книги из ГПНТБ / Нигматулин И.Н. Тепловые двигатели учеб. пособие

рис. 1-36, б представлена схема парораспределения турбины с соп­

При изменениях нагрузки турбины регулирующие клапаны после­ довательно открываются или закрываются. Поэтому степень парци­ альное™ впуска регулирующей ступени изменяется в зависимости от числа открытых клапанов.

В пределах открытия каждого регулирующего клапана происхо­ дит дросселирование пара, что вызывает потери. Так как при сопло­ вом парораспределении через каждый регулирующий клапан про­ ходит лишь часть общего количества пара, то потери от дросселиро­

Обводное парораспределение. В турбинах с сопловым парорас­ пределением иногда применяются внутренние и внешние обводы пара для повышения их мощности. При этом пар может подводиться как в камеру регулирующей ступени через клапан 6, так и к соплам треть­ ей или даже четвертой ступени через клапан 5 (рис. 1-36, в). При такой схеме парораспределения клапаны 6 и 5 могут открываться почти одно­ временно.

В турбинах с сопловым парораспределением может применяться и внутренний обвод пара, обычно из камеры регулирующей ступени через две-три ступени (клапан 6, рис. 1-36, г).

§1-23. Давление и расход пара в ступенях турбин

ираспределение теплопадений при переменном режиме

Изменение расхода пара через турбину вызывает перераспреде­ ление давлений и теплоперепадов в ее ступенях. Флюгель установил аналитическую зависимость между расходом и давлениями в ступе­ нях турбины. В общем виде эта зависимость для скоростей пара в соплах ниже критических выражается уравнением

ственно при расчетном и рассматриваемом режимах; р2о> Рг— давления

80

для тех случаев, когда площади всех проходных сечений рассматривае­ мой турбины или ее группы ступеней сохраняются неизменными.

Уравнение (1-152') показывает, что давление в ступени изменяет­ ся прямо пропорционально расходу пара. Таким образом, изменение давлений в ступенях конденсационной турбины с глубоким вакуумом

с ухудшенным вакуумом в зависимости от расхода пара определяется по (1-151) или приближенно по (1-152). Если эти уравнения для раз­ личных G при р 2 = р 2 о= const решать относительно р ь то получаем

р4 - ! / ( 7 у г 1 0 ) (G/G0)HPI-P22U) + PL

Если для различных значений G подсчитать давления в ступенях турбины по одному из указанных уравнений и построить графики за­ висимости pt от G, то получим семейство кривых линий с началом в точке б (рис. 1-38, б). На этом графике нанесены кривые изменения давлений только для четырех ступеней турбины. В точках б ь б2,

81

б3 и б4 даны расчетные давления, а в точках б / , бг', б3' и <54'— давле

ния при G m a x .

Часто при расчетах приходится определять расход пара через тур­ бину или группу ступеней при неизменном начальном давлении для

Если положить, согласно принятому условию, P i = Рю= const, то для различных давлений р 2 по одному из указанных уравнений мож­

противодавления. При этом расходе пара через турбину в выходном сечении сопел или рабочих лопаток последней ступени турбины уста­

82

няется G m i n .

Глава 1-6.

РЕГУЛИРОВАНИЕ, З А Щ И Т А , МАСЛОСНАБЖЕНИЕ

ИКОНСТРУКЦИЯ К О Н Д Е Н С А Ц И О Н Н Ы Х ТУРБИН

§ 1-24. Регулирование турбин

Механическая работа вращения вала турбины превращается в электрическую энергию в генераторе и от его зажимов передается потребителю. Таким образом, изменению нагрузки на зажимах гене­ ратора должно соответствовать определенное изменение механичес­ кой работы на валу турбины.

Турбина должна устойчиво работать на всем диапазоне изменения нагрузок от холостого хода до максимальной мощности. Так как между любой мощностью на валу турбины и расходом пара устанавливается вполне определенное соотношение, то изменение нагрузки на валу должно вызывать соответствующее изменение расхода пара через тур­ бину при сохранении его расчетных параметров. При установившейся нагрузке турбины между расходом и вращающим моментом на валу поддерживается постоянное соотношение. При изменении нагрузки турбины возникает несоответствие между вращающим моментом и расходом пара, что приводит к изменению числа оборотов ротора. Число оборотов турбины будет изменяться до тех пор, пока не придут в действие органы регулирования, изменяющие расход пара через турбину, и пока не установится нужное соответствие нагрузки и вра­ щающего момента.

Общий вид уравнения моментов для роторов турбогенератора мож­ но записать в таком виде:

где Ме— вращающий момент на муфте турбины, Н-м; Мэ— электри­ ческий момент на зажимах генератора, Н-м; Мп— тормозящий момент из-за потерь в подшипниках и тепловых потерь в генераторе, Н-м; Ут , / г — моменты инерции роторов соответственно турбины и генера­ тора, Н-м-с2 ; da/dt— угловое ускорение роторов (da — бесконечно малое приращение угловой скорости), 1/с2.

При установившемся режиме работы турбины (постоянное число

83

где Ne— эффективная мощность на муфте турбины, кВт; N3 — элек­ трическая полезная мощность, снимаемая с зажимов генератора, кВт; N„— потери мощности в подшипниках и тепловые потери в генера­ торе, кВт.

Вал турбины

ротов турбогенератора растет. Таким образом, любое изменение внеш­ ней нагрузки сопровождается изменением числа оборотов турбины (скорости вращения роторов). Задачей скоростного регулирования является автоматическое восстановление равенства (1-155) при любых изменениях нагрузки N3.

В турбинах с автоматическим регулированием органы парораспре­ деления связаны с регулятором числа оборотов турбины, т. е. с регу­ лятором скорости. Передача импульса от изменения числа оборотов турбины к распределительным органам осуществляется различными способами. Управление органами парораспределения обычно осуще­ ствляется регулятором числа оборотов, действие которого основано на

84

увеличении числа оборотов турбины грузы т регулятора под действи­ ем центробежных сил расходятся, перемещаясь по дуге радиуса АО на расстояние zt . Муфта регулятора при этом перемещается вверх из точки с в точку Ci на величину z. При понижении числа оборотов, на­ оборот, грузы регулятора сближаются и муфта опускается вниз. Пе­ ремещение муфты центробежного регулятора используется для изме­ нения количества поступающего в турбину пара, т. е. для изменения мощности турбины.

Регулятор числа оборотов приводится в движение от вала турбины зубчатой передачей. Импульс от этого регулятора к регулирую­ щим клапанам может передаваться при помощи механических связей (системы рычагов) или посредством гидравлического воздействия (дав­ лением масла). Принцип действия гидродинамических регуляторов, уже получивших значительное распространение, основан на пропор­ циональности давления масла, которое нагнетается центробежным насосом, расположенным на валу, квадрату числа оборотов турбины.

При установившемся режиме работы турбины поршень 8 сервомотора 7 находится в среднем положении. Диски 2 и 3 золотника перекрывают полости поршня, соединяющие его корпус с полостями сервомотора 7. Регулирующий клапан 9 при этом условии находится в фиксирован­ ном положении. Перемещение муфты 5 центробежного регулятора 6 вызывает перемещение дисков 2 и 3. В зависимости от их перемещения

и ее мощность. Одновременно масло из полости Ki стекает через зо­ лотник на слив. Поступление масла в полость Ki вызывает открытие клапана 9 , увеличение расхода пара и повышение мощности турбины,

в средней камере золотника Ко- Перестановочная сила для открытия клапана 9 будет зависеть от размеров поршня 8 сервомотора 7 и дав­ ления масла. Давление масла в системе регулирования принимается обычно 4-=-8 бар. В современных турбинах применяют и более вы­ сокое давление, достигающее 12 4- 20 бар.

Рассмотрим пример действия схемы регулирования при пониже­ нии нагрузки турбины. При уменьшении нагрузки число оборотов вала турбины возрастает. Грузы регулятора, приводимые во вращение через передачу 1, расходятся, и муфта 5 поднимается вверх, переме-

85

щая вверх шарнир Ь, связанный с поршнем золотника, относительно неподвижного в этот момент шарнира с рычага ас. Полость К серво­ мотора соединяется с камерой золотника Ко- Масло под давлением поступает в полость К, и клапан 9 начинает прикрываться. Масло из полости Ki через нижний канал идет на слив. При этом шарнир с рычага ас опускается вниз теперь уже относительно неподвижного

Гайка для регу­ лирования натя­ жения пружины

шарнира а, увлекая за собой поршень золотника. Как только диски 2 и 3 снова займут среднее положение, поступление масла в полость К прекратится и регулирующий клапан 9 займет новое положение. Рас­ ход пара через турбину, а соответственно и мощность уменьшатся. Число оборотов вала турбины несколько возрастет. Рычаг ас на­ зывается рычагом обратной связи, так как с его помощью всегда вос­ станавливается среднее положение поршня золотника.

86

Схема регулирования с поворотным сервомотором. В турбинах с сопловым регулированием часто применяются поворотные серво­ моторы. Схема регулирования с поворотным сервомотором представ­ лена на рис. 1-41. Масло по выходе из масляного зубчатого насоса разветвляется на два потока: под давлением 4,9 бар (маслопровод / ) оно поступает в систему регулирования через золотник сервомотора,

Рис . 1-42. Схема регулирования с гидравличес­ кими связями

а через редукционный клапан, понижающий давление до 1,36 бар, по маслопроводу 2 направляется к подшипникам. При поступлении масла к сервомотору крыльчатый поршень совершает вращательное движение относительно оси сервомотора. На валу сервомотора за­ креплен специально спрофилированный кулачок, поворот которого и обеспечивает открытие или закрытие регулирующего (группового) клапана. Поршень сервомотора поворачивается под давлением масла, распределяемого золотником. Возвращается золотник в среднее положение по окончании процесса регулирования при помощи кулач­ ковой улитки, действующей на рычаг регулятора через рычажную обратную связь.

Закрепление на валу сервомотора нескольких кулачков со спе­ циальными профилями по числу регулирующих клапанов дает воз­ можность обеспечить нужную последовательность их открытия при возрастании нагрузки и закрытия при понижении нагрузки турбины.

87

Схема регулирования с гидравлической передачей. В схемах ре­ гулирования с гидравлической передачей отсутствуют рычажные связи (рис. 1-42). С муфтой центробежного регулятора 5, приводимого в движение через передачу 4, жестко связан золотник 8 с косым или прямым срезом. При изменении числа оборотов турбины золотник 8 перемещается вниз или вверх, увеличивая или уменьшая сечение окна в буксе 7 для слива масла через трубку 6. В связи с этим давление масла под поршнем 10 сервомотора с проточным золотником понижает­ ся или возрастает, а регулирующий клапан 12 соответственно прикры­ вается или открывается. Масло к зубчатому насосу 3 поступает из бака 2 через сетку и приемный маслопровод 1. По выходе из насоса 3 масло поступает в систему регулирования через установочный кла­ пан И, а в систему смазки —через ограничительную диафрагму 14. Масло, поступающее в систему регулирования, разветвляется на два потока: один поступает на слив через окно в буксе 7, а другой — под поршень сервомотора, сливаясь затем через второй установочный клапан П. Положение обоих установочных клапанов 11 фиксируется при настройке работы регулирования. На нагнетательном маслопро­ воде установлен предохранительный клапан 13, стравливающий часть масла на слив к подшипникам через дроссель 14 при избыточном дав­ лении. Пружина 9 регулирующего клапана 12 находится в сжатом положении и всегда стремится закрыть его. Открывается клапан 12 под давлением масла, преодолевающего силу сжатия пружины. Дав­ ление масла под поршнем 10изменяется при изменении нагрузки, числа оборотов турбины, что и обеспечивает работу регулирующего клапана.

Рассмотрим действие системы регулирования при увеличении на­ грузки турбины. В этом случае муфта центробежного регулятора и золотник 8 переместятся вверх. Сечение для слива масла в буксе 7 уменьшится. Давление масла под поршнем 10 возрастет и клапан 12 приоткроется. Расход пара через турбину и ее мощность увеличатся.

Такая схема регулирования применяется фирмой «Броун-Бовери».

можно осуществлять, устанавливая соответствующее число регули­ рующих клапанов, на поршни которых действуют пружины с различ­ ной жесткостью. Жесткость пружин рассчитывается так, чтобы при изменении нагрузки обеспечить последовательное открытие или за­ крытие регулирующих клапанов. Основным преимуществом регу­ лирования турбин с гидравлическими связями является отсутствие рычажных сочленений, а значит и трения, ухудшающего работу ре­ гулирования.

Схема гидродинамического регулирования конденсационных тур­ бин КТЗ. На переднем конце ротора турбины закреплен главный центробежный масляный насос 4, который одновременно является насосом и регулятором (рис. 1-43). Из масляного бака 3 инжектором 2 масло подается в систему смазки подшипников, к которым посту­ пает масло и из системы регулирования по сливной линии 9. Из слив­ ной линии 9 оно может поступать к насосу-регулятору 4. Верхняя

88

полость трансформатора давления 5 соединена с полостью всасываю­ щей линии насоса 4. Напорная линия насоса соединяется с нижней полостью цилиндра трансформатора 5. Следовательно, при устано­ вившейся электрической нагрузке турбины в импульсной 8 и напор­ ной линиях устанавливаются постоянные давления. При этом золот­ ник трансформатора 5 является неподвижным, так как разность между

давлениями нагнетания и всасывания уравновешивается цилиндри­ ческой пружиной трансформатора 5. К нижним частям золотников 6 и сервомотора 7 масло поступает из импульсной линии 8 через дрос­ сельную диафрагму 10. Нагрузка турбины изменяется от изменения давления в импульсной линии 5. Например, при уменьшении электри­

давления 5 и главного сервомотора 6 поднимаются вверх. Верхнее ок­ но главного сервомотора 7 соединяется с нижней камерой отсечного золотника 6, и масло идет в систему маслопроводов на всасывающую линию насоса-регулятора 4. Клапаны закрываются (показано стрел­ кой вверху главного сервомотора), и снова восстанавливается рабочее число оборотов турбины.

Все органы регулирования выполнены в одном блоке, который уста­ навливается на крышке упорного подшипника. Схема регулирования

89