14.2 Способы повышения предельной мощности паровых турбин.

1. 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. Увеличение мощности в 4 раза. Большой рост габаритных размеров турбины и конденсатора, а также строительных конструкций машинного зала АЭС, увеличение мощности 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 .

2. 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.

3.Использование в компоновке турбоагрегатовнескольких ЦНД двухпоточного исполнения

4. 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 . В результате предельная мощность такой ступени увеличивается в 1,5 раза.

15.1 Процесс расширения водяного пара в проточной части турбины с промперегревом.

Н₀₁– располагаемый теплоперепад ЦВД турбины (до промперегрева);

Н₀₂– располагаемый теплоперепад ЦСД и ЦНД

(после промперегрева)

где h₁=h₀-(h₀-h_1t)_oi¹

Выигрыш в экономичности от использования регенеративной системы подогрева питательной воды, оцениваемый коэффициентом _р^пп с учетом конечного числа подогревателей,

15.2 Расчет числа ступеней в отсеке и распределение теплоперепадов. Обычно при проектировании проточной части высокого давления турбины принимается закон постоянства корневого диаметра всех ступеней: d_кор=const.

, ₀=12,325(d/(u/с_ф))²

где Н_0н - располагаемый теплоперепад отсека; q_вт - коэффициент возврата теплоты. После округления числа z до целого находятся теплоперепады Н_oi

d_2z=d_к+l_2z

16.1 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 G_к и числе выхлопов i в ЦНД турбины осуществляется следующим образом:

1. оценивают относительный внутренний КПД цилиндров (_oi^ЦВД=0,82…0,87; _oi^ЦСД=0,86…0,92; _oi^ЦНД=0,78…0,83);

2. по значению р₂=р_к в конце процесса расширения определяют удельный объем v₂;

3. задаются потерями с выходной скоростью Н_вс (для мощных турбин 20…40 кДж/кг) и определяют значение средней скорости с₂=

4. вычисляют число М_с2=с₂/а₂, значение которого должно быть меньше 0,75…0,85. Скорость звука а₂=, гдепоказатель адиабаты k находят с учетом влажности водяного пара (k=1,1…1,12);

5. определяют аксиальную площадь ₂=d₂l₂. Для обеспечения умеренных напряжений в рабочих лопатках принимаются значения ₂=4-6 м²;

6. 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);

7. определяют средний диаметр ступени ;

8. вычисленная длина рабочей лопатки l₂=d₂/₂ сопоставляется и корректируется в соответствии с длиной лопатки заводского исполнения.