Справочник от Автор24
Теплоэнергетика и теплотехника

Конспект лекции
«Паровые турбины»

Справочник / Лекторий Справочник / Лекционные и методические материалы по теплоэнергетике и теплотехнике / Паровые турбины

Выбери формат для чтения

pdf

Конспект лекции по дисциплине «Паровые турбины», pdf

Файл загружается

Файл загружается

Благодарим за ожидание, осталось немного.

Конспект лекции по дисциплине «Паровые турбины». pdf

txt

Конспект лекции по дисциплине «Паровые турбины», текстовый формат

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

Рекомендованные лекции

Смотреть все
Теплоэнергетика и теплотехника

Паровые и газовые турбины

Паровые и газовые турбины Лекция Паровая турбина это тепловая машина предназначенная для преобразования потенциальной энергии пара в кинетическую энер...

Теплоэнергетика и теплотехника

Тепловые испытания паровых турбин

ТЕПЛОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ ПАРОВЫХ ТУРБИН Основные требования к турбоустановке перед испытанием Одним из важных моментов в подготовке турбоустановки к испытан...

Теплоэнергетика и теплотехника

Решетки профилей для ступеней паровых и газовых турбин

Глава 15 Решетки профилей для ступеней паровых и газовых турбин 15.1. Ступень турбины и преобразование энергии в турбинной ступени Классическая ступен...

Теплоэнергетика и теплотехника

Тепловые электрические станции

ОГЛАВЛЕНИЕ 4. ТЕПЛОВЫЕ ЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ СТАНЦИИ ........................................................................ 2 4.1. ПОТРЕБЛЕНИЕ ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ...

Машиностроение

Общие сведения о судовых газотурбинных установках

ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О СУДОВЫХ ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВКАХ Схемы газотурбинных установок Краткие сведения. В настоящее время в Советском Союзе и за рубежом вед...

Теплоэнергетика и теплотехника

Общая энергетика

МИНОБРНАУКИ РОССИИ Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования Тульский государственный уни...

Автор лекции

Карницкий В.Ю.

Авторы

Теплоэнергетика и теплотехника

Технология производства электрической и тепловой энергии

7. ТЕХНОЛОГИЯ ПРОИЗВОДСТВА ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ И ТЕПЛОВОЙ ЭНЕРГИИ КОМБИНИРОВАННЫМ СПОСОБОМ "Основным критерием экономичности работы теплофикационных систем ...

Теплоэнергетика и теплотехника

Энергосбережение при производстве тепловой энергии и анализ его экономической эффективности

Министерство образования и науки Российской Федерации Федеральное агентство по образованию ФГАОУ ВПО «Уральский федеральный университет имени первого ...

Автор лекции

Мунц В.А., Мунц Ю.Г.

Авторы

Теплоэнергетика и теплотехника

Общая энергетика. Типы электрических станций. Теоретические основы преобразования энергии в тепловых двигателях

Министерство образования и науки РФ Рубцовский индустриальный институт (филиал) ГОУ ВПО «Алтайский государственный технический университет им. И.И. По...

Автор лекции

Черкасова Н. И.

Авторы

Теплоэнергетика и теплотехника

Циклы тепловых двигателей и установок

7.2. Циклы тепловых двигателей и установок 7.2.1. Исходные положения Теплосиловые установки делятся на три основные группы: двигатели внутреннего сгор...

Смотреть все