4.2 Выбор конструкции проточной части. Предельная мощность однопоточной турбины

Для расчета и выбора конструкции турбины задают: номинальную-электрическую мощность турбогенератора N_э; начальные пара­метры пара —давление р₀ и температуру t₀; температуру t_пп и давление р_пп пара после промежуточного перегревателя; давле­ние отработавшего пара р₂(р_к); температуру питательной воды t_пв. В большинстве случаев частоту вращения n также считают заданной величиной.

После выбора и расчета тепловой схемы паротурбинной уста­новки получают расходы пара во всех ступенях, а также в реге­неративных подогревателях. Для достижения высокой экономич­ности турбины ее ступени должны быть рассчитаны на оптималь­ное отношение скоростей u/c_ф. Кроме того, следует избегать парциального подвода пара в ступенях, если высота сопловых и рабочих лопаток достаточна.

Необходимость срабатывания большого теплоперепада приводит к росту числа ступеней паровой турбины. Кроме того, между опорами турбины возрастает расстояние и возможна значительная деформация ее корпуса под действием веса и эксплуатационных нагрузок. Поэтому мощные конденса­ционные турбины имеют несколько цилиндров; по одному высокого (ЦВД) и среднего (ЦСД) и двух- трех двухпоточных низкого (ЦНД) давления. При выборе количества ци­линдров турбины не следует забывать, что многоцилиндровые турбины дороже одноцилиндровых.

Конструкция ступеней турбины в большой степени зависит от объемного расхода пара — произведения его массового расхода на удельный объем, т. е. Dv. В конденсационных турбинах ТЭС и АЭС удельный объем пара по потоку может увеличиваться в 1000—2500 раз. Современные конденсационные турбины имеют четыре группы ступеней: регулирующую; первые нерегулируемые, работающие при малых объ­емных расходах пара; промежуточные, в которых объемные рас­ходы достаточно велики; последние, работающие в части низкого давления мощных конденсационных турбин при очень большом объемном расходе пара.

Регулирующая ступень — это первая ступень турби­ны при сопловом парораспределении. При дроссельном парорас­пределении эта ступень отсутствует. Способы парораспределе­ния, в том числе сопловое и дроссельное, будут подробно рассмотрены в разделе 5.3. Что касается других групп ступеней, то при­веденная классификация довольно условна, но при расчетах и конструировании этих ступеней имеется ряд особенностей, кото­рые оправдывают ее.

Выбор типа регулирующей ступени (одновенечная или двухвенечная) зависит от ее теплоперепада Hо, который, в свою оче­редь, определяют, учитывая особенности переменного режима работы турбины. Экономичность двухвенечной ступени ниже, чем одновенечной, но ЦВД такой турбины проще и дешевле, так как существенно снижается температура в камере регулирующей ступени и уменьшается число ступеней. Кроме того, существенно уменьшается утечка через переднее концевое уплотнение. В со­временных мощных паровых турбинах ТЭС в качестве регулиру­ющей применяют одновенечную ступень, так как преимущества высокого теплоперепада по технико-экономическим расчетам не оправдывают снижения КПД.

П

(4.1)

ервые нерегулируемые ступени турбин не­большой мощности (ступени с малым объемным пропу­ском пара) трудно выполнить с лопатками достаточной высоты, которую определяют по формуле

.

Высота лопаток может быть увеличена применением решеток с малыми углами выхода (α_1э= 11-12° — для активных и α_1э = = 14-15°— для реактивных ступеней), уменьшением среднего диаметра d (что увеличивает число ступеней) и введением парциалыюсти е< 1.

Промежуточные ступени и первые нерегу­лируемые ступени мощных турбин имеют срав­нительно большие объемные расходы пара, а, следовательно, от­носительно высокие лопатки, однако не предельной высоты. В этих ступенях относительно легко обеспечить высокий КПД и достаточную механическую прочность и жесткость ло­паток и дисков.

Последние ступени мощных конденсацион­ных турбин имеют лопатки большой высоты, механическая прочность которых поэтому предельна. Размерами последней ступени определяется предельный расход пара через нее и предельная мощность одного потока конденсацион­ной турбины. Предельная мощность однопоточной турбины

(4.2)

г

(4.3)

деD_к — расход пара в конденсаторе; m= 1,1-1,25 — коэффици­ент, учитывающий выработку мощности потоками пара, отби­раемого для регенеративного подогрева питательной воды. Расход пара можно определить по формуле

.

Учитывая, что угол выхода абсолютной скорости с₂, выбирают α_2≈90° и, обозначим через Ω = πd₂l₂ осевую (кольцевую) площадь выхода из ступени, получим

. (4.4)

Скоростью с₂ определяется потеря энергии с выходной скоро­стью в последней ступени ΔH_вс = с₂²/2, которая существенно ска­зывается на КПД всей турбины. Удельный объем пара v₂ зависит от давления в конденсаторе р_к и характеристики выхлопного па­трубка. При технико-экономических расчетах параметров с₂ и v₂ учитывают, с одной стороны, экономию теплоты при снижении давления р_к и уменьшении скорости с₂, а с другой — удорожание конденсационной установки и самой турбины при работе на более глубоком вакууме. Обычно давление р_к выбирают от 3,5—5 до 9 кПа, а потери с выходной скоростью ΔH_вс от 20 до 50 кДж/кг (при с₂ = 200-300 м/с). При заданной частоте вра­щения ротора максимальная кольцевая площадь ступени Ω ог­раничивается прочностью рабочих лопаток.

В корне лопаток постоянного сечения напряжения растяже­ния

, (4.5)

где С_л— центробежная сила, F_л— площадь профиля и ρ_м —плотность материала лопатки; ω и n— угловая скорость и ча­стота вращения ротора турбины.

Обычно рабочие лопатки последних ступеней выполняют с уменьшающимся к периферии сечением профиля. Напряжения растяжения этих лопаток в корневом сечении снижается, что учитывается коэффициентом разгрузки K_раз=2,3-2,4. В этом случае напряжения растяжения

, (4.6)

откуда кольцевая площадь ступени

. (4.7)

Подставив площадь Ω из формулы (4.7), расход D_к из фор­мулы (4.4) и скорость в формулу (4.2), получим

(4.8)

.

Значение σ_р определяется допустимыми напряжениями растя­жения материала лопатки, которые у нержавеющей стали равны 450 МПа. При частоте вращения ротора турбины n=50 1/с пре­дельная кольцевая площадь ступени с рабочими лопатками, из­готовленными из нержавеющей стали, Ω= 8,6 м².

Если последние рабочие лопатки изготовить из титанового сплава, то предельная мощность одного потока при n = 50 1/с может достигать 200 МВт. В настоящее время предельные размеры турбинных лопаток из стали и титанового сплава (при n = 50 1/с) соответственно со­ставляют 950—1050 и 1200 мм.

Если выбрана тепловая схема, подобран материал для по­следних лопаток и определены удельный объем v_к и потери с выходной скоростью ∆H_вс, единственным способом повышения мощности одного потока является снижение частоты вращения ротора.

Общая мощность турбины может быть повышена применени­ем нескольких потоков. Необходимо отметить, что число потоков выхлопов пара в конденсатор ограничено, так как турбину более чем с пятью цилиндрами изготовить в настоящее время не удается.