. Для толстостенных корпусов, в которых отношение наружного диаметра dH к внутреннему диаметру dн/d > 1,3,
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 197 из 40
данная формула дает заниженное значение толщины стенки. В этом случае
необходимо пользоваться более точными методами, учитывающими сложное
напряженное
состояние
материала
корпуса.
После
определения
толщины стенки в различных сечениях корпуса, выбирают толщину торцевых
стенок. При проектировании корпусов следует учитывать, что толщина стенки
должна меняться плавно, а сопрягаемые элементы должны быть по возможности близким по толщине. Кроме этого, следует избегать элементов типа плоской стенки, а фланцы разъемов должны иметь минимально возможную ширину.
2 Расчет фланцевого соединения горизонтального разъема корпуса.
Одна из задам расчета фланцевого соединения - определение силы затяжки шпилек, обеспечивающая отсутствие утечек водяного пара через него. Допустим, что воздействие оболочки корпуса на фланец можно заменить силой Q,
приложенной на расстоянии 0,5δс от внутренней поверхности корпуса, а характер изменения контактного давления на поверхности фланцевого разъема линейный. Максимальное значение этого давления имеет место на краю фланца, а
минимальное - на поверхности разъема в точке О. Обозначим равнодействующую контактного давления буквой М. Положение точки О зависит от усилия N,
действующего на фланец от затяжки его шпилек.
Фланцевое соединение должно обеспечить герметичность разъема и, следовательно, точка О не может располагаться в пределах отверстия под шпильку
(иначе водяной пар из проточной части через неприжатую часть разъема и отверстия под шпильки будет выходить наружу).
Очевидно, что усилие Q, определяющее отрыв фланцев от поверхности
разъема, можно вычислить по формуле:
(2)
где t - шаг установки шпилек: d - внутренний диаметр корпуса; делитель
2 определяет условия оценки усилия при наличии двух соседних шпилек.
Определим усилие затяжки шпильки /V, обеспечивающее плотность
фланцевого соединения. Из условия равновесия следует, что N = М + Q. Равенство нулю моментов относительно точки пересечения оси шпильки с горизонтальным разъемом дает соотношение
(3)
Здесь учтено, что при линейном распределении контактного давления
равнодействующая М приложена на расстоянии (а + b)/3 от наружного края
фланца. В итоге условие равновесия
(4)
Поскольку в практике изготовления фланцев существует обязательное
соотношение
то усилие затяжки выбирается в следующих пределах:
(5)
Необходимое усилие затяжки N тем меньше, чем меньше шаг С, ширина
фланца и расстояние от внутренней поверхности корпуса до оси шпильки.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 198 из 40
Обычно расстояние между шпильками выбирают в диапазоне
,а
расстояние до оси шпильки
. Следует учитывать, что
первоначальное усилие затяжки не остается постоянным при эксплуатации турбоустановки, а под действием эффектов ползучести материала шпильки при
высоких температурах ослабевает. Поэтому периодически осуществляется
процедура перезатяжки фланцевого соединения. Иногда используется понятие
коэффициента затяжки
(6)
3 Оценки надежности диафрагм.
Диафрагма представляет собой перегородку, подверженную нагрузке от
разности давлений Δр = p0 – p1 определяемой процессом расширения водяного
пара в сопловой решетке турбинной ступени. Обычно в части высокого давления турбины применяются стальные диафрагмы сварной конструкции (рисунок
2 а). Диафрагмы состоят из двух половин, каждая из которых имеет тело (полотно) 1, сопловые лопатки 2 и обод 3, который устанавливается в расточке
обоймы (или корпуса) турбины. Здесь сопловые лопатки устанавливаются в пазы кольцевых полубанадажей 5, которые обвариваются по контуру каждого
профиля. Затем сопловая решетка приваривается к телу 1 и ободу 3 диафрагмы
сварными швами 6. К ободу приваривается козырек 4 для установки надбандажных уплотнений ступени. В нижней части диафрагмы выполняется кольцевой паз для установки сегментов диафрагменных уплотнений. Чугунные литые
диафрагмы используются в последних ступенях ЦНД турбин при температурах
водяного пара не больше 200 - 250°С. Ее конструкция с внутриканальным удалением влаги посредством влагозаборных щелей 1 и влагоотводящих каналов 2,
3 представлена на рисунке 2, б.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 199 из 40
схема а: 1 - тело (полотно) диафрагмы; 2 - лопатки сопловой решетки; 3 - обод
диафрагмы; 4 - козырек надбандажных уплотнений; 5 - полукольцевые бандажные ленты; 6 - сварные швы
схема б: 1, 2 и 3 - влагозаборные щели и отводящие каналы
Рисунок 2. Конструкции сварной стальной диафрагмы для ЧВД (а) и литой чугунной диафрагмы для ЧНД (б).
Для оценки надежности диафрагм используют приближенные формулы,
позволяющие вычислить эквивалентные напряжения и прогибы полотна диафрагмы. Максимальный прогиб имеет место в плоскости горизонтального разъема диафрагмы на диаметре d, а максимальное напряжение изгиба - в вертикальной плоскости на расточке под диафрагменное уплотнение. Формулы для
расчета максимальных значений напряжения и прогиба в диафрагме следующие:
(7)
Чтобы обеспечить надежную работу турбины без задеваний из-за прогиба
тела диафрагмы, он не должен превышать 1/3 осевого зазора между диафрагмой и корпусом.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 200 из 40
4 Материалы, применяемые для изготовления основных элементов
паровых турбин.
Основные элементы неподвижных конструкций паровых турбин (корпуса
цилиндров и подшипников, диафрагмы) работают в широком диапазоне температур (от 20 до 560°С) и для их изготовления применяются чугуны, стали (углеродистые и легированные), сплавы и цветные металлы. Сплав железа с углеродом, количество которого превышает 2%, называют чугуном. Наиболее применимы чугуны с содержанием углерода от 2,8 до 3,5%. Они используются для
деталей, работающих при температуре до 250°С (серый чугун марки СЧ) и до
300°С (модифицированные чугуны с добавками ферросилиция).
Кроме того, применяется высокопрочный чугун марки ВЧ с небольшими
добавками магния для изготовления вкладышей радиальных подшипников. В
качестве примера приводится марка чугуна ВЧ 50-1,5 для изготовления вкладышей подшипников, в которой первое число - минимально допустимое значение предела прочности при растяжении (σв = 500 МПа), второе минимальное относительное удлинение (δ = 1,5%).
Сплав железа с углеродом, содержание которого 0,05 - 1,7%, называют
углеродистой сталью. При изготовлении турбинных деталей применяют в основном конструкционные стали, для которых завод-изготовитель гарантирует
механические свойства и химический состав. Марка таких сталей обозначается
числом, указывающим содержание углерода в сотых долях процента.
Легированные стали содержат элементы, обозначаемые следующими
буквами:
Пример расшифровки марки стали 15Х12ВНМФ: 0,15% углерода, 12%
хрома, до 1% вольфрама, никеля, молибдена и ванадия, остальное - железо. Для
условий работы при температурах до 500 - 600°С в паровых турбинах применяются стали перлитного и мартенситного классов, которые легко обрабатываются и имеют хорошие упругие и пластические свойства. Их низкий коэффициент линейного расширения и хорошая теплопроводность дают возможность
снизить термические напряжения 8 деталях и обеспечить интенсивный
теплоотвод. Содержание молибдена 0,5 - 1% в жаропрочных сталях оказывает
благоприятное влияние на снижение ползучести, а добавка хрома увеличивает
химическую стойкость стали против газовой коррозии (окалиностойкость). В
настоящее время начинают находить применение, прежде всего при изготовлении главных паропроводов, жаропрочные хромистые стали (например,
10Х9МФБ с 9% хрома).
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 201 из 40
Вопросы для самоконтроля
1 Как осуществляют расчет толщины стенки корпуса турбины?
2 Как проводят расчет фланцевого соединения горизонтального разъема
корпуса?
3 Как проводят оценку надежности диафрагм?
4 Какие материалы применяют для изготовления основных элементов паровых турбин?
Лекция 22
Тема. Газовые турбины
Вопросы
1 Принцип действия и классификация газотурбинных установок.
2 Цикл простой ГТУ.
3 Цикл ГТУ с регенерацией.
4 Влияние различных факторов на экономичность ГТУ.
5 Цикл ГТУ с промежуточным подводом теплоты и промежуточным
охлаждением воздуха.
1 Принцип действия и классификация газотурбинных установок.
Газотурбинная установка (ГТУ) — энергетическая установка: конструктивно объединённая совокупность газовой турбины, электрического генератора, газовоздушного тракта, системы управления и вспомогательных устройств
(пусковое устройство, компрессор, теплообменный аппарат или котёлутилизатор для подогрева сетевой воды для промышленного снабжения).
В газотурбинных установках — ГТУ многоступенчатый компрессор
сжимает атмосферный воздух, и подает его под высоким давлением в камеру
сгорания. В камеру сгорания газотурбинных установок — ГТУ подается и
определенное количество топлива. При столкновении на высокой скорости
топливо и воздух воспламеняются. Топливовоздушная смесь сгорает, выделяя
большое количество энергии. Затем, энергия газообразных продуктов сгорания
преобразуется в механическую работу за счёт вращения струями раскаленного
газа лопаток турбины.
Некоторая часть полученной энергии расходуется на сжатие воздуха в
компрессоре. Остальная часть работы передаётся на электрический генератор.
Работа, потребляемая этим агрегатом, является полезной работой ГТУ. Отработавшие газы направляются в утилизатор для получения тепловой энергии.
Газотурбинные двигатели имеют самую большую удельную мощность
среди ДВС, до 6 кВт/кг.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 202 из 40
В качестве топлива могут использоваться любое горючее: керосин, дизельное топливо, газ.
2 Цикл простой ГТУ.
На рисунке 1 дана схема простейшей газотурбинной установки со сгоранием топлива при постоянном давлении. Топливным насосом 5 и компрессором
4 топливо и воздух через форсунки 6 и 7 поступают в камеру сгорания 1. Из
камеры продукты сгорания направляются в комбинированные сопла 2, где они
расширяются, и поступают на лопатки газовой турбины 3.
Рисунок 1. Схема простейшей газотурбинной установки со сгоранием топлива
при постоянном давлении.
На рисунке 2 представлены идеальный цикл ГТУ на PV и TS диаграммах.
а)
б)
1-2 - адиабатное сжатие до давления Р2; 2-3 – подвод теплоты q1 при постоянном давлении Р2 (сгорание топлива); 3-4 – адиабатное расширение до первоначального давления Р1; 4-1 – охлаждение рабочего тела при постоянном давлении Р1 (отвод теплоты q2);
Рисунок 2. Идеальный цикл ГТУ в PV (а) и TS (б) диаграммах.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 203 из 40
Характеристиками цикла являются: степень повышения давления (1) и
степень изобарного расширения (2)
λ = Р2/ Р1;
(1)
ρ = n3 /n2.
(2)
lт = h3 – h4
(3)
lн = h2 – h1
(4)
Работа турбины:
Работа компрессора:
Полезная работа ГТУ равна разности работ турбины и компрессора:
LГТУ = lт – lк
(5)
Термический к.п.д. цикла ГТУ имеет вид:
ηt = 1 – 1/ λ (λ-1)/λ
(6)
Действительный цикл ГТУ отличается от теоретического наличием потерь на трение и вихреообразование в турбине и компрессоре. Эффективными
методами повышения экономичности газотурбинных установок являются: регенерация теплоты, ступенчатое сжатие и расширение рабочего тела и пр.
3 Цикл ГТУ с регенерацией.
Регенерация теплоты - подогрев воздуха после компрессора выхлопными
газами - возможна при условии, что
.. Для этого в схему установки необходимо ввести дополнительное устройство – теплообменник. Схема и тепловая
диаграмма ГТУ с регенерацией теплоты представлены на рисунах 3, 4. Воздух
из компрессора направляется в теплообменник, где он получает теплоту от газов, вышедших из турбины. После подогрева воздух направляется в камеру
сгорания, где для достижения определенной температуры он должен получить
меньшее количество теплоты сгорания топлива.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 204 из 40
ВК – воздух компрессора; ТО – теплообменник; КС – камера сгорания; ГТ - газовая турбина; ЭГ – электрогенератор.
Рисунок 3. Схема ГТУ с регенерацией теплоты.
Рисунок 4. Тепловая диаграмма ГТУ с регенерацией теплоты.
В процессе 4-5 продукты сгорания охлаждаются в теплообменнике и эта
теплота передается воздуху в процессе 2-6. Количество теплоты регенерации
рассчитывается по формуле:
(7)
При полной регенерации (идеальном теплообменнике) воздух можно
нагреть до температуры T6, равной температуре T4, а продукты сгорания охладить до температуры T5, равной температуре воздуха T2.
Работа цикла остается прежней, а количество подведенной теплоты
уменьшается; теперь теплота qp1 подводится в камере сгорания только в процессе 6-3.
Термический КПД цикла в этом случае равен:
(8)
В реальных условиях теплота регенерации передается не полностью,
так как теплообменники не идеальные. Нагрев воздуха осуществляется до точки 6', а продукты сгорания охлаждаются до точки 5′. В этом случае термический КПД должен учитывать степень регенерации, определяемую как отношение количества теплоты, переданного воздуху, к тому количеству теплоты, которое могло бы быть передано при охлаждении газов до температуры воздуха:
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 205 из 40
(9)
.
Величина степени регенерации определяется качеством и площадью рабочих поверхностей теплообменника (регенератора). С учетом степени регенерации теплота регенерации равна
(10)
Термический КПД цикла с учетом степени регенерации:
(11)
В настоящее время регенерация теплоты в основном находит применение
в стационарных установках из-за большого веса и габаритов регенератора.
4 Влияние различных факторов на экономичность ГТУ.
Несмотря на то, что увеличение степени повышения давления благоприятно
сказывается на экономичности газотурбинной установки, повышение этой величины приводит к увеличению температуры газов перед рабочими лопатками
турбины. Величины этой температуры лимитируются жаропрочностью сплавов, из которых изготовлены лопатки. В настоящее время максимально допустимая температура газов перед турбиной составляет 800 - 1000° С и дальнейшее повышение температуры может быть достигнуто только при применении
новых жаропрочных материалов и внедрении конструкций турбин с охлаждаемыми лопатками.
С целью повышения термического КПД часть теплоты, выбрасываемую в
атмосферу, можно использовать повторно. Для этого применяются ГТУ с регенерацией.
5 Цикл ГТУ с промежуточным подводом теплоты и промежуточным
охлаждением воздуха.
Увеличение числа отводов и подводов теплоты z приводит к дальнейшему, но все уменьшающемуся повышению КПД ГТУ. Так, при T1T  1200K
( T1T / T1K  4,2 ) при оптимальной по КПД степени сжатия
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 206 из 40
Предельным является цикл, показанный контуром ABCDE на рис. 1 с
двумя участками сжатия и расширения: изотермическим и адиабатным.
Рисунок 5 - Принципиальная схема и термодинамический цикл усложненной
ГТУ с промежуточным охлаждением и подводом теплоты
КПД такого идеального цикла без регенерации при бесконечно большой
степени сжатия, как показано В.В. Уваровым, может быть равен КПД цикла
Карно. В реальном цикле с T K  0,7 возможны в зависимости от температуры
газов и степени сжатия следующие значения КПД:
Теплота, которая отводится из цикла ГТУ с отработавшими газами или в
воздухоохладителях, может быть частично использована вне цикла ГТУ.
Наиболее просто подогревать с ее помощью сетевую воду в системах теплофикации, как это показано на схемах рисунке 1.10,а.
Количество теплоты, переданной воде,
QТФ  G ВД  свд  (T2вд  Т 1ВД )  G2Т  с р (Т 2Т  Т ух )
(12)
q
Подвод дополнительной теплоты Д за счет сжигания топлива перед подогревателем сетевой воды не изменяет КПД ТФ если вследствие этого не изменяется температура уходящих газов. Выработка электрической энергии на тепловом потреблении при этом, конечно, уменьшается. Неполнота сгорания дополнительного топлива и повышение температуры уходящих газов снижаютТФ .
Вопросы для самоконтроля
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 207 из 40
1 Как классифицируют газотурбинные установки?
2 Какие существуют тенденция развития ГТУ?
3 Перечислить основные характеристики газотурбинного цикла со сгоранием топлива при постоянном давлении.
4 Чем отличается тепловой расчет газовой турбины от паровой?
5 Перечислить основные элементы камеры сгорания ГТУ.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 208 из 40
3 ПРАКТИЧЕСКИЕ ЗАНЯТИЯ
Практические занятия – одна из форм учебного занятия, направленная на
развитие самостоятельности студентов и приобретение умений и навыков.
Практические занятия должны способствовать углубленному изучению
наиболее сложных вопросов дисциплины и служат основной формой подведения итогов самостоятельной работы студентов. Именно на этих занятиях студенты учатся грамотно излагать проблемы и свободно высказывать свои мысли
и суждения, рассматривают ситуации, способствующие развитию профессиональной компетентности. Всё это помогает приобрести навыки и умения, необходимые современному специалисту.
Практическое занятие 1. Паровая турбина Парсонса
Цель занятия. Изучение конструкций первых паровых турбин.
Контрольные вопросы
1 Цель работы?
2 Изобретение динамо-машины, что изменило в плане совершенствования работы турбин?
3 В чем преимущество парой турбины перед поршневыми машинами?
4 Где в основном используются паровые турбины?
5 В чем заключается активный принцип работы турбины?
6 В чем заключается реактивный принцип работы турбины?
7 Когда к.п.д. турбины становится максимальным?
8 Каков нежелательный эффект от большого числа оборотов?
9 Как повлияли свойства пара на конструкции первых турбин?
10 Какие преимущества при использовании сопла Лаваля?
11 В чем заключаются принципиальные отличия новой конструкции паровой турбины Парсонса?
12 Как изменяется скорость пара в межлопаточных каналах?
13 Преимущества подшипника предложенного для быстровращающегося
вала?
14 Описать принцип действия турбогенератора Парсонса.
Задание
Задание выдается преподавателем на занятии и выполняется студентами
по вариантам.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 209 из 40
Методические рекомендации
При изучении этой темы надо усвоить особенности конструкций первых
паровых турбин и в каком направлении шло развитее и совершенствование
конструкций. Надо уяснить, в чем преимущество парой турбины перед поршневыми машинами и где в основном используются паровые турбины. Требуется
разобраться в активном и реактивном принципе работы турбины.
Практическое занятие 2. Особенности тепловых схем
и турбоустановок АЭС
Цель занятия. Изучение особенностей тепловых схем и турбоустановок
АЭС.
Контрольные вопросы
1 Дать характеристику турбин для атомных станций.
2 Какие факторы влияют на выбор разделительного давления турбин
АЭС?
3 Перечислить мероприятия применяемые в турбинах АЭС для борьбы с
эрозионным износом деталей.
4 Каковы отличительные особенности турбин влажного пара?
5 В чем состоит отличие конденсаторов турбин АЭС от турбин, работающих на органическом топливе?
Задание
Задание выдается преподавателем на занятии и выполняется студентами
по вариантам.
Методические рекомендации
При изучении данной темы надо обратить особое внимание на особенности использования турбин на АЭС и отличие конструктивных особенностей
турбин влажного пара.
Практическое занятие 3. Рабочий процесс в турбинной ступени
Цель занятия. Усвоить методику расчета действительной скорости истечения, окружной скорости, относительной скорости, абсолютной скорости, степени реактивности, построение процесса расширения пара, расчет треугольников скоростей.
Контрольные вопросы
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 210 из 40
1 Как рассчитывают действительную скорость истечения?
2 Что такое скоростной коэффициент сопла?
3 Что такое скоростной коэффициент лопаток?
4 Как рассчитывают окружную скорость?
5 Как рассчитывают относительную скорость?
6 Что называется степенью реактивности?
7 Как проводят расчет треугольников скоростей?
Задание
Задание выдается преподавателем на занятии и выполняется студентами
по вариантам.
Методические рекомендации
При изучении этой темы необходимо уяснить понятия действительной
скорости истечения, окружной скорости, относительной скорости. Требуется
усвоить методику расчета треугольников скоростей.
Практическое занятие 4. Потери в ступенях турбины.
Коэффициенты полезного действия в ступенях турбины
Цель занятия. Усвоить методику расчета потерь в турбинной ступени.
Контрольные вопросы
1 Перечислить основные тепловые потери в турбине. Как определяют эти
потери?
2 Что называется относительным лопаточным КПД?
3 Что оценивают относительным внутренним КПД ступени?
Задание
Задание выдается преподавателем на занятии и выполняется студентами
по вариантам.
Методические рекомендации
Необходимо уяснить какими величинами характеризуются потери в ступенях турбины. Усвоить методику расчета этих величин.
Практическое занятие 5. Определение размеров сопл
и рабочих лопаток
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 211 из 40
Цель занятия. Усвоить методику определения размеров сопл и лопаток.
Контрольные вопросы
1 Как определяют площадь выходного сечения расширяющегося сопла?
2 как определяют площадь минимального сечения расширяющегося сопла?
3 Как определяют критическое давление пара при истечении его из сопла?
4 Как определяют площадь выходного сечения рабочих лопаток?
5 Как определяют выходную высоту рабочих лопаток?
Задание
Задание выдается преподавателем на занятии и выполняется студентами
по вариантам.
Методические рекомендации
Надо уяснить методы расчета размеров сопл и рабочих лопаток. Уяснить
возможности использования диаграммы водяного пара при расчете.
Практическое занятие 6. Коэффициенты полезного действия,
мощности и расхода пара турбины
Цель занятия. Усвоить методику определения коэффициента возврата
теплоты турбины, характеристического коэффициента турбины, мощности турбины, расход пара турбины, давления и расхода пара в ступенях турбины при
переменном режиме.
Контрольные вопросы
1 Что оценивают внутренним относительным КПД турбины?
2 Что оценивают механическим КПД?
3 Что оценивают относительным эффективным КПД?
4 Что представляет собой КПД электрического генератора?
5 Как определяют относительный электрический КПД турбогенератора?
6 Что характеризует коэффициент возврата теплоты турбины?
7 Что характеризует характеристический КПД турбины?
8 Какая мощность турбины называется эффективной?
9 Как определяют удельный эффективный расход пара?
10 Как определяют расход пара на турбину с отбором пара?
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 212 из 40
11 Каким уравнением выражают зависимость между расходом и давлением пара в ступенях турбины для скоростей пара в соплах ниже критических?
Задание
Задание выдается преподавателем на занятии и выполняется студентами
по вариантам.
Методические рекомендации
Прежде всего, надо уяснить разницу между различными КПД турбины.
Обратить внимание в каких пределах находятся значения этих величин. Изучить расчет мощности турбины и расхода пара.
Практическое занятие 7. Изучение конструкций
и технико-экономических характеристик
теплофикационных турбин типа ПТ
Цель занятия. Изучение теплофикационной паровой турбины, ее конструктивных особенностей, технико-экономических показателей и основ эксплуатации (на примере теплофикационной турбины ПТ-25-90/10).
Контрольные вопросы
1 Перечислить основные детали корпуса и ротора турбины.
2 Чем конструктивно отличаются ротор ЧВД и ротор ЧНД?
3 Дать определение гибкого и жесткого вала паровой турбины.
4 Чем конструктивно различаются передний и задний подшипники турбины ПТ-25-90/10?
5 Пояснить назначение фикспункта.
6 Какое регулирование применено на изучаемой турбине?
7 В чем заключаются особенности пуска турбины из горячего состояния
по сравнению с пуском турбины из холодного состояния?
8 Пояснить назначение валоповоротного устройства.
9 Каков порядок остановки турбины и обслуживающих ее механизмов?
10 Для чего применяется промывка проточной части турбины и как она
осуществляется?
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 213 из 40
Задание
Задание выдается преподавателем на занятии и выполняется студентами
по вариантам.
Методические рекомендации
При изучении этой темы следует подробно изучить конструкцию турбоагрегата и особенности его работы. Ознакомиться с приборами на тепловом
щите, изучить рабочий процесс управления турбоагрегатом и условия сохранения постоянными его номинальных параметров.
Практическое занятие 8. Определение расхода пара
на регенеративные подогреватели турбинной установки типа ПТ
Цель занятия. Изучение схемы регенеративного подогрева питательной
воды и конструкции подогревателя.
Контрольные вопросы
1 Что называется регенерацией теплоты?
2 Какие регенеративные подогреватели получили наибольшее распространение?
3 Что представляет собой величина недогрева конденсата?
4 Как определяют КПД подогревателя?
Задание
Задание выдается преподавателем на занятии и выполняется студентами
по вариантам.
Методические рекомендации
При изучении этой темы следует обратить внимание на особенности регенеративного подогрева. Изучит конструкцию подогревателя.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 214 из 40
Практическое занятие 9. Конденсаторы паровых турбин
Цель занятия. Усвоить методику расчета конденсаторов паровых турбин.
Контрольные вопросы
1 Как определяют расход охлаждающей воды?
2 Что называется кратностью охлаждения?
3 Как определяют кратность охлаждения?
4 Как определяют количество теплоты отдаваемое конденсирующим паром?
5 Как определяют поверхность охлаждения конденсатора7
6 Как определяют средний температурный напор?
Задание
Задание выдается преподавателем на занятии и выполняется студентами
по вариантам.
Методические рекомендации
При изучении этой темы следует обратить внимание на особенности конструкций конденсаторов. Требуется усвоить методику расчета конденсаторов.
Практическое занятие 10. Парогазовые установки
Цель занятия. Изучить парогазовые установки и методы их расчета.
Контрольные вопросы
1 Какая установка называется парогазовой?
2 Привести схему парогазовой установки.
3 Перспективы использования парогазовых установок.
4 Методы расчета парогазовых установок.
Задание
Задание выдается преподавателем на занятии и выполняется студентами
по вариантам.
УМКД 042-14-1-05.1.20.23/03-2010
Ред. № 1 от «30» сентября 2010 г.
Страница 215 из 40
Методические рекомендации
При изучении этой темы следует обратить внимание на особенности парогазовых установок и их устройство.
4 САМОСТОЯТЕЛЬНАЯ РАБОТА СТУДЕНТА
При кредитной системе обучения предъявляются высокие требования к
повышению качества организации самостоятельной работы студента, которая
включает выполнение различных домашних заданий.
Самостоятельная работа студента под руководством преподавателя – одна из форм учебной работы при кредитной системе обучения, которая проводится в виде аудиторного занятия в диалоговом режиме, а также в виде консультаций во внеаудиторное время.