Булкин А.Е. Костюк А.Г. Трухний А.Д. Фролов В.В. Паровые и газовые турбины для электростанций

Периферийная сепарация — способ, при котором влага за счет инерционных сил отбрасывается к периферии ступени, где улавливается специальными камерами с влагозадерживающими выступами, и затем удаляется из проточной части турбины (рис. 4.10). Отвод влаги в область

Рис. 4.10. Периферийная сепарация в ступенях влажного

пара (ЦНД):

а — за соплами последней ступени (ЛМЗ); б — то же (ХТЗ); в —

за рабочими лопатками промежуточной ступени (ХТЗ); г —

то же (ЛМЗ)

пониженного давления сопровождается отсосом некоторого количества пара, что приводит к снижению КПД ступени. При периферийной сепарации влагоудаление осуществляется из зазора за сопловой решеткой (рис. 4.10, а, б) и с рабочих лопаток, а также из зазора за рабочими лопатками (рис. 4.10, в, г).

Следует отметить, что окружная скорость крупнодисперсной влаги за рабочими лопатками, как правило, выше, чем перед ними. Поэтому эффективность влагоудаления за рабочими лопатками существенно выше, чем за сопловыми лопатками. На эффективность периферийной сепарации существенное влияние оказывает давление в потоке. Так, в ЦВД влажно-паровых турбин АЭС эффективность влагоудаления существенно ниже, чем в ЦНД, и, кроме того, снижение аэродинамического качества периферийной части ступени за счет влагоотводящих камер приводит к дополнительным потерям энергии. Поэтому в ЦВД турбин АЭС целесообразно организовывать влагоудаление за ступенями, где производится отбор пара на регенерацию. В ЦВД турбин АЭС эрозионного разрушения рабочих лопаток не наблюдается.

Внутриканальная сепарация — способ, при котором влага, концентрирующаяся на поверхностях лопаточного аппарата турбины за счет сепарации капель в криволинейных каналах решетки, отводится через специальные щели. Внутриканальную сепарацию обычно выполняют в сопловых лопатках (см. рис. 3.54 и 4.11). Щели, через которые отсасывается пленка, соединяют с областью

низкого давления, например с конденсатором, через внутреннюю полость сопловой лопатки. Весьма эффективно располагать щель на выходной кромке сопл. В этом случае практически вся крупнодисперсная влага отводится через щель. При отсутствии сепарации пленка, достигая выходных кромок лопаток, дробится потоком пара на крупные капли, которые, ударяясь о рабочую лопатку, вызывают эрозионный износ и создают тормозной момент на роторе турбины.

Снижение эрозионного износа за счет внутриканальной сепарации наглядно видно из опытов на турбине «Шкода» (рис. 4.11). В части рабочей лопатки, расположенной за щелью (зона II), эрозия практически не заметна, в зоне I, где концентрация влаги невелика, наблюдается небольшое эрозионное разрушение, в зоне III эрозия наиболее интенсивна.

Внешняя сепарация предполагает отвод из турбины всего потока пара к специальному сепаратору, который обычно располагается между ЦВД и ЦНД влажно-паровой турбины АЭС. Сепараторы отличаются небольшим гидравлическим сопротивлением и соответственно малыми скоростями движения пара при сепарации. Осаждение влаги в сепараторах осуществляется в различного типа жалюзийных каналах, а также в циклонных устройствах. В турбинах АЭС, как правило, сепараторы совмещаются с последующим пароперегревателем (СПП). После сепарации пар поступает в двухступенчатый пароперегреватель, где осуществляется его перегрев греющим паром двух давлений, отбираемым от турбины (первая ступень перегрева), и свежим паром (вторая ступень) до температуры, близкой к начальной температуре свежего пара. В некоторых случаях применяется одноступенчатый перегрев свежим паром, как, например, в турбине К-1000-5,9/50 ЛМЗ. В табл. 4.1 приведены основные параметры и характеристики СПП для АЭС.

4.6. ОСЕВЫЕ УСИЛИЯ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА РОТОР ТУРБИНЫ

Надежность работы турбины в большой мере зависит от работоспособности упорного подшипника, который воспринимает результирующее осевое усилие, действующее на ротор турбины. Осевое усилие зависит от распределения давления пара по поверхностям ротора. Для определения осевого усилия ротор обычно разделяют на участки. Характерным является участок ротора в пределах одной ступени. Рассмотрим расчет осевого усилия для участка ротора одной из промежуточных ступеней многоступенчатой турбины (рис. 4.12). От профильной части рабочих лопаток на ротор передается осевое усилие

R I , которое может быть определено по результатам

a

теплового расчета ступени (см. § 2.3):

Рис. 4.12. К расчету осевого усилия в ступени турбины:

а — схема проточной части активной ступени; б — схема диа-

фрагменного уплотнения

Здесь разность давлений p – p зависит от сте-

1 2

пени реактивности ступени. Чем выше степень реактивности ступеней турбины, тем больше осевое

усилие R I . Составляющая, связанная с разностью

чисел M < 0,7, как правило, близка к нулю, и

1t

поэтому ею часто пренебрегают.

Вторая составляющая осевого усилия в ступени передается на ротор от кольцевой части полотна диска, расположенной между корневым диаметром

d= d – l и диаметром ротора под диафрагмен-

к2

Здесь давление p′ между диафрагмой и диском

1

зависит от соотношения трех расходов: диафрагменной протечки G , корневой протечки G и про-

давлений p′ – p пропорциональна разности дав-

12

лений перед и за рабочими лопатками:

p′ – p = k(p – p ) .

1 2 1 2

Значение k может быть найдено из уравнения баланса расходов для камеры перед диском

ствующие формулы вводят коэффициенты расхода

и площадь сечений разгрузочных отверстий F .

отв

От значений этих коэффициентов и размеров площадей существенно зависит давление перед диском

p′ . Если, например, при эксплуатации турбины

1

увеличивается зазор в диафрагменном уплотнении (износ уплотнительных гребней при задеваниях

ротора о статор), то увеличивается протечка G и

y

соответственно растут давление перед диском p′ и

1

осевое усилие на полотно диска.

Разгрузочные отверстия позволяют снизить

перепад давления p′ – p , действующий на

12

действующим на рабочие лопатки. Хорошее скругление входных кромок разгрузочных отверстий

разность давлений p′ – p . В дисках последних

12

ступеней, где абсолютные значения осевых усилий невелики, а механические напряжения высокие, разгрузочных отверстий, как правило, не выпол-

няют, чтобы не создавать концентрации механических напряжений в дисках.

Третья составляющая осевого усилия в ступени действует на уступ ротора между диаметрами соседних диафрагменных уплотнений:

π(d 2 – d 2)

Четвертая составляющая осевого усилия в ступени — усилие на выступы уплотнений (рис. 4.12, б) —запишется в виде

Здесь коэффициент 0,5 введен для учета того, что на выступ на роторе действует половина перепада давлений, приходящегося на каждую ступеньку уплотнения (выступ — впадина). Полное осевое усилие, действующее на ротор, находят суммированием всех составляющих в каждой ступени, а также усилий, действующих на уступы ротора, расположенные вне проточной части ступеней:

n

(i)

R = ∑ R a ,

i = 1

где i — номер составляющей осевого усилия.

Для уменьшения осевого усилия R , переда-

п

ваемого на упорный подшипник, применяют так называемый разгрузочный поршень, которым является первый отсек переднего концевого уплотнения с увеличенным диаметром уплотнительных щелей. На разгрузочном поршне создается усилие, направленное в противоположную сторону по отношению к потоку пара в ступенях турбины, частично или полностью уравновешивающее осевое усилие R (рис. 4.13):

празгр

Усилие R , действующее на разгрузочный пор-

разгр

шень, определяется перепадом давлений в камерах уплотнения перед и за разгрузочным поршнем и площадью, на которую действует этот перепад давлений. Для того чтобы обеспечить необходимое

усилие на упорный подшипник R и соответст-

п

венно R , необходимо увеличить d до значе-

ния, которое определяется из уравнения

Как правило, в турбинах активного типа разгрузочный поршень имеет небольшой диаметр, в турбинах же реактивного типа, где усилие R очень велико, разгрузочный поршень выполняется большого диаметра, сравнимого с диаметром ступеней турбины.

Рис. 4.13. Многоступенчатая турбина активного типа с раз-

грузочным поршнем (расчетная схема)

p 0

p 2

Рис. 4.14. Схема разгрузки упорного подшипника в двухци-

линдровой турбине

В конденсационных турбинах без промежуточного перегрева пара уравновешивание осевых усилий производится за счет противоположного направления потоков в соседних цилиндрах (рис. 4.14). При этом усилие на упорный подшипник равно разности усилий R и R , здесь R и R — осевые уси-

лия, действующие на РВД и РСД соответственно.

В турбинах с промежуточным перегревом пара уравновешивание этим способом при переходных режимах осуществлять нельзя, так как из-за большой инерционности парового объема трубопроводов промежуточного перегрева давление перед частью среднего давления турбины изменяется не одновременно с изменением давления перед частью

высокого давления. Поэтому усилия R и R , вза-

1 2

имно уравновешиваясь в стационарных режимах работы, могут существенно отличаться друг от друга и создавать, таким образом, при переходных режимах недопустимо большое усилие на упорном подшипнике. По этой причине в турбинах с промежуточным перегревом пара роторы ЧВД и ЧСД должны быть уравновешены каждый индивидуально (в отдельности), например, разгрузочными поршнями в ЧВД и ЧСД или за счет противоположного направления осевых усилий в пределах каждого ротора. При этих условиях как ротор ЧВД, так и ротор ЧСД будут уравновешены в стационарных и

переходных режимах. Аналогичный принцип индивидуального уравновешивания осевых усилий роторов используют и для турбин с регулируемыми отборами пара. В турбинах с одним регулируемым отбором пара осевые усилия каждого из роторов зависят от расхода пара в ЧВД и ЧСД. При различных режимах работы турбины не может обеспечиваться взаимное уравновешивание за счет жесткого соединения роторов, так как взаимно уравновешенные при

одном соотношении расходов пара G и G роторы

1 2

будут взаимно не уравновешены при другом соотношении расходов. В связи с этим роторы ЧВД и ЧСД уравновешиваются индивидуально. Для турбин с двумя регулируемыми отборами пара уравновешиваются в отдельности роторы ЧВД, ЧСД и ЧНД.

На упорный подшипник турбины могут воздействовать также дополнительные осевые усилия от ротора приводимой машины (электрического генератора, воздуходувки и т.п.). Как правило, эти усилия невелики. Существенное осевое усилие может возникать в кулачковых и пружинных муфтах, соединяющих роторы соседних цилиндров турбины. Эти муфты подвижны в осевом направлении, и каждый из соединяемых роторов имеет самостоятельный упорный подшипник.

Вследствие большой неопределенности реального усилия, действующего на упорный подшипник, и его зависимости от многих режимных и конструктивных причин обычно обеспечивают рас-

четное усилие R [по (4.11)] близким к нулю и при

п

этом несущую способность подшипника (т.е. предельно допустимое усилие на подшипник) принимают значительной — достигающей 200—300 кН (20—30 тс).

Всовременных мощных турбинах используют только жесткие (глухие) муфты.

Впроцессе эксплуатации осевые усилия в турбине могут изменяться в результате изменения степени реактивности отдельных ступеней или же их групп, а также протечек пара в диафрагменных и надбандажных уплотнениях и т.д. Изменение степени реактивности ступеней часто является следствием таких причин, как неодинаковая степень заноса солями рабочих и сопловых лопаток (различная относительная толщина отложений в горловых сечениях этих лопаток), повреждение выходных кромок лопаток. Если площади горловых проходных сечений рабочих лопаток уменьшаются в большей степени, чем площади соответствующих сечений сопловых, то степень реактивности возрастает.

Изменение осевых усилий может возникнуть в результате больших скоростей перехода с одного режима на другой. При этом быстрое изменение температуры деталей ротора и статора приводит к изменению зазоров в уплотнениях и к соответствующему изменению осевых усилий.

5.1. ОСНОВЫ ВЫБОРА КОНСТРУКЦИИ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ МНОГОСТУПЕНЧАТЫХ ТУРБИН

Главные конструктивные особенности турбины, ее проточной части определяются следующими факторами:

1)параметрами пара перед турбиной и давле-

нием за ней;

2)мощностью турбины;

3)частотой вращения ротора;

4)наличием или отсутствием промежуточного

перегрева пара;

5)наличием или отсутствием регулируемых

отборов пара;

6)опытом и традициями турбинных заводов,

имеющимся в их распоряжении парком станков по

изготовлению деталей и узлов турбины;

7)требованиями эксплуатации: скоростью пус-

ка и нагружения турбины, диапазоном изменения

еенагрузки и т.п.;

8)унификацией узлов и деталей турбины;

9)технологичностью конструктивных решений

и связанными с ней трудозатратами на изготовле-

ние турбины;

10)ремонтопригодностью конструкции турби-

ны, ее узлов и деталей.

При конструировании турбины обычно разрабатывают несколько вариантов ее выполнения. Критерием при отборе вариантов являются затраты на выработку единицы электроэнергии.

При конструировании и расчете проточной части турбины обычно бывают заданы следующие величины:

1)номинальная электрическая мощность турбогенератора Nэ ;

2)начальные параметры пара p0 и t0 ;

3)параметры пара после промежуточного пароперегревателя pпп и t пп (если имеется промежуточ-

ный перегрев пара);

4)давление отработавшего пара p2 (pк );

5)температура питательной воды на выходе из системы регенерации tп.в ;

6)частота вращения ротора турбины n.

Номинальной мощностью турбины называют ту наибольшую мощность, которая может развиваться на зажимах электрического генератора в течение практически любого отрезка времени не только при номинальных параметрах пара, но и при их отклонениях от номинальных, оговоренных в технических условиях на поставку турбины (при снижении начального давления, ухудшении вакуума и т.п.).

Наряду с номинальной мощностью для паровых турбин используют также понятие максимальной мощности, которая превышает номинальную мощ-

ность при отклонениях параметров пара от номинальных значений (например, углубление вакуума, повышение давления перед турбиной в допустимых пределах) и при отключении регенеративных подогревателей.

В качестве начальных параметров пара p0 и t0

принимают его давление и температуру перед стопорным клапаном турбины. Давление пара непосредственно за котлом выше давления перед стопорным клапаном за счет гидравлических потерь в паропроводе от котла до турбины; температура пара за котлом также выше температуры перед стопорным клапаном из-за потерь теплоты паропроводом.

Параметры пара после промежуточного пароперегревателя pпп и t пп указывают обычно по состоя-

нию перед стопорными клапанами ЧСД. Давление промежуточного перегрева pпп выбирают на

основе экономических расчетов по минимуму

затрат на выработку электрической энергии.

Давлением отработавшего пара p2 (pк ) назы-

вают давление в выходном сечении выходного патрубка турбины. Для конденсационных турбин расчетное давление за турбиной pк зависит от

среднегодовой температуры охлаждающей воды, определяется оно также на основе технико-эконо- мических расчетов по минимуму затрат на выработку электрической энергии.

Расчетную температуру питательной воды tп.в

выбирают по предварительной оценке экономичности всей станции. Если рассматривать экономичность только паротурбинной установки, то целесообразной температурой питательной воды является температура насыщения при давлении на входе в котел. Однако в этом случае КПД котла

снижается за счет повышения температуры уходящих газов. Температура tп.в в зависимости от началь-

ного давления находится обычно в следующих пределах: при p0 = 24,0 МПа tп.в = 265 … 275 °С; при p0 = 13,0 МПа tп.в = 230 … 235 °С; при p0 =

=10,0 МПа tп.в = 215 … 220 °С. Для турбин АЭС при давлениях p0 = 4,4 и 6,0 МПа выбирают tп.в =

=220 …225 °С.

Частота вращения ротора турбины определяется чаще всего частотой вращения приводимой машины. Для электрического генератора с двухполюсным ротором при частоте переменного тока 50 Гц частота

– 1

вращения ротора турбины и генератора равна 50 с . Если мощность турбины мала (Nэ ≤ 4000 кВт),

частоту вращения ее ротора целесообразно выполнять повышенной, а между турбиной и генератором устанавливать понижающий частоту вращения редуктор.

Для турбин очень большой мощности (Nэ >

> 500 … 1000 МВт) для сокращения числа цилиндров низкого давления целесообразно использовать

– 1

частоту вращения n = 25 с при четырехполюсном роторе электрического генератора.

Приступая к расчету турбины, выбирают расчетную мощность, т.е. мощность, соответствующую

эк

наибольшей экономичности турбины Nэ . Для

турбин, работающих в достаточно широком диапазоне изменения нагрузки, в качестве расчетной принимают мощность, равную 0,8—0,9 номинальной. Крупные турбины, которые предполагается эксплуатировать при полной их загрузке в течение продолжительного времени, обычно имеют расчет-

эк

ную мощность, близкую к номинальной, Nэ =

= (0,9 … l,0) Nэ . Турбины для АЭС проектируются,

эк

как правило, при условии Nэ = Nэ .

Далее выбирают тепловую схему паротурбинной установки — число регенеративных подогревателей, давление в деаэраторе, температуру питательной воды на выходе из подогревателей, параметры пара приводной турбины питательного насоса, давление промежуточного перегрева, для турбин АЭС — давление в промежуточном сепараторе и т.п. Для расчета тепловой схемы на основе статистических данных по экономичности турбин предварительно оценивают протекание процесса в h, s-диаграмме (см. § 5.3).

В результате расчета тепловой схемы определяют расходы пара во всех ступенях, а также расходы пара в регенеративных подогревателях. Кроме того, вычисляют другие тепловые характе-

ристики паротурбинной установки — удельный расход пара, удельный расход теплоты, КПД η э.

Конструкция ступеней турбины, размеры элементов проточной части в большой степени зависят от объемного расхода пара — произведения массового расхода пара на его удельный объем Gv. От первых ступеней турбины к последним удельный объем пара значительно возрастает. Так, при параметрах пара p0 = 23,5 МПа и t0 = 540 °С удельный

объем v в 2500 раз меньше удельного объема пара за последней ступенью турбины при pк = 3,4 кПа.

Поэтому объемный расход пара в первых ступенях существенно меньше, чем в последних.

В связи с особенностями проектирования проточной части все ступени конденсационной турбины разделяют на четыре группы:

1)регулирующая ступень;

2)ступени малых объемных расходов пара (первые нерегулируемые ступени турбин небольшой мощности);

3)промежуточные ступени с относительно большим объемным расходом пара;

4)последние ступени, работающие в части низкого давления турбины при очень большом объемном расходе пара.

Регулирующая ступень — это первая ступень турбины при сопловом парораспределении. При дроссельном парораспределении регулирующая ступень в турбине отсутствует. Основной конструктивной особенностью регулирующей ступени является изменяющаяся степень парциальности при изменении расхода пара на турбину (см. § 6.3). В связи с этим сопла регулирующей ступени объединены в группы. К каждой группе сопл пар подводится через самостоятельный регулирующий клапан. При одном открытом клапане работает одна группа сопл, и поэтому ступень работает при малой степени парциальности. По мере открытия следующих регулирующих клапанов степень парциальности растет. При всех открытых регулирующих клапанах степень парциальности регулирующей ступени близка, но меньше единицы. Регулирующая ступень конструктивно отделена объемной камерой от последующих нерегулируемых ступеней. Эта камера необходима для растекания пара в окружном направлении, чтобы обеспечить подвод его к первой нерегулируемой ступени по всей окружности без существенных аэроди-

намических потерь энергии.

Регулирующие ступени выполняют как одновенечными, так и двухвенечными. Одновенечные активные регулирующие ступени обычно применяют для срабатывания сравнительно малых теплоперепадов — до 80—120 кДж/кг. Двухвенечные ступени применяют для срабатывания сравнительно высоких теплоперепадов — 100—250 кДж/кг.

Теплоперепад и соответственно тип регулирующей ступени выбирают с учетом следующих особенностей влияния регулирующей ступени на конструкцию и экономичность турбины.

1. Применение двухвенечной регулирующей ступени и, следовательно, большого теплопере-

р.ст

пада H0 приводит к сокращению числа нерегу-

лируемых ступеней и снижению стоимости изготовления турбины. Однако в этом случае снижается КПД турбины при мощности, близкой к номинальной, так как экономичность двухвенечной регулирующей ступени существенно ниже, чем экономичность заменяемых нерегулируемых ступеней. Следует, однако, заметить, что потери энергии регулирующей ступени за счет явления возврата теплоты частично используются в последующих нерегулируемых ступенях. Поэтому при оценке снижения экономичности за счет регулирующей ступени необходимо учитывать явление возврата теплоты.

2.При большом теплоперепаде регулирующей ступени снижаются утечки пара через переднее концевое уплотнение, так как уменьшается давление в камере регулирующей ступени и, следовательно, перед передним концевым уплотнением. Этот эффект особенно заметен для турбин малой мощности, где относительная утечка велика.

3.Повышенный теплоперепад регулирующей ступени обеспечивает снижение температуры пара

вкамере регулирующей ступени и, следовательно, применение относительно дешевых низколегированных сталей для изготовления ротора и корпуса турбины.

В современных мощных турбинах в качестве регулирующей ступени применяют одновенечную ступень, так как преимущества повышенного теплоперепада по технико-экономическим расчетам не оправдываются.

В турбинах АЭС, работающих на насыщенном паре, лопатки регулирующей ступени часто аварийно разрушаются в связи с большими возмущающими усилиями при их вибрациях. Эти усилия обусловлены спецификой течения влажного пара в клапанах и соплах регулирующей ступени. Поэтому современные мощные турбины АЭС, работающие, как правило, при постоянной нагрузке, проектируют с дроссельным парораспределением.

Двухвенечные ступени находят применение в качестве регулирующих ступеней в турбинах малой мощности, а также в турбинах с противодавлением и в

турбинах с регулируемыми отборами пара.

Первые нерегулируемые ступени турбин небольшой мощности (ступени с малым объемным расходом пара) отличаются небольшими высотами сопловых и рабочих лопаток. Для повышения КПД

этих ступеней необходимо всеми возможными путями увеличивать высоту этих лопаток. Высоту сопловых лопаток можно определить по формуле, полученной на основе (3.1) и (3.2):

Gv1t

Для увеличения высоты лопаток первых ступе-

ней используют следующие способы.

1. Применяют малые углы выхода потока из сопловой решетки: α 1 = 11 … 12° для активных и

α 1 = 14 … 15° для реактивных ступеней. При этом

необходимо иметь в виду, что профильные потери энергии в решетке с уменьшением углов выхода

незначительно увеличиваются.

2. Применяют ступени с пониженным средним диаметром. В результате высоты сопловых лопаток увеличиваются как по причине уменьшения диаметра, так и по причине снижения скорости пара c1t , связанного с этим уменьшением диаметра. Ско-

рость уменьшается вследствие того, что отношение

скоростей u / cф должно сохраняться неизменным

(оптимальным). Следует иметь в виду, что при применении небольших диаметров ступени снижается теплоперепад, срабатываемый ступенью, так как уменьшается скорость cф . В результате этого уве-

личивается число ступеней турбины, повышается стоимость ее изготовления, турбину приходится выполнять многоцилиндровой, так как в одном корпусе можно разместить не более 18—22 активных ступеней.

3. В турбинах малой мощности, когда высота

лопаток l1 ≤ 10 … 12 мм, вводят парциальный

впуск пара в первые нерегулируемые ступени.

4. В турбинах малой мощности повышают частоту вращения ротора. В этом случае повышение высоты лопаток не сопровождается увеличением числа ступеней, как это имеет место при уменьшении только диаметра ступени. Здесь окружная скорость не снижается, так как уменьшение диаметра

компенсируется увеличением частоты вращения

ротора. При неизменной окружной скорости остается постоянным и срабатываемый ступенью теплоперепад. Для энергетических турбин в этом случае

необходим понижающий редуктор, так как ротор

– 1

генератора имеет частоту вращения 50 с .

Промежуточные ступени и первые нерегулируемые ступени крупных турбин отличаются сравни-

тельно большими объемными расходами пара, а следовательно, и относительно высокими рабочими и сопловыми лопатками, однако не предельной высоты. Поэтому для этих ступеней высокий КПД обеспечивается с меньшими трудностями, чем для ступеней с короткими лопатками. Не возникает

здесь и особых трудностей по обеспечению прочности лопаток, так как высота их меньше, чем в последних ступенях. Промежуточные ступени отличаются также меньшей веерностью, чем последние ступени, где отношение d / l составляет 2,5—3,0. Поэтому потери от веерности в промежуточных ступенях меньше, чем в последних.

5.2. ПРЕДЕЛЬНАЯ МОЩНОСТЬ ОДНОПОТОЧНОЙ КОНДЕНСАЦИОННОЙ ТУРБИНЫ

Последние ступени конденсационных турбин

отличаются большими высотами сопловых и рабочих лопаток, так как эти ступени в турбине рабо-

тают с наибольшим объемным расходом пара G v.

В связи с большой длиной рабочих лопаток последней ступени их механическая прочность находится на пределе. Другими словами, предельный расход пара, который можно пропустить через последнюю ступень, зависит от механической прочности рабочих лопаток последней ступени. Предельный расход пара, который можно пропустить через один поток ступеней низкого давления, определяет и предельную внутреннюю мощность однопоточной конденсационной турбины, которую приближенно подсчитывают по формуле

где Gк — расход пара в конденсатор однопоточной

турбины; m — коэффициент, учитывающий выработку мощности потоками пара, направляемыми в регенеративные отборы. Коэффициент m зависит от параметров свежего пара, числа регенеративных отборов, температуры питательной воды. Значение коэффициента находится в пределах 1,1—1,3.

Расход пара Gк можно определить по уравне-

нию неразрывности, записанному для сечения за

где d 2 — средний диаметр рабочих лопаток послед-

ней ступени; l2 — высота рабочих лопаток послед-

ней ступени; c2 , v2 — осредненные скорость и

удельный объем на выходе из каналов рабочих лопаток последней ступени.

Величина Ω = π d 2 l2 составляет площадь, оме-

таемую рабочими лопатками, или аксиальную площадь выхода из рабочих лопаток последней ступени. При расчетном режиме работы, как правило, угол выхода потока в абсолютном движении α2 ≈ 90°.

Поэтому уравнение неразрывности можно записать:

Из этого уравнения видно, что для повышения предельной мощности осевая площадь Ω должна

выбираться максимально возможной. При заданной частоте вращения ротора максимальная площадь Ω ограничивается прочностными свойствами и плотностью материала лопаток.

Растягивающие напряжения в длинных лопатках переменного поперечного сечения рассмотрены в § 14.2.

Максимальные растягивающие напряжения в опасном сечении рабочей лопатки определяются по формуле (14.12):

где ρ — плотность материала лопатки; l — длина профильной части лопатки; rср = dс/2; ω = 2πn —

угловая скорость ротора; k — коэффициент разгрузки, зависящий от отношения площадей периферийного Fп и корневого Fк поперечных сечений

лопатки, отношения ϑ = dс / l и от закона изменения

площади сечения лопатки по ее длине. Значения k

представлены на рис. 14.3. Для длинных лопаток обычно Fп / Fк = 0,1…0,15 и k = 0,35…0,45.

Учитывая, что для последней ступени rср = d2 / 2,

l = l2, rсрl = Ω / (2π), из (5.5) получаем

Подставляя в (5.2) величину Gк , выраженную из

соотношений (5.4) и (5.6), получаем мощность одно-

Из этой формулы видно, что предельная мощность однопоточной турбины зависит от шести основных параметров: σ, c2 , H0 , v2 , n, ρ.

Значение σ определяется допустимыми напряжениями на растяжение для материала лопатки. Для нержавеющей стали σ = 450 МПа. Эти напряжения

2

около 9 м при k = 0,4. Совершенствуя марки сталей для лопаток последних ступеней, улучшая профилирование лопаток в целях снижения коэффициента k ,

можно увеличить предельную аксиальную площадь Ω, а с ней и предельную мощность турбины.

Размеры рабочих лопаток последних ступеней ряда турбин представлены в табл. 5.1.

Та бл и ц а 5.1. Размеры рабочих лопаток последних ступеней

конденсационных турбин большой мощности

* Лопатка изготовлена из титанового сплава.

Выходная скорость c2 зависит от допустимой

2

потери энергии c2 ⁄ 2 , выбор которой определяется

стоимостью топлива, числом часов использования установки, капитальными и эксплуатационными затратами на конденсационную установку и др. Потери энергии с выходной скоростью для крупных турбин находятся в пределах 20—40 кДж/кг, причем изменение потерь энергии с выходной скоростью для турбин влажного пара АЭС вызывает большее изменение КПД η о.э, чем для турбин перегретого

пара. Таким образом, из формулы (5.7) следует, что чем выше экономически целесообразное значение выходной скорости c2 в последней ступени конден-

сационной турбины, тем большей может быть предельная мощность этой турбины.

Располагаемый теплоперепад турбины H0 зави-

сит от параметров пара перед ней. Введение промежуточного перегрева пара существенно увеличивает располагаемый теплоперепад. Для турбин АЭС, работающих на влажном паре, H0 значи-

тельно меньше, чем для турбин, использующих перегретый пар; поэтому и предельная мощность этих турбин приблизительно на 20 % меньше, чем у турбин, работающих на перегретом паре.

Удельный объем пара за последней ступенью v2

зависит от давления в конденсаторе pк . Повышая

давление pк и уменьшая соответственно v2 , можно

добиться повышения предельной мощности. Однако экономичность турбинной установки при этом заметно снижается. Так, при повышении давления pк , например, от 3,5 до 5,0 кПа предельная

мощность при прочих равных условиях увеличивается на 43 %, а КПД турбинной установки уменьшается на Δη э/η э = 0,5 % для современных турбин,

использующих перегретый пар, и на 0,9 % для турбин, работающих на насыщенном паре. Выбор давления в конденсаторе зависит от затрат на изготовление турбины, конденсатора, системы водоснабжения, а также от стоимости топлива и эксплуатационных затрат на конденсационную установку.

Частота вращения ротора n оказывает значительное влияние на предельную мощность турбины. При уменьшении n в 2 раза предельная мощность турбины увеличивается в 4 раза. В настоящее время турбины большой мощности, работающие на

перегретом паре, выполняют на частоту вращения

– 1

n = 50 с ; для АЭС турбины насыщенного пара

мощностью 750—1000 МВт выполняют, как пра-

– 1

вило, на n = 50 с , а мощностью, равной 1000 МВт

–1

иболее, — на n = 25 с . При переходе от частоты

ность однопоточной турбины практически не увеличивают в 4 раза, как это следует из (5.7), по следующим причинам. Во-первых, в настоящее время при увеличении предельной мощности в 4 раза вследствие увеличения строительных размеров роторов, конденсаторов, выходных патрубков их технологическое выполнение является трудно осуществимым. Поэтому высоту лопаток и средний диаметр ступени в тихоходных турбинах увеличивают приблизительно в 1,5 раза.

Во-вторых, чтобы повысить КПД проточной части ЦНД и в особенности последней ступени отношение среднего диаметра к высоте лопатки

d / l не выполняют предельно низким, как для тур-

– 1

бин с n = 50 с . При этом уменьшаются числа М в решетках, появляется возможность профилирования сопловых и рабочих лопаток с меньшими аэродинамическими потерями.

Плотность материала рабочих лопаток ρ влияет на предельную мощность турбины в совокупности с допустимыми напряжениями этого материала σ; здесь удобно рассматривать влияние отношения ρ / σ. Чем меньше ρ / σ для материала рабочих лопаток, тем больше предельная мощность турбины. Для рабочих лопаток последних