19.2 Условия работы последних ступеней в переменных режимах

Начиная с режима, в котором при уменьшении р_к в одной из решеток последней ступени будет достигнута скорость звука, дальнейшее снижение давления за ступенью не будет влиять на давления и скорости пара во всех решетках, расположенных вверх по проточной части от критического сечения.В дозвуковом потоке возмущения передаются и вверх по потоку изменение р_к будет отражаться как на давление р_о перед ступенью, так и на давление p₁ за сопловой решеткой. При понижении давления р₂ за ступенью(f= р_к) возможно увеличение расхода водяного пара через ее каналы и, соответственно, мощность ступени только до определенного уровня..

20 Закон Стодола-Флюгеля и правила его использования в оценках распределения давлений и теплоперепадов при изменении режима работы. Изменение расхода водяного пара через турбину вызывает перераспределение давлений и теплоперепадов по ее ступеням.Зависимость между расходом водяного пара и начальным р₀ и конечным р₂ давлениями для отсека: .

В данной зависимости) величинам, характеризующим исходный режим, присвоен дополнительный индекс «0». Здесь Т₀ – температура водяного пара перед группой ступеней. Если какая-либо ступень работает с критической скоростью, то давление за ступенью уже не влияет на расход (G_=0,667F_) и тогда зависимость приобретает вид: .

Для конденсационных турбин, где p₂=p_к<<p_o, зависимость (13.9) приобретает наиболее простой вид.

Часто полагают, что температура пара перед группой ступеней остается постоянной (Т₀=Т₀₀) и тогда изменение расхода прямо пропорционально давлению водяного пара: .Для группы ступеней конденсационной турбины расход пропорционален давлению перед ней, даже если в ступени не возникает критических скоростей.

с докритическими скоростями , отношение давлении за ступенью р_IIи до ступенир_I

.

1. Влияние начального давления (вывод)

При незначительном отклонении давления свежего пара р₀ от номинального значения р₀ (t₀=const) изменение внутренней мощности турбины определяется из выражения:

.

Введем коэффициенты, характеризующие изменение мощности турбины при отклонении давления р₀, обусловленные, соответственно, изменениями расхода водяного пара G, располагаемого теплоперепада Н₀ и относительного внутреннего КПД _oi с их оценкой, принятой в инженерных расчетах:

,

где р₂, v_2t – давление и теоретическое значение удельного объема пара за последней ступенью турбины. Тогда выражение после преобразований примет следующий вид:

.

Следует, что для всех турбин, не имеющих регулируемых отборов, в том числе и для турбин с промежуточным перегревом пара, приращение мощности пропорционально изменению давления р₀. При полностью открытых клапанах увеличение начального давления вызывает перегрузку и снижение надежности всех ступеней турбины и особенно последней, за которой давление р₂ сохраняется неизменным. Поэтому ограничивают расход пара так, чтобы давление в камере регулирующей ступени не превышало допустимого значения. В условиях длительной эксплуатации на повышенном давлении ограничивают ход последнего регулирующего клапана на его открытие, а при кратковременной – вводят в работу ограничители мощности. В турбинах с дроссельным парораспределением при частичных нагрузках изменение начального давления пара при постоянном его расходе через турбину не отражается на ее мощности и режиме работы последней ступени, поскольку это изменение будет компенсироваться в процессе дросселирования пара в регулирующих клапанах.

2. Влияние начальной температуры и температуры промперегрева.

Изменение внутренней мощности турбины при отклонении начальной температуры на t₀ при постоянном давлении р₀ определяется из соотношения .

Внутренняя мощность турбины при расходе Q₀ теплоты на турбоустановку, энтальпии свежего пара h₀ и энтальпии питательной вода h_пв .

При этом в анализ вводятся следующие коэффициенты:

- , учитывающий изменение мощности, вызванное изменением располагаемого теплоперепада турбины;

- , учитывающий изменение затрат теплоты на производство 1 кг водяного пара при изменении начальной температуры;

- , учитывающий влияние температуры свежего пара на_oi турбины;

- , учитывающий изменение мощности, вызванное изменением расхода пара.

Тогда расчетные уравнения представляются:

1. при постоянстве расхода теплоты на турбоустановку (Q₀=const)

;

2. при постоянно открытых регулирующих клапанах (F_кл=const)

;

3. при постоянном расходе пара (G=const)

.

В практике приведенные ранее коэффициенты влияния определяются следующим образом:

Тогда, например, изменение мощности при постоянном расходе пара и отклонении его начальной температуры Т₀ на t₀ вычисляется по выражению

.

Повышение температуры свежего пара вызывает следующие явления:

1. увеличение тепловых расширений и деформаций элементов турбины, что приводит к повышенному уровню ее вибрации;

2. понижение прочностных свойств металла из-за ползучести (увеличение размеров паропроводов, клапанных коробок, рабочих лопаток и пр.) и релаксацию напряжений (ослабление посадки дисков на вал, уменьшение напряжений в шпильках горизонтального разъема корпуса турбины);

3. перегрузку лопаточного аппарата регулирующей ступени из-за увеличения ее теплового перепада.

3. Влияние конечного давления и универсальная кривая поправок на вакуум

В процессе эксплуатации конденсационных турбин давление р_к в конденсаторе изменяется в зависимости от времени года, изменения паровой нагрузки конденсатора, загрязнения его трубок, ухудшения вакуумной плотности и ряда других причин. При этом изменяются располагаемый теплоперепад турбины и относительный внутренний _oi ее последних ступеней, потери с выходной скоростью и расход пара в конденсатор, а также степень влажности водяного пара в ЧНД турбины. При этом изменение конечного давления в основном сказывается на режиме работы последних ступеней.

Различают два возможных случая работы последних ступеней:

1. режим с докритическими скоростями истечения пара из рабочей решетки (_к=р_к/р_2кр1);

2. режимы при критическом и сверхкритическом истечении с дополнительным расширением пара в косом срезе решетки (_к=р_к/р_2кр1).

Критическое давление, устанавливающее границу между этими режимами, определяется выражением: р_2кр = G_ка_/(хF₂) = 0,32810^-3G_к/F₂, МПа где G_к – расход пара через последнюю ступень ЦНД турбины, кг/с; а_ - значение критической скорости истечения, определяемое параметрами пара за последней ступенью; х – показатель изоэнтропы влажного водяного пара; F₂ – площадь горловых сечений на выходе из рабочей решетки последней ступени.

Пусть при докритическом режиме давление в конденсаторе увеличилось с расчетного значения р_к0 до р_к (ухудшился вакуум в конденсаторе). Это приведет к уменьшению теплового перепада турбины на Н₀, изменениям влажности пара, потерь с выходной скоростью Н_вс в последней ступени.В результате уменьшение внутренней мощности турбины составит:

N_i = N_i - N_i0 = - (G_к0 + G_к) H_i + H_i0G_к,

где Н_i0 и Н_i – соответственно, использованный теплоперепад группы ступеней части низкого давления турбины за последним нерегулируемым отбором пара в расчетном режиме и изменение этого теплоперепада; G_к0 – расход пара в конденсатор в исходном режиме, а G_к – его изменение.

Изменение использованного теплового перепада турбины H_i = (1 - y_ср)(H₀_oi - H_вс), где _oi – относительный внутренний КПД процесса расширения пара в интервале между изобарами р_к и р_к0 без учета потерь от влажности и с выходной скоростью; y_ср – среднее значение степени влажности пара, определяемое по h,s- диаграмме.