Основные сведения

ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ ТЕПЛОВЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ

Основные сведения

Паровые турбины представляют собой основной тип тепловых машин (двигателей), служащих для привода электрических генераторов современных тепловых электростанций.

По сравнению с другими типами тепловых двигателей (паровыми машинами, двигателями внутреннего сгорания и газовыми турбинами) паровые турбины имеют ряд существенных преимуществ: постоянная частота вращения вала, возможность получения частоты вращения, одинаковой с частотой вращения электрогенератора, экономичность работы и большая концентрация единичных мощностей в одном агрегате. Кроме того, паровые турбины относительно просты в обслуживании и обладают способностью изменения рабочей мощности в широком диапазоне электрической нагрузки.

Принцип действия паровой турбины заключается в преобразовании тепловой энергии пара, поступающего из парогенератора, в кинетическую энергию потока пара, который, воздействуя на рабочее колесо турбины, приводит его во вращение, отдавая при этом часть своей энергии.

По направлению потока пара различают осевые (аксиальные), турбины, в которых поток направлен вдоль оси ротора, и радиальные, в которых поток направлен от центра к периферии ротора.

Схемы работы пара в таких турбинах показаны на рис. 8.1. Поступающий из парогенератора к турбине пар сначала проходит через сопла 1 (6, 9), где его потенциальная энергия преобразуется в кинетическую энергию потока, после чего с большой скоростью направляется на рабочие лопатки 2 (7, 8), расположенные на ободе диска (ротора) 4 или специального барабана, закрепленного на валу 3 (5, 11) турбины.

Рис. 8.1. Схемы работы пара в турбине:

а – аксиальная турбина; б – турбина радиального типа: 1, 6, 9– сопла;

2, 7, 8 – лопатки; 3, 5,11 – валы; 4 – диск; 10 – корпус; 12 – трубопровод подвода пара

Рабочие лопатки имеют изогнутую форму и в совокупности образуют систему криволинейных каналов (так называемую рабочую решетку). При повороте потока пара в каналах таких решеток возникают центробежные и реактивные силы, вращающие диск (ротор) и связанный с ним вал, соединенный через специальную муфту с электрическим генератором (или другим рабочим механизмом, например, насосом, компрессором, воздуходувкой и т.п.).

Рис. 8.2. Схема активной турбины с тремя ступенями давления и кривые изменения давления и абсолютной скорости пара:

1, 3, 5— сопла; 2, 4, 6 — рабочие лопатки; 7 – диафрагмы; А, Б — камеры свежего и отработавшего пара

В конструкции турбины выделяют два основных элемента: сопловые каналы (сопловые решетки) и рабочие колеса с лопатками, образующие рабочие решетки. Сопловый аппарат вместе с соответствующими рабочими лопатками образуют ступень давления. Поэтому простейшую турбину (см. рис. 8.1, а) называют одноступенчатой. При работе современных ТЭС перепады теплоты в турбинах (высоких начальных и низких конечных параметрах пара) могут достигать значений 1200... 1500 кДж/кг. На ТЭС в качестве мощных и эффективных турбин применяют многоступенчатые турбины. В качестве примера на рис. 8.2 показана схема активной турбины с тремя ступенями давления (дискового типа).

Если преобразование потенциальной энергии пара в кинетическую происходит только в сопловых решетках, то такой принцип работы пара в турбине называют активным, а соответствующие ступени турбин — активными ступенями. Если же преобразование потенциальной энергии пара происходит не только в сопловых (неподвижных), но и во вращающихся рабочих решетках, то такой принцип действия пара называют реактивным, а соответствующие ступени — реактивными.

8.2. Преобразование энергии в соплах и на рабочих лопатках

Преобразование энергии в соплах. Сопло паровой турбины представляет собой канал с сечением, близким к прямоугольному. В паровых турбинах применяют как расширяющиеся, так и суживающиеся сопла в зависимости от перепада давлений. При большом перепаде давлений, когда давление за соплом меньше критического, сопло должно быть расширяющимся. Если же перепад давлений небольшой и давление за соплом равно или больше критического, сопло должно быть суживающимся.

В паровых турбинах суживающиеся сопла встречаются чаще расширяющихся. Объясняется это тем, что на практике наибольшее распространение получили многоступенчатые турбины, у которых в каждой ступени используется сравнительно небольшой теплоперепад. Кроме того, расширяющиеся сопла сложны в изготовлении.

На рис. 8.3 показана i, s -диаграмма процесса расширения пара в сопле в и изменение давления пара в ступени.

В соответствии с первым законом термодинамики — законом сохранения энергии, теплота, подведенная к потоку рабочего тела, расходуется на изменение энтальпии, совершение технической работы и изменение его кинетической энергии:

Считая процесс адиабатным, а сопло неподвижным, имеем q _внеш = 0, I _тех = 0, тогда данное уравнение приобретает вид

где с _1t — теоретическая скорость истечения пара; с ₀ — скорость пара на входе в сопло.

Из этого выражения и рис. 8.3, а находим

Рис. 8.3. i, s -диаграмма процесса расширения пара в сопле (а) и график изменения давления пара в ступени турбины (б)

Действительная скорость истечения несколько меньше с _1t, ее можно записать в виде

где j — коэффициент скорости, определяемый опытным путем (j = 0,93...0,98); h ₀ — теоретический теплоперепад, кДж/кг; h — действительный теплоперепад, кДж/кг (h = j ² h ₀).

Уменьшение скорости истечения связано с потерей части кинетической энергии на трение, вихри и пр.

Потерянная энергия превращается в теплоту и увеличивает конечную энтальпию пара с i_1a до i ₁ (см. рис. 8.3, а). Вследствие этого в кинетическую энергию преобразуется действительный теплоперепад h = y²h ₀ = i ₀ – i ₁ и часть кинетической энергии пара с ² перед соплами .

Преобразование энергии на рабочих лопатках. На рис. 8.3, б изображена схема проточной части турбинной ступени, а над ней — график изменения давления р. Перед соплами в сечении 1—1 давление пара равно р ₀. В соплах давление пара падает, так что после сопел в сечении 1— 1 давление равно р ₁. С таким давлением пар поступает в каналы рабочих лопаток. Может быть три случая: р ₂ > р ₁; р ₂ = р ₁; р ₂ < р ₁. Все это зависит от формы лопаточного канала.

В первом случае (при р ₂ > р ₁) лопаточный канал должен быть расширяющимся (вращающийся диффузор). Очевидно, что этот случай не может иметь практического значения, так как бесцельно хотя бы частично преобразовать кинетическую энергию струи в первоначальную потенциальную энергию пара. Что же касается двух остальных случаев, то они широко применяются на практике.

Во втором случае (при р ₂ = p ₁) для сохранения давления пара неизменным лопаточный канал (при отсутствии потерь в нем) должен иметь постоянное сечение, В решетке рабочих лопаток происходит лишь поворот струи, и изменение количества движения потока пара преобразуется в силу, действующую на лопатки. Производимую этой силой работу называют активной, а саму ступень турбины — активной ступенью (ступенью равного давления).

В третьем случае (при р ₂ < р ₁) лопаточный канал должен быть сужающимся (вращающееся сопло). Падение давления сопровождается ускорением пара по отношению к рабочим лопаткам и возникновением силы отталкивания (подобной отдаче при выстреле из орудия), называемой реактивным давлением. Реактивное давление направлено против скорости вытекающей струи и способствует вращению ротора. Работу, производимую реактивным давлением, называют реактивной, а саму ступень турбины — реактивной ступенью (ступенью избыточного давления). На рабочей лопатке реактивной турбины наряду с реактивной работой (падением давления) имеет место и активная работа (поворот струи).

На рис. 8.4, а изображена развертка проточной части активной ступени, треугольники скоростей и графики изменения параметров пара. Пар подходит к сопловой решетке, имея скорость с ₀ и давление р ₀. Из сопловой решетки пар выходит с абсолютной скоростью с ₁ под углом a ₁ к плоскости диска и поступает в каналы рабочих лопаток, имея давление р ₁. Угол а ₁ определяется направлением оси сопла. Так как диск с лопатками вращается, то относительную скорость w ₁ входа пара в каналы рабочих лопаток можно найти как геометрическую разность w ₁ = с ₁ – и, где и – окружная скорость (скорость переноса), причем (D – средний диаметр ступени, а n — частота вращения ротора турбины, мин^-1). Для сокращения потерь и, следовательно, для повышения КПД турбины необходимо обеспечить «безударный» вход пара в каналы рабочих лопаток, так как удар от струи сопровождается завихрениями и частичной потерей кинетической энергии. Для этого входная кромка рабочей лопатки должна быть направлена под углом b₁, определяемым входным треугольником скоростей.

При выходе из каналов рабочих лопаток относительная скорость пара w ₂ из-за трения и вихрей меньше w ₁. Коэффициент скорости Y определяется опытным путем, причем если Y < 1, то

Очевидно, что скорость w ₂ направлена по касательной к выходной кромке лопатки, т. е. под углом b₂. Геометрически складывая скорости w ₂ и и, из выходного треугольника находят абсолютную скорость выхода пара с ₂ и угол а ₂.

Рис. 8.4. Развертки проточной части активной (а) и реактивной (б) ступеней; треугольники скоростей и графики изменения параметров пара

В каналах рабочих лопаток активной ступени абсолютная и относительная скорости падают. Однако это падение скоростей вызвано разными причинами. В то время как абсолютная скорость падает в основном за счет превращения кинетической энергии парового потока в механическую работу, относительная скорость падает исключительно из-за потерь на лопатках. Потерянная на трение и вихри энергия

в итоге превращается в теплоту, и поэтому энтальпия пара i ₂ за решеткой рабочих лопаток несколько выше энтальпии пара i ₁ перед рабочей решеткой. Даже в случае обтекания паром решетки идеально гладких лопаток, когда w ₂ = w ₁ и i ₂ = i ₁ абсолютная скорость пара в каналах рабочих лопаток все же уменьшится и с ₂ будет меньше с _1, так как без этого невозможно производство механической работы.

Пар, уходя из каналов рабочих лопаток со скоростью с ₂ уносит с собой кинетическую энергию

Для данной ступени это количество энергии остается неиспользованным и представляет потерю, называемую выходной потерей.

На рис. 8.4, б изображены развертка проточной части реактивной ступени; треугольники скоростей и графики изменения параметров пара. Сопла реактивной ступени образуются каналами неподвижных лопаток. В них пар расширяется вследствие частичного понижения давления с р ₀ до р ₁. Теплоперепад h ₁ = i ₀ – i ₁ переходит в кинетическую энергию, повышая скорость входа пара с ₀ до значения с ₁. С такой скоростью пар поступает в суживающиеся каналы рабочих лопаток, фактически представляющие собой систему подвижных сопел. В них пар продолжает расширяться. Давление пара падает от значения р ₁ до р ₂, а энтальпия уменьшается от i ₁ до i ₂. За счет теплоперепада h ₂ = i ₁ – i ₂ получается соответствующее увеличение относительной скорости входа пара в каналы рабочих лопаток от w ₁ до значения w ₂. Однако абсолютная скорость падает (так как без этого невозможно производство механической работы) до значения с ₂.

Отношение адиабатного теплоперепада на рабочих лопатках к адиабатному теплоперепаду всей ступени (рис. 8.5) называют степенью реактивности:

Из этой формулы и рис. 8.5 следует, что h ₀₂ = r h ₀, а h ₀₁ = (1 – r) h ₀.

Фактический процесс на неподвижных лопатках (соплах) изображается на i–s -диаграмме линией 0—1, а на рабочих лопатках — линией 1—2.

Рис. 8.5. p–v -диаграмма процесса расширения пара в реактивной ступени

Скорости с ₁ и w₂ можно найти из следующих выражений:

На рабочих лопатках чисто активных турбин преобразования тепловой энергии в кинетическую не происходит, следовательно для них r = 0, поэтому формула (8.2) преобразуется в формулу (8.1). В реактивных турбинах степень реактивности равна 0,5, т.е. теплоперепад распределяется поровну между неподвижными и рабочими лопатками. В этом случае удается упростить изготовление турбины, так как неподвижные и рабочие лопатки могут набираться из элементов одинакового профиля (входной и выходной треугольники симметричны). Для получения более плавного профиля проточной части и некоторого улучшения КПД активные ступени иногда выполняют с небольшой степенью реактивности r — примерно 5...20 %. Кроме того, это позволяет обойтись без применения расширяющихся сопел.

На рис. 8.6 изображены входной и выходной треугольники скоростей, построенные из одной точки 0 отдельно для активной и реактивной ступеней. Пользуясь этими треугольниками скоростей, можно легко определить окружное усилие, вращающее ротор турбины, и осевое усилие, стремящееся сдвинуть ротор турбины вдоль его оси. Для этого воспользуемся законом количества движения, гласящим, что импульс силы (произведение величины силы на время ее действия) равен геометрическому изменению количества движения (произведению массы на скорость).

Импульс силы за единицу времени (секунду) равен значению самой силы. Если массовый расход пара через ступень составляет G, кг/с, то количество движения пара, входящего в лопаточный канал, равно Gc ₁, а выходящего — Gc ₂. Отсюда запишем закон количества движения в виде векторного уравнения

Проекция на плоскость диска определяет окружное усилие, Н:

а проекция на осевое направление — осевое усилие, Н:

Однако следует учитывать, что в реактивной ступени, помимо давления, создаваемого потоком пара, появляется большое добавочное усилие на лопатки, создаваемое разностью давлений пара по обе стороны рабочей лопатки.

Работа и КПД ступени. Основными потерями ступени турбины являются потери: в сопловой решетке h _c, в каналах рабочих лопаток h _л и с выходной скоростью h _в. Они определяют относительный КПД на лопатках, который для активной ступени выражается формулой

и представляет собой отношение механической работы 1 кг пара на лопатках ступени / (Дж/кг) к располагаемому в ступени теплоперепаду h ₀.

Рис. 8.6. Треугольники скоростей:

а — активная ступень; б — реактивная ступень

Знаменатель выражения равен Что же касается числителя, то его можно найти следующим образом. Работа, производимая на окружности лопаток в секунду, т. е. мощность, определяется по формуле L = Р_uи, Дж/с, или для 1 кг пара

Подставив все это в выражение для h_oл и заменив Р_u, пользуясь формулой (8.4), получим

Используя треугольники скоростей (см. рис. 8.6), из выражения (8.6) можно получить

где х = и/с ₁.

Максимальное значение h_oл находится из условия

Полученное выражение показывает, что для повышения КПД угол a ₁ нужно брать как можно меньшим. Теоретически наибольший КПД получился бы при а ₁ = 0, т.е. при и = 0,5 c ₁. Однако такой угол практически нельзя осуществить. Обычно угол а ₁ = 12... 14° и, следовательно, наивыгоднейшая окружная скорость и = (0,45... 0,48) c ₁.

Значение угла а ₁ определяет угол b₁. Что же касается угла b_2, то и он, как следует из формулы (8.8), должен быть взят по возможности малым. Обычно выбирают угол b₂^* = b₁ – (3... 10)°, как максимум его делают равным b₁.

Рис. 8.7. Зависимость h_ол от отношения скоростей х = для активной ступени

На рис. 8.7 показана зависимость h_ол и отдельных потерь от отношения х = . Относительная потеря в сопловой решетке не зависит от . Относительная потеря в рабочей решетке постепенно уменьшается с увеличением . Относительная выходная потеря при увеличении — вначале быстро уменьшается, а затем, достигнув минимума, начинает еще быстрее расти. Таким образом, h_ол в основном определяется потерей z_в.

Для реактивной ступени при r = 0,5 треугольники скоростей (см. рис. 8.6, б) симметричны (c ₁ = w ₂; w ₁ = с ₂; a ₁ = 180 – b₂, b₁ = 180 – a ₂). Поэтому из выражения , учитывая формулу (8.4), можно получить

Очевидно, что максимальная полезная работа получится при

т. е. при х = и/с ₁ = cos а ₁» 1. Отсюда следует, что наибольший КПД реактивной ступени будет при r = 0,5.

8.3. Классификация и основные конструкции паровых турбин

По назначению турбины подразделяются: на чисто конденсационные; с противодавлением (отработавший пар используют для каких-либо производственных или бытовых целей, если отработавший пар используют в других турбинах, то такую турбину с противодавлением называют предвключенной); конденсационные с отбором пара; конденсационные с отбором и противодавлением «мятого пара» (турбина использует, кроме свежего пара, отработавший на производстве пар, который подводится в одну из промежуточных ступеней турбины) и др.

Каждая турбина обозначается шифром, состоящим из трех частей: первая из них — буквенная, остальные — цифровые. Буквенная часть шифра характеризует тип турбины: К — конденсационная без регулируемых отборов; Т — с теплофикационным регулируемым отбором пара (р = 0,7...2,5 МПа); П — с производственным регулируемым отбором пара (р > 0,3 МПа); Р — с противодавлением.

Вторая (цифровая) часть шифра указывает номинальную мощность турбины (тыс. кВт). Третья часть шифра обозначает давление свежего пара. У турбин типов П и Р третья часть шифра представляет собой дробь, числитель которой указывает давление свежего пара, а знаменатель — давление отборного или противодавленческого пара.

Так, например, конденсационная турбина мощностью 50 000 кВт с начальным давлением 12,75 МПа (130 ат) обозначается К-50-130. Та же турбина, но с двумя регулируемыми отборами пара — производственным давлением 0,69 МПа (7 ат) и теплофикационным — обозначается ПТ-50-130/7.

В качестве характерного примера конструкции паровой турбины на рис. 8.8 приведен продольный разрез конденсационной турбины мощностью 50 тыс. кВт и частотой вращения 3000 об/мин.

Пар с начальными параметрами 9 МПа и 535 °С подводится по паровпускной трубе к расположенной на корпусе турбины паровой коробке 3, в которой размещены регулирующие клапаны 4. Из клапанной коробки пар через одновенечную регулирующую ступень подводится к проточной части турбины, состоящей из 21 ступени. Первые 18 ступеней имеют рабочие диски (колеса), выполненные за одно целое с валом турбины. Последующие три ступени 12 имеют диски, посаженные с натягом на вал. На ободах каждого диска укреплены рабочие лопатки.

Сопловые решетки первой регулирующей ступени закреплены в паровой коробке, приваренной к корпусу 6 турбины. Диски остальных ступеней разделены неподвижными промежуточными диафрагмами 5, 7. В каждой диафрагме размещены неподвижные сопловые решетки. Часть корпуса б, охватывающая первые 14 ступеней высокого давления, выполнена в виде стальной отливки. Остальные ступени размещены в сварной части корпуса. Выхлопной патрубок 8 турбины сварен из листовой стали. В корпусе турбины предусмотрены пять патрубков для отбора пара из промежуточных ступеней турбины. Эти нерегулируемые отборы предназначены для подогрева питательной воды.

Вал ротора турбины опирается на два подшипника. Передний подшипник 1 имеет несколько более сложную конструкцию, чем задний 10, так как он, помимо веса ротора, воспринимает также осевые усилия, возникающие при протекании пара через лопатки ротора. Конструкция переднего подшипника дает возможность фиксировать осевое положение ротора по отношению к корпусу турбины. Такой подшипник носит название опорно-упорного.

Там, где вал турбины проходит через ее корпус, расположены два концевых уплотнения 2 и 9. Переднее концевое уплотнение 2, работающее в области избыточных давлений пара, служит для предотвращения утечки пара из корпуса турбины в окружающую среду. Заднее концевое уплотнение 9, работающее в области вакуума, защищает выходную часть турбины от подсоса воздуха из окружающей среды, при котором ухудшается экономичность работы турбины и снижается развиваемая ею мощность.

В местах, где вал проходит через расположенные между рабочими дисками перегородки-диафрагмы, установлены промежуточные уплотнения, препятствующие протечкам пара из одной ступени в другую в обход сопловых решеток. Диски рабочих колес имеют разгрузочные отверстия для выравнивания давления по обе стороны диска.

На переднем конце вала турбины распложен предельный скоростной регулятор, который служит для предотвращения повышения частоты вращения вала турбины более чем на 10... 12% сверх номинальной. Масляный насос предназначен для подачи масла в систему смазки подшипников турбоагрегата, привода механизма системы автоматического регулирования турбины и управления им. Масляный насос и опорно-упорный подшипник опираются на станину 13.

На противоположном конце вала размещена муфта 11, служащая для передачи вращающего момента валу генератора. Рядом с муфтой установлено валоповоротное устройство, состоящее из электродвигателя и червячно-зубчатой передачи. Валоповоротное устройство служит для медленного вращения вала неработающей турбины перед пуском и после остановки агрегата для обеспечения равномерного прогрева или остывания ротора турбины и равномерности распределения возникающих при этом термических деформаций. С передним концом вала связан указатель частоты вращения – тахометр.

Рис. 8.8. Продольный разрез турбины мощностью 50 тыс. кВт;

1 — передний подшипник; 2 — переднее концевое уплотнение; 3 — паровая коробка; 4 — регулирующий клапан;

5, 7— промежуточные диафрагмы; 6 — корпус; 8 — выхлопной патрубок; 9 — заднее концевое уплотнение;

10 — задний подшипник; 11 — муфта; 12 — ступени; 13 — станина

Корпус турбины, а также корпуса подшипников имеют горизонтальный разъем на уровне вала турбины. Это дает возможность разборки и сборки турбины путем съема верхней части ее корпуса.

На рис. 8.9 показан продольный разрез реактивной турбины. Ротор таких турбин обычно выполнен в виде сварного барабана, а корпус не имеет диафрагм. Изготовление ротора реактивных турбин в виде барабана, а не отдельных дисков объясняется стремлением к уменьшению осевых усилий, пытающихся сдвинуть ротор в сторону движения потока пара. Эти усилия особенно велики в турбинах реактивного типа, так как давление пара по обе стороны рабочих лопаток различно. Если бы на ступенях реактивных турбин рабочие лопатки закреплялись на дисках, то эта разность давлений, действуя на всю площадь дисков, могла бы создать осевое усилие весьма большой величины. Даже при использовании в реактивных турбинах барабанных роторов осевые усилия получаются значительно большими, чем в турбинах с активными ступенями.

При барабанных роторах рабочие лопатки 1 крепятся непосредственно на наружной поверхности барабанов, и потому нет необходимости в применении для размещения сопловых решеток каких-либо специальных перегородок-диафрагм. Лопатки 2 сопловых решеток в этом случае могут крепиться непосредственно в корпусе турбины, как показано на рис. 8.9.

Для предотвращения протекания пара внутри ступеней в обход сопловых и рабочих решеток лопатки реактивных ступеней снабжены внутренними уплотнениями, выполненными в виде гребенок и закрепленных в роторе (для сопловых) и в корпусе (для рабочих лопаток).

Поскольку в реактивных турбинах осевые усилия намного больше, чем в активных, то для их восприятия применяется специальное устройство — разгрузочный поршень 4. Такой поршень, находящийся под давлением пара регулирующей (обычно активной) ступени турбины, выполняют с диаметром большим, чем диаметр расположенной за регулирующей ступенью нерегулируемой реактивной ступени. Поэтому давление пара в камере регулирующего колеса 5, действующее на площадь, определяемую разностью этих диаметров, создает силу, направленную в сторону, противоположную осевому усилию, возникающему при работе турбины. Разность диаметров поршня и турбины рассчитывается таким образом, чтобы уравновесить осевые усилия, действующие вдоль ротора турбины.

В остальном отдельные элементы конструкции реактивной турбины тождественны конструкции активных турбин.

Рис. 8.8. Продольный разрез турбины мощностью 50 тыс. кВт;

1 — передний подшипник; 2 — переднее концевое уплотнение; 3 — паровая коробка; 4 — регулирующий клапан; 5, 7— промежуточ­ные диафрагмы; 6 — корпус; 8 — выхлопной патрубок; 9 — заднее концевое уплотнение; 10 — задний подшипник; 11 — муфта; 12 — ступени; 13 — станина

8.4. Потери энергии и КПД турбины

Внутренние потери. Все потери энергии паровой турбины подразделяются на две группы: внутренние и внешние. Внутренние потери возникают внутри корпуса турбины и приводят к уменьшению используемого теплоперепада h ₀. Они представляют собой потерю энергии пара на трение, вихри, удар и пр. Потерянная энергия превращается в теплоту, повышая конечную энтальпию пара. К внутренним потерям, помимо рассмотренных в подразд. 8.2 (в сопловой решетке h _с, в каналах рабочих лопаток h _л и с выходной скоростью h _в), относятся: потери на трение и вентиляцию, потеря на утечки пара через внутренние зазоры, потери от влажности и др.

Потери на трение и вентиляцию h _т.в. Потеря на трение диска о пар вызвана тем, что вращающийся диск увлекает за собой окружающие его частицы пара. На преодоление трения и сообщения частицам пара ускорения затрачивается некоторая энергия.

Потеря на вентиляцию возникает в первых ступенях активных турбин, имеющих парциальный подвод пара, когда рабочие лопатки, проходя промежутки между соплами, действуют как вентилятор, подсасывая пар из зазора и прокачивая его с одной стороны диска на другую. Кроме того, при подходе лопатки к соплу струя рабочего пара «выколачивает» нерабочий пар, заполняющий канал лопатки. На все это тратится часть энергии струи рабочего пара.

Величина h _т.в получается значительной для двух- и трехвенечных дисков Кертиса с парциальным подводом пара, работающих в паре высокого давления. Для ступеней низкого давления активных турбин с полным подводом пара величина h _т.в невелика, и часто ею можно пренебречь. Особенно небольшими получаются потери h _{т.в B} в реактивных турбинах при барабанной конструкции ротора, так как здесь всегда степень парциальности e = 1., а трение барабана со сплошной поверхностью о пар невелико.

Потеря на утечки пара через внутренние зазоры h _ут. Утечки возникают между диафрагмами и валом у активных турбин со ступенями давления или через радиальные зазоры у реактивных турбин.

Энергия пара, протекающего через внутренние зазоры, не используется в данной ступени, а потому ухудшает ее КПД. Если потерянную в данной ступени энергию 1 кг рабочего пара из-за утечки обозначить через h _ут, то на такую величину увеличится энтальпия пара за рабочими лопатками этой ступени. Особенно большое значение h _ут имеют турбины высокого давления.

Потеря от влажности пара h _вл. Эта потеря возникает в последних ступенях конденсационных турбин, работающих в области влажного пара. Частицы влаги в паре движутся медленнее сухого пара, а потому их относительная скорость w ₁ направлена не по касательной к входной кромке лопаток. Ударяясь о спинки лопаток, частицы влаги производят тормозящее действие на ротор, снижая работу, передаваемую на лопатки. Одновременно капельки воды разрушающе действуют на входные кромки рабочих лопаток. Поэтому минимально допустимым значением сухости пара в последних ступенях турбины можно считать х = 0,88...0,90.

Внешние потери турбины. К внешним потерям турбины относятся потери от утечки пара через концевые уплотнения и механические потери.

Потеря от утечки пара. Потеря от утечки пара через концевые уплотнения увеличивает расход пара на турбину. Она не влияет на энтальпию пара, а потому ее относят к внешним, а не внутренним потерям.

Механические потери определяются затратой части энергии на преодоление трения в опорных и упорных подшипниках турбины (включая опорные подшипники электрического генератора или другой машины, соединенной с валом турбины), на привод системы регулирования и главного масляного насоса. Потери на трение превращаются в теплоту, поглощаемую смазочным маслом.

Эта теплота выделяется в масляном холодильнике и уносится охлаждающей водой.

Рабочий процесс паровой турбины на i–s -диаграмме. На рис. 8.10, а изображена i–s- диаграмма рабочего процесса активной ступени давления. Отрезок 0–1а представляет собой теоретический процесс адиабатного расширения пара. От точки 1а вверх по изобаре p ₁ отложены все внутренние потери энергии. Точка 1 характеризует фактическое состояние пара за сопловой решеткой, а линия 0–1 – процесс в соплах; точка 2 характеризует состояние пара за сопловой решеткой, а линия 1–2 – процесс в каналах рабочих лопаток; точка K характеризует состояние пара за данной ступенью и на входе в следующую.

Внутреннюю работу ступени обозначают через h_i Дж/кг, по аналогии с поршневыми двигателями, у которых внутреннюю работу или мощность называют индикаторной, так как они могут быть замерены специальным прибором – индикатором. Ее определяют по формуле

Рис. 8.10. Процесс в активной ступени давления на i–s -диаграмме (а) и процесс в многоступенчатой турбине на i–s- диаграмме (б)

Отсюда внутренний относительный КПД ступени

На рис. 8.10, б изображена i–s -диаграмма процесса многоступенчатой турбины. Как и для одной ступени, внутренний относительный КПД турбины в целом определяется отношением

Рассмотрение процесса показывает, что внутренний относительный КПД турбины выше, чем средний h_{0 i} ступени. Объясняется это тем, что изобары в i–s -диаграмме веерообразно расходятся слева направо, так что расстояние между ними увеличивается. Вследствие этого сумма располагаемых во всех ступенях турбины теплоперепадов S h ₀ больше, чем располагаемый теплоперепад H ₀ для турбины в целом.

Можно записать

где а – коэффициент возврата теплоты.

Свое название коэффициент а получил в связи с тем, что потери в предыдущих ступенях приводят к некоторому росту располагаемого, а следовательно, и использованного теплоперепада в последующих ступенях, в результате чего потери частично возвращаются.

В современных конденсационных турбинах коэффициент возврата теплота составляет приблизительно 0,04... 0,06, т.е. внутренний относительный КПД многоступенчатой турбины на 4...6% больше среднего внутреннего относительного КПД ступеней.

Мощности, КПД и расход пара. Внутренней мощностью N_i называют мощность, развиваемую внутри корпуса турбины. Внутренняя мощность меньше мощности N ₀, развиваемой идеальным двигателем, на величину внутренних потерь.

Эффективной мощностью N _e называют мощность, снимаемую с вала или соединительной муфты турбины. Она меньше внутренней мощности N_i на величину мощности механических потерь N _м, т.е. N _e = N_i – N _м.

Электрической мощностью N_э называют мощность, снимаемую с зажимов генератора. Электрическая мощность меньше эффективной на величину электрических потерь.

Коэффициенты полезного действия характеризуют степень совершенства двигателя и служат для сравнения двигателей и анализа их работы.

Механическим КПД h_м называют отношение эффективной мощности к внутренней:

Механический КПД зависит от типа двигателя и его мощности. У турбин механический КПД выше, чем у поршневых двигателей, у которых есть возвратно-поступательно движущиеся части, обусловливающие большие потери на трение. Чем выше мощность двигателя, тем больше его механический КПД. Механический КПД турбин достаточно высок и для турбин мощностью от 500 до 5000 кВт составляет 96...99%, а для турбин мощностью более 5000 кВт - 99...99,5%.

Коэффициентом полезного действия электрического генератора h_г называют отношение электрической мощности к эффективной:

Для электрических генераторов мощностью от 500 до 5000 кВт h_г = 92,5...96 %, а для генераторов мощностью более 5000 кВт – h_г = 96...99%.

Помимо рассмотренных выше КПД применяют еще группу относительных и абсолютных КПД. Относительные КПД h_отн получают путем сравнения той или иной мощности действительного двигателя с мощностью идеального двигателя.

Относительным внутренним КПД h_{о i} называют отношение внутренней мощности к мощности идеального двигателя:

Относительным эффективным КПД h_оe называют отношение эффективной мощности к мощности идеального двигателя:

Относительным электрическим КПД h_оэ называют отношение электрической мощности к мощности идеального двигателя:

Для большинства турбин h_{о i} = 0,70...0,88 %; h_оe = 0,65...0,86 %; h_оэ = 0,60...0,84.

Сам идеальный двигатель согласно второму закону термодинамики имеет термический КПД h _t < 1, отсюда так называемый абсолютный КПД

Обычно отбрасывают слово «абсолютный» для характеристики абсолютных КПД и называют просто

внутренний КПД

эффективный КПД

электрический КПД

Как следует из приведенных формул,

Характеристикой экономичности паровой турбины наряду с КПД является удельный расход пара d _э, кг/кДж, т. е. расход пара в единицу времени на единицу вырабатываемой мощности:

где D — секундный расход пара, кг/с.

Удельный расход пара современных мощных конденсационных турбин при полной нагрузке составляет (0,85... 1,0)×10^-3 кг/кДж.

Максимально длительная мощность N _дл — мощность, при которой турбогенератор может надежно и достаточно экономично работать длительное время (тысячи часов). Для конденсационной турбины N _дл совпадает с номинальной (табличной или паспортной) мощностью N _н, определяемой заводом-изготовителем.

Экономическая мощность N _эк — мощность, на которую производится тепловой расчет турбины и при которой она должна иметь максимальный КПД.

Обычно N _эк = (0,8...0,9) N _дл. Для турбин большой мощности, несущих базовую нагрузку на электрических станциях, N _эк = (0,9…1,0) N _дл.

8.5. Конденсационные установки паровых турбин

Из термодинамики известно, что термический КПД паротурбинного цикла тем больше, чем ниже температура пара в конце расширения. Для получения низкой температуры в выпускном патрубке турбины, как следует из свойств водяного пара, давление должно быть ниже атмосферного, т. е. должен быть создан вакуум. Это достигается в результате конденсации отработавшего пара, охлаждаемого циркуляционной водой; образующийся конденсат откачивается насосами. При конденсации скрытая теплота парообразования отработавшего пара воспринимается циркуляционной водой, температура которой повышается.

Для конденсации покидающего турбину пара к выхлопному патрубку турбины присоединяется специальный теплообменник — конденсатор. Вакуум в конденсаторе создается при конденсации пара с помощью охлаждающей воды и отсоса воздуха эжекторами, вакуум-насосами и др. Конденсация пара может производиться либо непосредственным смешением его с охлаждающей водой (смешивающие конденсаторы), либо при охлаждении его в поверхностных теплообменниках (поверхностные конденсаторы).

В турбинных установках электростанций применяются исключительно поверхностные конденсаторы, поскольку они обеспечивают как сохранение количества конденсата, так и требуемое его качество по солесодержанию, что весьма важно для питания котлоагрегатов с высокими параметрами пара и большой мощностью. Схема поверхностного конденсатора показана на рис. 8.11.

Пар из турбины поступает в корпус 9 конденсатора через горловину 6, имеющую фланец 8 для присоединения к турбине. В цилиндрической части конденсатора расположена система прямых охлаждающих труб 7, закрепленных с обеих сторон в трубных досках 5, 10. Трубная система располагается в корпусе 9 так, что по обе стороны ее образуются камеры А и В между трубными досками и крышками 3 и 11 корпуса. Охлаждающая вода по подводящей трубе 1 поступает в нижнюю часть камеры А (входная камера), проходит по нижнему пучку труб и поступает в другую поворотную камеру В. Из поворотной камеры вода проходит по верхнему пучку труб в направлении, обратном первоначальному, после чего удаляется из верхней части выходной камеры Б, отделенной перегородкой 2 от входной камеры, по отводящей трубе 4.

Рис. 8.11. Схема поверхностного конденсатора:

1 — подводящая труба; 2,'13 — перегородки; 3, 11 — крышки корпуса; 4 — отводящая труба; 5, 10 — трубные доски; б — горловина; 7 — охлаждающие трубы; 8 — фланец; 9 — корпус; 12 — нижняя часть конденсатора; 14 — патрубок; 15 — часть трубной поверхности, отделенная перегородкой; А — входная камера; Б — выходная камера; В — поворотная камера

Конденсаторы с такой схемой движения воды (в двух направлениях) называют двухходовыми. По аналогии с двухходовыми, могут быть выполнены одноходовые, а также трех- и четырехходовые конденсаторы.

Пар, омывая холодные наружные поверхности охлаждающих труб, конденсируется на них, отдавая теплоту парообразования, и образовавшийся конденсат стекает в нижнюю часть 12 конденсатора, а оттуда откачивается специальным насосом через патрубок. Этот насос называют конденсатным, а насос, прокачивающий охлаждающую воду через трубную систему конденсатора, — циркуляционным.

Конденсатор должен быть герметичным. Наличие даже небольших неплотностей приводит к подсосу воздуха из окружающей среды, что снижает вакуум и может резко ухудшить процесс теплоотдачи.

Для поддержания в паровом пространстве конденсатора требуемого глубокого вакуума через патрубок 14 осуществляется непрерывный отсос воздуха. Так как вместе с воздухом может быть удалено и некоторое количество несконденсировавшегося пара (паровоздушная смесь), то в месте отсоса воздуха часть трубной поверхности 15 отделяют перегородками 13, образуя воздухоохладитель. В этой части трубной поверхности должна происходить более интенсивная конденсация, чтобы количество пара в удаляемой паровоздушной смеси было минимальным.

Образовавшийся в конденсаторе конденсат используется для питания котлоагрегатов и поэтому представляет большую ценность, особенно в установках с высокими параметрами пара, требующих применения питательной воды особо высокого качества. По этой причине конденсаторы должны обладать высокой плотностью не только по воздуху, но и по охлаждающей воде.

При хорошей плотности трубок охлаждающей системы конденсат турбины может быть чистым дистиллятом, т. е. водой, не содержащей каких-либо примесей. Кроме того, в нормально работающем конденсаторе конденсат хорошо дегазируется, что устраняет опасность коррозии питательных трубопроводов и подогревателей.

Вода, поступающая для охлаждения конденсатора (циркуляционная вода), забирается циркуляционным насосом либо из расположенных вблизи станции естественных источников водоснабжения (река, озеро, море), либо из искусственных водоемов (пруды, бассейны). Водоснабжение от естественных источников воды называется прямоточным.

При прямоточной системе вода, забираемая из реки после конденсаторов и других охладительных устройств, сбрасывается в реку ниже по течению на расстоянии, исключающем возможность подмешивания подогретой воды к воде, забираемой из реки. Представление об удельных расходах охлаждающей воды конденсаторов для КЭС дает табл. 8.1.

Для крупных КЭС абсолютный расход охлаждающей воды настолько значителен, что он становится одним из факторов, определяющих выбор места расположения электростанции и ее системы технического водоснабжения.

Расход воды на удаление золы и шлака зависит от зольности и количества сжигаемого топлива, а также от принятой системы гидрозолоудаления. Для высоконапорной системы гидрозолоудаления с гидроаппаратами системы Москальцова средний удельный расход воды составляет 14... 15 м³ на тонну золы и шлака. Как правило, в системе гидрозолоудаления используется сливная вода из конденсаторов турбин.

В табл. 8.2 приведены ориентировочные значения относительных (по отношению к расходу воды на конденсаторы) расходов воды на различные нужды паротурбинной конденсационной электростанции.

При использовании искусственных источников водоснабжения;. вода, нагревшаяся при конденсации пара в конденсаторе, направляется в специальные устройства: пруды-охладители, брызгательные бассейны, башенные охладители (градирни). После охлаждения в этих устройствах вода вновь подается в конденсаторы. Такая система охлаждения называется оборотной.

Для охлаждения циркуляционной воды пользуются охлаждающими прудами, бассейнами и градирнями различных типов.

Охлаждающий пруд представляет собой естественный или искусственный водоем, из которого охлаждающая вода берется в одном месте, а сбрасывается после использования в другом месте, по возможности удаленном от первого. Охлаждение воды происходит от соприкосновения с окружающим воздухом и испарения части воды с отъемом значительного количества теплоты из водоема. Кроме потери на испарение часть воды в прудах теряется в почву через дно, берега и др. Поэтому запас воды в прудах надо постоянно пополнять.

Таблица 8.1. Удельные расходы охлаждающей воды конденсаторов на конденсационных паротурбинных электростанция

Для уменьшения потерь воды иногда вместо прудов используются бассейны с бетонными стенками и дном. Поверхность пруда или бассейна должна быть значительной, так как на 1 кВт мощности турбины требуется приблизительно 1 ... 10 м² охлаждающей поверхности. Для уменьшения потребной поверхности применяются пруды или бассейны с брызгалами. Охлаждаемая вода подается здесь под избыточным давлением 50... 150 кПа (0,5... 1,53 кгс/см²) к соплам (брызгалам), расположенным над поверхностью пруда или бассейна. Пройдя сопла, вода разбрызгивается на мелкие струи, быстро охлаждается от соприкосновения с воздухом и стекает в бассейн. Интенсивность охлаждения зависит от атмосферных условий.

Наиболее распространенным устройством для охлаждения циркуляционной воды являются градирни. Для теплосиловых установок малой мощности ввиду простоты и дешевизны применяют открытые градирни, состоящие из системы деревянных стоек и горизонтальных планок, омываемых со всех сторон воздухом. Вода, поступая сверху, проходит по планкам, разбрызгивается и охлаждается воздухом. Иногда вверху градирни устанавливаются разбрызгивающие сопла.

Таблица 8.2. Относительные расходы воды на различные нужды конденсационной паротурбинной электростанции

Для крупных теплосиловых установок применяются закрытые градирни, называемые также башенными охладителями. Они строятся с естественной и принудительной циркуляцией воздуха.

Схема градирни с естественной циркуляцией воздуха представлена на рис. 8.12. Охлаждающая вода, прошедшая конденсатор, стекает на оросительное устройство Д представляющее собой (при капельной конструкции) систему горизонтальных брусков с малыми зазорами между ними. Проходя оросительное устройство, вода разбрызгивается на мелкие капли, охлаждаемые движущимся навстречу воздухом, поступающим через жалюзи в нижней части градирни. При пленочной конструкции оросительного устройства вода стекает в виде пленки по вертикальным щиткам оросителя. Охлажденная вода собирается в бассейне 4, расположенном внизу градирни, и отсюда циркуляционным насосом 5 подается в конденсатор 6. Движение воздуха вверх обеспечивается высокой башней 1, действующей по принципу дымовой трубы. Для восполнения потерь в бассейн насосом 3 подается вода из близлежащего источника.

В градирнях с принудительной циркуляцией воздух подается вентилятором через специальные отверстия в нижней части градирни. В остальном эти градирни подобны предыдущим. Расход энергии на вентилятор составляет 1...2% от энергии, вырабатываемой на станции. Поэтому такие градирни применяются в тех случаях, когда атмосферные условия делают работу градирен с естественной циркуляцией ненадежной.

Рис. 8.12. Схема градирни с естественной циркуляцией воздуха:

1 — башня; 2 — оросительное устройство; 3 — дополнительный насос для подачи охлаждающей воды; 4 — бассейн с охлажденной водой; 5 — циркуляционный насос; 6 — конденсатор турбины

Иногда строятся градирни, в которых к естественной циркуляции добавляется принудительная (включение вентилятора), когда естественная тяга оказывается недостаточной.

Конструкция конденсаторов должна обеспечивать хорошую организацию процессов теплообмена между паром и охлаждающей водой и гарантировать глубокий вакуум (путем уменьшения сопротивления конденсаторов по паровой стороне и организации отсоса воздуха).

Корпуса конденсаторов (обычно сварной конструкции) устанавливаются на пружинных опорах, что облегчает компенсацию температурных деформаций. Трубки конденсаторов делаются из латуни (для морской воды применяется медно-никелевый сплав) и закрепляются в трубных досках вальцовкой. Применение латуни предотвращает коррозию трубок. Наиболее употребительные размеры трубок конденсатора 25 мм при толщине стенок 1 мм.

Водяные камеры конденсаторов часто бывают разделены вертикальной перегородкой на две половины. Это позволяет производить чистку внутренних поверхностей охлаждающих трубок одной половины конденсатора во время работы другой половины (чистка на ходу). При чистке конденсаторов на ходу нагрузку турбины приходится несколько снижать.

Конденсирующийся пар в количестве D _K, кг/с, отдает теплоту i ₂ – q _к, где i ₂ — энтальпия отработавшего пара при входе в конденсатор, a q _к — энтальпия конденсата. Так как потери теплоты конденсатора в окружающую среду относительно малы, то можно считать, что теплота, отдаваемая конденсирующимся паром, воспринимается охлаждающей водой.

Если количество охлаждающей воды обозначить через W, кг/с, а ее температуру при входе и выходе из конденсатора – соответственно через t' _в и t'' _в, то с учетом теплоемкости воды с = 4,19, кДж/(кг×К), получим

В этом уравнении выделяют отношение (кг/кг), называемое кратностью охлаждения:

Кратность охлаждения показывает, сколько килограммов воды расходуется на конденсацию 1 кг пара. Обычно кратность охлаждения в смешивающих конденсаторах составляет 15...25, а в поверхностных: 40...80 — в двухходовых и 80... 120 — в одноходовых.

Вакуум в конденсаторе определяется температурой насыщения конденсирующегося пара:

где J = t _к – t'' _в – недогрев воды до температуры насыщения.

Подставив в формулу (8.10) значение t'' _в – t' _в из уравнения (8.9), получим

Из уравнения (8.11) видно, что глубина вакуума прежде всего определяется температурой охлаждающей воды t' _в, а также кратностью охлаждения т.

Начальная температура охлаждающей воды t' _в не зависит от работы конденсационной установки и определяется метеорологическими условиями, временем года и источником водоснабжения. Для прямоточного водоснабжения (река и т. д.) t' _в = 10... 15 °С, а для оборотного охлаждения (брызгальный бассейн, градирня и т.д.) t' _в = 20...25°С. При одном и том же расходе охлаждающей воды зимой (за счет ее более низкой температуры) достигается более глубокое разрежение в конденсаторе, чем летом.

Для поддержания требуемого вакуума из конденсатора необходимо непрерывно удалять воздух. Для этого применяют специальные воздухоотсасывающие устройства. Наиболее распространенными из них являются пароструйные и водоструйные эжекторы.

Эжекторы (воздушные насосы) бывают паровыми, водяными и центробежными. В настоящее время наибольшее распространение получили паровые эжекторы. Одноступенчатый эжектор может создать разрежение до 650 мм рт. ст. Для получения более глубокого разрежения при хорошей экономичности эжектора применяют двух- и даже трехступенчатые эжекторы.

Контрольные вопросы

1. Опишите принцип работы паровых активных и реактивных турбин.

2. Как определяется окружное усилие на лопатках турбины?

3. Что такое относительный внутренний КПД ступени и от чего он зависит?

4. Чем обусловлены внутренние и внешние потери энергии в турбине?

5. Как определяется относительный электрический КПД турбины?

6. Что такое удельный расход пара?

7. Опишите назначение и устройство конденсационной установки паровых турбин.

8. Для чего применяют градирни на ТЭС?