Пособие АЭС Зорин

Для уменьшения эрозионного воздействия влаги применяют раз-

личные способы (кроме внешней сепарации):

•внутриканальное влагоудаление — при этом способе влага, оседающая на поверхностях лопаток, отводится через специальные щели (чаще применяется в сопловых лопатках);

•периферийное влагоудаление — способ, при котором влага, отбрасываемая к периферии ступени за счет инерционных сил, улавливается в специальных камерах-ловушках и затем удаляется из проточной части; очевидны целесообразность сочетания конструктивных приемов периферийного влагоудаления с отборами пара на регенерацию и другие нужды;

•использование эрозионно стойких материалов, упрочнение поверхности лопаток, применение защитных покрытий.

Эти способы позволяют обеспечить достаточную стойкость лопаток при окружных скоростях 560—580 м/с и влажности за турбиной 8—9 %, а при пониженных скоростях — при влажности 12—14 %.

В табл. 19.1 приведены характеристики лопаток последних ступеней, созданных в ОАО ЛМЗ, ОАО «Турбоатом» и ОАО ТМЗ, а также некоторые условия их работы. Конечные влажности в таблице указаны для потока на входе в конденсатор, после его торможения в выхлопном патрубке. На выходе из последней ступени влажность может быть на 1—2 % больше.

19.2. Особенности основных выбираемых параметров

влажнопаровых турбин АЭС

Турбины насыщенного пара отличаются от турбин перегретого пара низкими начальными параметрами. Начальное давление, принимаемое в настоящее время равным 6—7 МПа, и отсутствие начального перегрева пара диктуются характеристиками паропроизводительной установки и основного ее элемента — водоохлаждаемого реактора. Располагаемый теплоперепад оказывается существенно меньше по сравнению с турбинами, работающими на перегретом паре. Увеличивается расход пара на турбину при сохранении той же мощности, возникают дополнительные сложности в организации паровпуска и перепуска пара между цилиндрами. Существенно (в 1,5—2 раза) возрастают площади поверхностей теплообмена в конденсаторах и расход охлаждающей воды, что отмечалось при рассмотрении конденсационных установок в гл. 14. Появляется необходимость в промежуточных сепараторах и пароперегревателях, в результате установки которых располагаемый теплоперепад в определенной мере увеличивается.

353

При заданной мощности проектируемого энергоблока (и мощности реактора) число турбоагрегатов в блоке зависит от единичной мощности турбины. В общем случае мощность турбины определяется следующими факторами:

1)располагаемым теплоперепадом, т.е. совокупностью начальных, промежуточных и конечных параметров пара;

2)аэродинамическим совершенством проточной части, т.е. внутренними относительными КПД ступеней, отсеков и цилиндров;

3)пропускной способностью проточной части, которая, как пра-

вило, лимитируется суммарной площадью выхлопов, зависящей

в свою очередь от числа выхлопов и геометрических характеристик

лопаток последней ступени;

4)предельно допустимым числом сочленяемых роторов (валов), т.е. числом цилиндров;

5)частотой вращения.

Все перечисленные факторы являются варьируемыми, т.е. по своей сути — управляемыми параметрами, устанавливаемыми при проектировании паропроизводительной установки, турбины и ПТУ в целом. Результаты расчетных исследований максимальной мощности турбин насыщенного пара с начальным давлением около 6,5 МПа, которые проводились при разных значениях перечисленных факторов, даны в табл. 19.2.

При одной и той же мощности и одинаковых параметрах пара уменьшение частоты вращения, как правило, приводит к сокращению длины турбоагрегата, но диаметр его увеличивается. Значительно возрастает торцевая площадь последней ступени, что позволяет уменьшить число выхлопов. Повышаются расход металла и трудоемкость изготовления агрегата. Значительно возрастают габаритные размеры и масса электрогенератора. КПД проточной части

Таблица 19.2

Ориентировочные значения максимальной мощности турбоагрегатов на насыщенном паре, МВт [4]

354

тихоходных турбин может быть несколько выше, чем быстроходных, за счет большей высоты лопаток. Однако особенности конструктивного выполнения быстроходных и тихоходных турбин приводят к тому, что их внутренние относительные КПД оказываются примерно одинаковыми. В повышении тепловой экономичности тихоходных турбин на насыщенном паре определенное значение имеет возможность применения оптимального разделительного давления (давления установки СПП — см. гл. 18) из-за большей допустимой конечной влажности. Бесспорным преимуществом меньшей частоты вращения является возможность достижения больших единичных мощностей, что видно из табл. 19.2. При этом следует иметь в виду, что переход на агрегаты с уменьшенной частотой вращения требует существенной перестройки технологии их производства.

Еще один варьируемый параметр при проектировании турбины — это тип парораспределения, оказывающий влияние на внутренний относительный КПД первой ступени. Наиболее часто используются дроссельное и сопловое парораспределения. При дроссельном парораспределении уменьшение мощности турбоагрегата производится дросселированием полного расхода пара в регулирующих клапанах турбины. При этом уменьшаются расход и давление пара, подводимого к первой ступени.

При сопловом парораспределении пар к первой ступени подводится через несколько групп сопл (три-четыре). Регулирование мощности производится уменьшением (или увеличением) расхода пара в одной из групп вплоть до прекращения подачи его в эту группу. Через другие группы пар проходит без дросселирования. За счет

этого уменьшаются потери и возрастает η первой ступени при

оi

работе турбины на частичных нагрузках. При работе на расчетной номинальной мощности наибольшая экономичность первой ступени (и турбины в целом) обеспечивается при дроссельном парораспределении. Следовательно, для турбин, предназначенных для работы в базовом режиме, дроссельное парораспределение предпочтительнее, что и было реализовано при создании турбин для АЭС.

Альтернативой указанным способам парораспределения является работа турбины на скользящем давлении: регулирование мощности ПТУ производится изменением параметров пара в ППУ. Применение этого способа на ТЭС дало положительные результаты для турбоагрегатов с дроссельным парораспределением и при условии незначительного изменения температуры пара во избежание нежелательных температурных напряжений и деформаций. Однако для эффективной работы на скользящем давлении необходимы дополнительные исследования и проектирование оборудования ППУ и ПТУ с учетом этого фактора.

355

19.3. Внутренний относительный КПД

Внутренний относительный КПД η турбинной ступени, цилин-

оi

дра или турбины в целом определяется как отношение использован-

ного теплоперепада к располагаемому [23, 24]. Данное определение

тождественно другому — отношению внутренней работы, совершае-

мой паром, к максимально возможной его работе, но при условии

постоянства расхода пара в ступени или цилиндре.

Располагаемый теплоперепад ступени есть разность энтальпий

перед ступенью h и за ней h в предположении идеального (обрати-

02t

мого изоэнтропного) расширения пара, т.е. расширения при беско-

нечно малой скорости.

Процесс расширения пара в турбинной ступени в h, s-диаграмме

показан на рис. 19.6. Энергия пара, подводимого к ступени, которая

s

Рис. 19.6. h, s-диаграмма процесса расширения пара в турбинной ступени:

0 - 1 — в сопловой решетке; 1-2 — в рабочем колесе

356

теоретически может быть преобразована в работу, складывается из

его энтальпии h и кинетической энергии:

0

пия условно заторможенного потока (энтальпия торможения), по которой рассчитывается располагаемый теплоперепад ступени по параметрам торможения:

Реальный процесс расширения пара отличается от изоэнтропного,

происходит до того же конечного давления р , но с увеличением энт-

2

ропии за счет теплоты диссипации (потерь от трения). Энергия пара на выходе из рабочих лопаток ступени также есть сумма энтальпии и кинетической энергии, которая в данной ступени полезно использоваться уже не может. Внутренняя работа ступени равна использованной энергии пара:

по сути это есть рабочий теплоперепад в ступени, рассчитанный по

Если за рассматриваемой ступенью расположена следующая, то параметры пара на входе в нее будут определяться точкой в треу-

гольнике 2- 2 -3 (см. рис. 19.6): в точке 2 , когда скорость потока с

2

полностью используется в следующей ступени (торможения потока между ступенями нет); в точке 3 — при полном торможении потока без восстановления давления; в одной из точек линии 2 -3 или несколько выше [см. формулу (19.4)] либо ниже нее в зависимости от конструктивных особенностей и степени торможения потока, которое может быть вызвано, например, наличием камеры отбора пара из турбины. При этом энтальпия выводимого из турбины пара будет равна энтальпии практически полностью заторможенного потока, т.е. будет больше, чем энтальпия пара на выходе из ступени

(при скорости пара с = 200 м/с теоретическое повышение энтальпии

2

равно 20 кДж/кг). Если рассматриваемая ступень — последняя в цилиндре турбины или отделена от последующей большой камерой, то кинетическая энергия потока уже использована быть не может и является потерей с выходной скоростью

h= c2 ⁄ 2 .

в.с 2

357

Параметры пара, отводимого от цилиндра, определяются точкой 3

может быть определен, если проведен ее расчет, являющийся частью теплового поступенчатого расчета турбины или ее цилиндра. Результатами такого расчета являются параметры пара в проточной части, располагаемые и использованные (рабочие) теплоперепады всех ступеней, а также их мощности. Суммированием этих мощностей рас-

вом приближении может быть определен по заданным параметрам пара перед ним (скорость пара, подводимого к первой ступени, принимается равной нулю) и по давлению на выходе в предположении изоэнтропного расширения пара. Для более точного расчета необходимо знать располагаемые теплоперепады всех ступеней цилиндра:

Использованный теплоперепад цилиндра есть сумма использован-

ных теплоперепадов его ступеней ( h = ΣΔh ), а его внутренний

относительный КПД рассчитывается в соответствии с определением:

Внутренний относительный КПД всей турбины η формально

оi т

может быть рассчитан по аналогичной формуле. Однако принято его определять как средневзвешенное по мощностям значение внутренних относительных КПД цилиндров:

η= ----------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------- ,

оi т

iЦBД iЦCД ЦHД iЦHД

где n — число ЦНД.

ЦНД

Данный показатель не является обязательной характеристикой экономичности проточной части турбины и нередко называется мощностным КПД.

Турбина — основной механизм (двигатель) электростанции, в котором потенциальная энергия пара преобразуется в работу. Эффективность этого преобразования полностью определяется внутренним относительным КПД. В то же время его точное значение, устанавливаемое после изготовления и испытания турбины, как правило, не совпадает с рассчитанным при проектировании турбины, в частности при проведении ее теплового поступенчатого расчета. Но и рассчитанное

358

при проектировании значение может быть получено лишь после расчета тепловой схемы ПТУ, когда становятся известными расходы пара из отборов турбины и давления в точках отбора.

Возникает такая ситуация: для расчета тепловой схемы необходимо знать внутренний относительный КПД турбины или внутренние относительные КПД ее цилиндров, которые определяются расчетом самой турбины, а расчет турбины невозможен, пока не рассчитана тепловая схема ПТУ. Такая ситуация, предопределяющая необходимость итерационных расчетов, не является уникальной. Например, для расчета тепловой схемы нужны гидравлические сопротивления теплообменных аппаратов, входящих в ее состав, а сами сопротивления могут быть определены только расчетами этих аппаратов, для которых необходимы расходы сред и их параметры на входе и выходе, определяемые расчетом тепловой схемы. Однако

влияние значения η на результаты расчета тепловой схемы несоиз-

оi

меримо больше, чем гидравлических сопротивлений или некоторых других характеристик элементов оборудования.

В настоящее время нет точной методики определения внутреннего относительного КПД, пока турбина не создана. Значит и расчеты, в которых требуются параметры пара, отводимого из отборов турбины, будут иметь постоянный источник неопределенности получаемого решения. Здесь нужно отметить, что при сравнительном анализе результатов вариантных расчетов значение названного

«источника неопределенности» может быть заметно меньше.

Для определения внутреннего относительного КПД цилиндров при проведении первых расчетов тепловой схемы ПТУ пользуются приближенными (оценочными) формулами, в том числе для регулирующих ступеней с сопловым парораспределением, которые здесь не

приводятся (см. [11, 24]).

Для сомкнутой группы ступеней ЦВД и ЦСД с полной потерей ско-

рости на выходе из последней ступени формула для КПД имеет вид

D = (D + D ) / 2 — средний расход пара через группу ступеней, кг/с,

при проведении первого расчета тепловой схемы оценивается тем или

359

перед группой ступеней и за ней; h — располагаемый теплоперепад,

0

кДж/кг, определяемый по параметрам пара перед первой ступенью и

давлению за последней; hвл — часть h в области влажного пара;

00

y= (y + y )/2 — средняя влажность пара; если на вход в первую сту-

коэффициент, определяющий степень влияния влаги, значение которого может быть принято равным 0,82 в случае обычного периферийного влагоудаления, 0,72 — при наличии отборов пара и 0,68 — при развитой системе внутриканального влагоудаления.

Под группой обычно понимают все ступени цилиндра, кроме регулирующей. Но есть и исключения: например, для ЦВД с петлевым потоком пара (пар подается в середину цилиндра, проходит группу ступеней, перепускается снова в середину цилиндра и проходит вторую группу в противоположном направлении) расчет следует производить для двух групп; также по группам проводится расчет в случае скачкообразного изменения корневого (наименьшего) диа-

метра ступеней.

По (19.1) оценивается КПД группы ступеней для частоты враще-

Для группы ступеней низкого давления при частоте вращения

–1

50 с рекомендуется другая формула:

— потери с выходной скоростью из последней ступени, кДж/кг;

h— располагаемый теплоперепад группы ступеней низкого

0 ЦНД

давления, кДж/кг; D и v — расход (в расчете на один выхлоп), кг/с,

к к

3

и удельный объем, м /кг, пара за последней ступенью; Ω — кольце-

отношение среднего диаметра к высоте лопатки последней ступени.

–1

При частоте вращения 25 с значение КПД, полученное по (19.3), увеличивается на 0,01.

360