Электронный учебно-методический комплекс по учебной дисциплине «Проектирование и эксплуатация турбин АЭС» для специальности 1-43 01 08 «Проектирование и эксплуатация атомных электрических станций»

Для приближенной оценки коэффициента возврата теплоты можно воспользоваться выражением (4.4):

где kt – коэффициент, учитывающий среду рабочего тела для турбин или ее частей. Для перегретого пара kt = 4,8∙10-4, для влажного пара kt = 2,8∙10-4, для турбин, где пар переходит из перегретого во влажный – kt = (3,2…4,3) ∙10-4.

4.3 Концевые уплотнения турбин

Концевые уплотнения, перед которыми давление пара больше атмосферного, служат для уменьшения утечки пара из турбины. В случае когда перед уплотнением разрежение, его задача – предотвратить подсос воздуха в турбину. В некоторых конструкциях с однопоточной проточной частью пар подается в среднюю зону ЦВД (ЦВСД), и тогда устанавливается развитое уплотнение между первым и вторым отсеками турбины.

Концевые уплотнения ЦВД и ЦСД имеют несколько промежуточных камер, из которых пар отсасывается или в последующие ступени, или, чаще, в линии отборов на регенерацию. В этом случае удается частично использовать тепловую энергию прошедшего через уплотнение пара.

В предпоследние камеры концевых уплотнений всех типов подается уплотняющий пар с давлением примерно 110 кПа, а из последней отсасывается эжектором, чем исключается выход пара в машинный зал, так как при этом теряется не только рабочее тело, которое надо восполнять на водоподготовительных установках, но и повышается влажность в машинном зале, появляется опасность попадания пара в корпуса стоящих рядом подшипников и обводнения масла.

131

где перепад давлений p1 – p2 зависит от степени реактивности ступени. Чем выше степень реактивности ступеней турбины, тем больше осевое усилие от профиля лопаток. Так же составляющая зависит от осевых проекций скоростей c1 sin α1 − c2 sin α2 , при числах Маха менее 0,7, эта разность близка к нулю,

ипоэтому можно ею пренебречь.

2)Усилие от кольцевой части диска, расположенной между корневым диаметром dк и диаметром ротора под диафрагменном уплотнением d2 (4.6):

3) Усилие, действующее на уступ ротора между диаметрами соседних диафрагменных уплотнений (4.7):

В выражении (4.8) коэффициент 0,5 с целью учета, что на выступ на роторе действует половина перепада давлений, приходящеюся па 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 (4.9):

где i – номер составляющей осевого усилия.

Одним из способов уменьшения осевого усилия является использование разгрузочных отверстий в дисках, которые позволяют уменьшить перепад давлений. Однако, отверстия даже большего размера обладают определенным гидравлическим сопротивлением из-за чего поддерживается определенный перепад давлений. В дисках ротора ЦНД разгрузочных отверстий не делают, так как в цилиндре абсолютные давления малы и соответственно невелики абсолютные перепады давлений.

Для уменьшения осевых усилий так же используется разгрузочный поршень, которым является первый отсек переднего концевого уплотнения с

133

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 (рисунок 4.7)

Рис. 4.7 Многоступенчатая турбина активного типа с разгрузочным поршнем (расчетная схема)

Усилие Rразгр, действующее на разгрузочный поршень, 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 Rп = R - Rразгр и соответственно Rразгр, необходимо увеличить dx до значения, которое определяется из уравнения (4.10):

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.

Радикальным способом уменьшения осевого усилия является использование симметричной конструкции цилиндров (двухпоточные). Добиться полной симметрии не возможной, поэтому в таких цилиндрах все равно возникают осевые усилия. Кроме того, двухпоточные цилиндра не применимы для

134

Последние ступени конденсационных турбин отличаются большими высотами сопловых и рабочих лопаток, так как эти ступени в турбине работают с наибольшим объемным расходом пара Gv. 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 (4.11):

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 уравнению неразрывности, записанному для сечения за рабочими лопатками последней ступени (4.12):

где d2 - средний диаметр рабочих лопаток последней ступени; l2 - высота рабочих лопаток последней ступени;

c2, v2 - осредненные скорость и удельный объем на выходе из каналов рабочих лопаток последней ступени.

Величина Ω = πd2l2 представляет собой площадь, ометаемую 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 (4.13):

В таблице 4.1 представлены некоторые данные по последним ступеням турбин

Таблица 4.1

Характеристики лопаток последних ступеней

137

Как видно из уравнение (4.15) видно, что предельная площадь зависит от растягивающего напряжения σ, выходной скорости из последней ступени с2, располагаемого теплоперепада турбины H0, удельного объема пара на выходе из последней ступени v2, частоты вращения n и плотности материала рабочей лопатки последней ступени. Исходя из вышеизложенного, повысить предельную мощность можно следующими способами:

1.Использование более прочных материалов (титан и т.д).

2.Уменьшение частоты вращения.

3.Увеличение скорости выхода пара из последней ступени.

4.Уменьшение удельного объема пара за последней ступенью за счет повышения давления рк.

5.Увеличение теплового перепада в турбине.

6.Увеличение кольцевой площади выхода пара из последней ступени. Как правило частота снижается в 2 раза Преимущества:

1.Уменьшается напряженности ступени почти в 4 раза.

2.При сохранении одной и той же напряженности увеличивается коль-

цевая площадь выхода в 4раза.

Уменьшение частоты вращения целесообразно применять турбин АЭС, так как теплоперепад на турбинах АЭС почти в 2 раза меньше, чем на турбинах ТЭС. Следовательно, для выработки той же мощности, что и на ТЭС необходимо почти в 2 раза больше расхода пара через турбину. В этом случае высоты решеток достаточно велики и становится целесообразным выполнять турбину на частоту вращения n=25 c-1. Для турбин ТЭС уменьшение частоты вращения нецелесообразно по следующим причинам:

1)Снижается окружная скорость u, а вместе с ней и оптимальное отношение скоростей, что приведет к уменьшению теплового перепада ступени и увеличит число лопаток.

2)Если при увеличении диаметра для сохранения той же окружной скорости резко уменьшить и без того малую высоту решеток ЦВД турбин ТЭС это может привести к росту потерь.

Увеличение скорости выхода пара из последней ступени.

Выходная скорость c2 зависит от допустимой потери энергии, выбор которой определяется стоимостью топлива, числом часов использования установки, капитальными и эксплуатационными затратами на конденсационную

139