Паровые турбины

3. ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ ............................................................................... 2 3.1. Принцип работы пара в турбине ............................................................ 2 3.2. Характеристики экономичности турбин............................................... 6 3.3. Конденсаторы паровых турбин ............................................................. 13 3.4. Классификация паровых турбин .......................................................... 16 3. ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ 3.1. Принцип работы пара в турбине Паровая турбина – тепловой двигатель, в котором энергия рабочего тела (пара) преобразуется в механическую энергию вращения ротора. Такое преобразование энергии происходит в ступени турбины, состоящей из двух элементов – сопловой решетки (неподвижный элемент) и решетки рабочих лопаток (вращающийся элемент). Принцип действия турбины (рис. 4.1) заключается в том, что струя пара направляется через сопла на криволинейные лопатки, закрепленные на рабочем диске по окружности рабочего колеса. За счет действия струи пара при повороте потока в каналах рабочих лопаток возникает окружная сила, создающая крутящий момент, обусловливающий вращение рабочего колеса. Рис. 4.1. Принцип действия турбины: 1 – сопло; 2 – рабочие лопатки; 3 – рабочий диск В корпусе одноступенчатой активной турбины с определенным расстоянием друг от друга установлены сопловые лопатки, образующие 2 сопловую решетку. Каналы, образованные соседними сопловыми лопатками, называют сопловыми каналами или соплами. Рабочие лопатки закрепляются на рабочем диске, выкованном заодно с валом или посаженном на него с натягом. Совокупность рабочих лопаток образует кольцевую рабочую решетку. В местах прохода вала через корпус турбины устанавливают концевые уплотнения для уменьшения протечек пара наружу (рис. 4.2). В соплах потенциальная энергия пара, обусловленная давлением Р0 перед соплом, преобразуется в кинетическую энергию из-за снижения давления до величины Р1 за соплом, поток пара разгоняется с возрастанием абсолютной скорости от С0 до С1. В каналах рабочей решетки кинетическая энергия, равная С12 / 2 (для 1 кг рабочего тела), превращается в механическую работу с понижением скорости до С2 на выходе из рабочей решетки. В активной турбине давление пара по обе стороны рабочей решетки одинаково Р1 = Р2. Поток пара, вышедший со скоростью С1 из сопловой решетки, проходит зазор, отделяющий неподвижные сопловые лопатки от рабочих, и вступает в каналы рабочей решетки. При обтекании рабочей решетки пар в общем случае дополнительно расширяется от давления Р1 в зазоре между сопловой и рабочей решеткой до давления Р2 за рабочими лопатками. Одновременно поток пара в рабочей решетке меняет направление. При этом происходит передача кинетической энергии потока рабочим лопаткам ступени. На пересечении изобары Р0 и изотермы t0 определяется энтальпия пара h0, характеризующая начальное состояние пара перед ступенью. Полная энергия 1 кг пара перед ступенью равна сумме h0 и кинетической энергии С 02 / 2 , где С0 – скорость пара перед сопловой решеткой. 3 Рис. 4.2. Схематический разрез одноступенчатой активной турбины (а), графики изменения скоростей и давлений рабочего тела в турбине (б) и схема плоских профильных решеток (в): 1 – вал; 2 – рабочий диск; 3 – рабочие лопатки; 4 – сопловой канал; 5 − корпус; 6 – концевые уплотнения; 7 – сопловая лопатка Если мысленно изоэнтропийно затормозить поток пара (С0 = 0), то начальное состояние пара характеризуется параметрами торможения Р0 и t 0 и состояние пара изображается точкой 0 (рис. 4.3). Если бы течение пара в ступени происходило без потерь энергии (без подвода и отвода теплоты), то процесс изображался бы линией изоэнтропийного расширения 0А в h,s-диаграмме, где конечная точка А определяется пересечением адиабаты с изобарой Р2 = const. 4 h h Рис.4.3. Изображение процесса расширения пара в ступени турбины с реакцией (без учета потерь с выходной скоростью) в h, s-диаграмме: 1 − сопловая решетка; 2 − рабочая решетка Рис. 4.4. Изображение процесса расширения пара в активной ступени турбины в h,s-диаграмме с учетом части потерь с выходной скоростью: 1 − сопловая решетка; 2 − рабочая решетка Отрезок 0 А представляет собой располагаемый теплоперепад всей ступени H 0 . Ввиду потерь энергии пара на трение при обтекании сопловой hc и рабочей hр решеток реальные процессы расширения изображаются линиями 0 − 1 (в сопловой решетке) и 1 − 2 (в решетке рабочих лопаток). Величину H ос = h0 − h1t называют располагаемым теплоперепадом в соплах, а H op = h1t − hА − располагаемым теплоперепадом рабочей решетки, следовательно, H 0 = H ос + H op . 5 Отношение располагаемого теплоперепада на рабочей решетке к располагаемому теплоперепаду всей ступени называется степенью реактивности H ор H ор =  . H ос + H ор H о Если степень реактивности равна нулю ( = 0) и в каналах рабочих лопаток не происходит дополнительного расширения пара, то такая ступень называется чисто активной. Если  = 0,4-0,6, то ступень называется реактивной. 3.2. Характеристики экономичности турбин Расчет удельной работы можно выполнить по балансу энергии на рабочих лопатках. Теоретически 1 кг рабочего тела может совершить в ступени работу, равную располагаемой энергии Е0. В действительности работа l меньше Е0 на величину потерь энергии в проточной части ступени (в сопловом аппарате hc и на рабочих лопатках hp) и кинетической энергии рабочего тела hвс, выходящего из ступени, которую называют потерей с выходной скоростью, l = E0 − hc − hp − hвc. Потери с выходной скоростью Δhвс = С22 / 2 , где С2 – абсолютная скорость потока на выходе из рабочей решетки. Под располагаемой энергией ступени Е0 понимается разность между располагаемым теплоперепадом ступени H 0 и энергией выходной скорости, используемой в последующей ступени, E0 = H 0 − λ вС22 / 2 , где в – коэффициент использования выходной скорости, изменяющийся от 0 (энергия в последующей ступени не используется) до 1 (энергия с вы- 6 ходной скоростью используется полностью). Энергетический баланс активной ступени турбины с частичной потерей энергии с выходной скоростью, равной (1 – в) hвс, изображен в h,s-диаграмме (рис. 4.4). Величины потерь энергии здесь отложены вверх от конечной точки 1t изоэнтропийного процесса расширения. Отрезок l соответствует удельной работе, полученной на рабочих лопатках. Экономичность турбинной ступени характеризуется коэффициентом полезного действия. Относительным лопаточным КПД ол называют отношение удельной работы l, полученной на рабочих лопатках, к располагаемой энергии Е0. Для ступени турбины с частичной потерей энергии с выходной скоростью ол = l / E0 = [E0 − hc − hp – (1 − в) hвс] / E0 = = 1 − c − p – (1 − в) вс, где c = hc / E0, p = hp / E0, вс = hвс / E0 − соответственно относительные потери энергии в соплах, на рабочих лопатках и с выходной скоростью. Общая экономичность ступени турбины определяется не только наивыгоднейшим значением ол, но и дополнительными потерями энергии, не связанными с протеканием рабочего тела в проточной части. Наиболее существенными из них являются потери от трения вращающихся элементов ротора, потери от парциального подвода, потери от перетечек рабочего тела. Кроме того, в ступенях паровых турбин, работающих на влажном паре, имеются дополнительные потери от влажности hвл. При вращении ротора поверхность диска испытывает трение о среду, которая также вовлекается во вращательное движение и под действием центробежных сил перемещается вдоль диска к периферии, а под действием разности давлений − от периферии к центру вблизи полотна диафраг- 7 мы. На трение диска и создание вихревого потока (потери от трения hтр) расходуется энергия, которая в конечном счете превращается в теплоту и повышает энтальпию рабочего тела. Потери от парциального подвода hпарц образуются следующим образом. В турбинных ступенях применяют сопловые решетки как с полным подводом рабочего тела, в которых лопатки расположены по всей окружности, так и с парциальным подводом, когда сопловые лопатки размещены только на части окружности. В парциальной ступени движущиеся лопатки проходят участок окружности направляющего аппарата, не занятой соплами, перемещают среду с одной стороны венца на другую, действуя подобно вентилятору. Эту часть потерь называют потерями на вентиляцию. Помимо вентиляционных потерь неполнота впуска вызывает так называемые потери на концах дуг сопловых сегментов, связанных с размывом потока и вихреобразованием на краях групп сопл с выталкиванием застойного рабочего тела из межлопаточных каналов при входе рабочих лопаток в поток. Часть рабочего тела проходит мимо одной из решеток ступени через зазоры между ротором и уплотнением диафрагмы, а также поверх лопаток между верхней кромкой или бандажом рабочих лопаток и корпусом турбины (между корневой частью рабочих лопаток и диафрагмой или корпусом). Поскольку этот пар не совершает полезной работы в ступени, то его энергия является потерей от перетечек в ступени hу . Действительное состояние за рабочей решеткой (рис. 4.3) изобразится точкой 3, полученной в результате учета потерь с выходной скоростью hвс, потерь от трения hтр, парциального подвода hпарц и перетечек hу. Энергетический баланс ступени с учетом перечисленных выше потерь (без учета потерь от влажности и без использования потерь с выходной скоростью) может быть представлен в следующем виде : 8 E0 = H i + Δhc + Δhp + Δhвс + Δhтр + Δhпарц + Δhу , где Hi − теплоперепад, превращенный в полезную работу. Величину 0i=Hi / E0 называют внутренним относительным КПД ступени. Он учитывает потери энергии, связанные с движением рабочего тела в ступени, η0i = H i / E0 = (E0 − Δhc − Δhp − Δhвс − Δhтр − Δhпарц − Δhу ) / E0 = = 1 − ξ c − ξ p − ξ вс − ξ тр − ξ парц − ξ у , где тр = hтр / E0, парц = hпарц / Е0 , у = hу / Е0 − относительные потери от трения, парциального подвода и перетечек в турбинной ступени. Современные турбины для повышения экономичности выполняются многоступенчатыми. Число ступеней в таких турбинах бывает от 3…5 до 30 и более. На рис. 4.5 изображены схема активной турбины с тремя ступенями и график изменения давления p и скорости потока C по ступеням. В многоступенчатой турбине на общем валу закреплены три рабочих колеса 4, 6, 8 с рабочими лопатками. Сопла 9 первой ступени расположены в корпусе 1 турбины, сопла 7 и 5 второй и третьей ступеней − в диафрагмах 3, отделяющих одну ступень турбины от другой. В целях уменьшения протечек рабочего тела в местах прохода вала в диафрагмах в корпусе турбины установлены диафрагменные и концевые уплотнения 10. Отработавший пар выходит из турбины через патрубок 2. Потери теплоты внутренним КПД внутри турбины оцениваются относительным η0iт , который представляет собой отношение использо- ванного теплоперепада Hi к располагаемому теплоперепаду H0 турбины (см. рис. 4.6) ηoiт = Hi / H0 = (h0 – hc) / (h0 – hк). 9 Значения 0iт для паровых турбин находятся в пределах от 0,7 до 0,88, а для газовых − от 0,85 до 0,90. Если расход пара (газа) G через турбину известен и постоянен, то ее теоретическую N0 и внутреннюю Ni мощности можно найти из выражений: N 0 = GH 0; Ni = GH i = GH 0 ηoiт . На вал приводимой машины передается эффективная мощность Ne , которая меньше внутренней мощности турбины Ni на величину механических потерь Nмех, Nе = Ni − Nмех. Механический КПД турбины м = Nе / Ni . Значение механического КПД составляет 0,97... 0,99. Эффективную мощность можно записать в виде N е = N i ηм = GH 0 ηoiт ηм = GH 0 ηое , где ое − относительный эффективный КПД турбины, учитывающий потери теплоты внутри турбины и механические потери (ое = 0,68…0,87). 10 Рис. 4.5. Схематический разрез активной турбины с тремя ступенями (а) и графики изменения скоростей и давлений потока по ступеням (б): 1 – корпус; 2 – выходной патрубок; 3 – рабочая диафрагма; 4, 6, 8 – рабочие лопатки; 5, 7 – сопло; 9 – сопло первой ступени; 10 – лабиринтовые уплотнения 11 Если турбина непосредственно присоединена к электрическому генератору, то ее электрическая мощность Nэ будет меньше эффективной Ne вследствие потерь мощности Nэ в электрическом генераторе. h h h КПД Рис. 4.6. Изображение процесса расширения пара (газа) в многоступенчатой турбине в h,s-диаграмме электрического генератора э= Nэ / Nе. Значение КПД генератора находится в пределах 0,96…0,99. Экономичность турбин оценивается как КПД, так и удельным расходом пара (или газа). Удельный эффективный расход рабочего тела dе = G / Nе= 3600 / (оеH0). Для мощных паровых турбин величина de при номинальной на- грузке составляет 3…4 кг/(кВтч). 12 3.3. Конденсаторы паровых турбин Конденсатор – теплообменный аппарат, предназначенный для превращения отработавшего в турбине пара в жидкое состояние – конденсат. Конденсация пара происходит в результате соприкосновения его с поверхностью тела, имеющего более низкую температуру, чем температура насыщения пара при давлении в конденсаторе. Схема простейшего водяного поверхностного конденсатора приведена на рис. 4.7. Рис. 4.7. Схема двухходового поверхностного конденсатора: 1 – корпус; 2, 3 – крышки водяных камер; 4 – трубная доска; 5 – конденсаторные трубки; 6 – приемный паровой патрубок; 7 – конденсатосборник; 8 – отсос воздуха; 9 – воздухоохладитель; 10, 13 – перегородка; 11, 12 – входной и выходной патрубки для воды; 14 – паровое пространство конденсатора; 15, 16, 17 – водяные камеры; А – ввод отработавшего пара; Б – отсос паровоздушной смеси; В, Г – подвод, слив охлаждающей воды; Д – отвод конденсата Конденсатор состоит из корпуса 1, торцевые стороны которого закрыты трубными досками 4 с укрепленными в них конденсаторными трубками 5, выходящими своими концами в водяные камеры 15, 16, 17. Камеры 15 и 17 разделяются перегородкой 13, которая делит все конденсаторные трубки на две секции, образующие так называемые «ходы» воды (на схеме 13 два хода). Вода поступает в водяную камеру 15 через патрубок 11 и проходит по трубкам, расположенным ниже перегородки 13. В камере 16 вода переходит во вторую секцию трубок, расположенную по высоте выше перегородки 13. По трубкам этой секции вода идет в обратном направлении, совершая второй ход, попадает в камеру 17 и через выходной патрубок 12 направляется на слив. В современных конденсаторах число ходов редко превышает два. Пар, поступающий из турбины в паровое пространство 14, конденсируется на поверхности трубок 5. Образующийся конденсат стекает в нижнюю часть конденсатора, а затем в конденсатосборник 7. За счет резкого уменьшения удельного объема пара создается низкое давление отработавшего пара (вакуум). Чем ниже температура и больше расход охлаждающей воды, тем более глубокий вакуум можно получить в конденсаторе. Потери теплоты корпусом конденсатора от излучения в окружающую среду вследствие низких температур ничтожны. Поэтому можно считать, что практически вся теплота, освобождающаяся при конденсации пара, передается охлаждающей воде. Тогда баланс теплоты поверхностного конденсатора – без учета теплоты дополнительных потоков пара и конденсата, сбрасываемых в конденсатор, – может быть составлен в следующем виде Gк (hк − hк ) = W (t2в − t1в )  св , где Gк – расход пара в конденсатор, кг/с; hк – энтальпия пара, поступающего в конденсатор, кДж / кг; hк = свtк - энтальпия конденсата, кДж / кг; tк – температура конденсата, С; св – теплоемкость воды, 4,19 кДж / (кгК); W – расход охлаждающей воды, кг/с; t1в, t2в – температура охлаждающей воды на входе и выходе из конденсатора, С. 14 Значения Gк и hк определяются из расчета турбины. Температура конденсата tк = tн − tк , где tн – температура насыщения пара, соответствующая давлению его при входе в конденсатор, С. Разность t2в – t1в = tв называется нагревом охлаждающей воды в конденсаторе. Для одноходовых конденсаторов tв = 6 – 7 С, двухходовых − tв = 7 – 9 С, трех- и четырехходовых − tв = 10 – 12 С. Отношение m = W/Gк называют кратностью охлаждения. Величина m зависит от условий и системы водоснабжения конденсационной установки: m= W h − h h −c t = к к = к вк. Gк св (t2в − t1в ) св tв Разность энтальпий (hк – свtк) представляет в основном теплоту парообразования и мало изменяется для различных типов турбин (в среднем равна 2200 кДж / кг). Из формулы следует, что нагрев охлаждающей воды tв изменяется обратно пропорционально кратности охлаждения: чем больше m, тем меньше tв и тем ниже будет давление в конденсаторе. Однако при увеличении кратности охлаждения возрастает расход охлаждающей воды и увеличиваются затраты электроэнергии на привод циркуляционных насосов. Оптимальная кратность охлаждения находится в следующих пределах: для одноходовых конденсаторов m = 80–120, двух- ходовых − m = 60–70, трех- и четырехходовых − m = 40–50. Поверхность охлаждения конденсатора определяется из уравнения теплопередачи F= Q , к  Δt 15 где к – коэффициент теплопередачи; средний температурный напор, равный t = tк − 0,5(t1в + t2 в ). Удельной паровой нагрузкой конденсатора турбины dк, кг / (см2), называется отношение dк = Gк / F. Оптимальное значение dк находится вариантными расчетами в каждом конкретном случае. В настоящее время считается, что для стационарных паровых турбин dк не должно превышать 40–50 кг / ( см2). 3.4. Классификация паровых турбин Для привода электрических генераторов применяется большое число типоразмеров паровых турбин, отличающихся назначением (для выработки только электрической энергии или для комбинированной выработки тепловой и электрической энергии), мощностью, начальными параметрами пара, конечным давлением, частотой вращения ротора. 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 в ГОСТ 24277–85 – ГОСТ 24279–85 «Турбины паровые стационарные конденсационные и теплофикационные. Общие технические требования». Имеются 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; 16 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 так 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. Для турбин типа П, ПТ, Р и ПР отмечается номинальное давление производственного отбора и (или) противодавление турбины, МПа (или кгс / см2). Для нужд отечественной энергетики все турбины изготавливаются для привода двухполюсного турбогенератора, т. е. при частоте сети, равной 50 Гц, с частотой вращения ротора n = 3000 об/мин. Турбины для АЭС и АТЭЦ выпускаются для привода как двух-, так и четырехполюсного турбогенератора и, соответственно, с частотой вращения ротора n = 3000 об/мин и n = 1500 об/мин. 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 конденсационных ТЭС, и для теплоэлектроцентралей (ТЭЦ), и для АЭС –3600 об/мин. Последним в обозначении указывается номер модификации турбины. 17