Вопрос№27

Способы увеличения предельной мощности

однопоточной турбины.

1. Уменьшение частоты вращения n.

Используя четырехполюсный генератор можно получить частоту сети 50 Гц при частоте вращения n = 25 1/c (1500 об/мин). При этом мощность турбины, согласно формуле для определения мощности однопоточной турбины:

,

возрастет в 4 раза.

В настоящее время все энергетические турбины, работающие на перегретом паре, выполняют на частоту вращения n = 25 1/c (К – 1000 – 60/1500 ХТЗ).

Однако, при переходе на n = 25 1/c мощность однопоточной турбины практически не увеличивают в 4 раза, т.к. при увеличении мощности в 4 раза соответственно возрастут размеры роторов, конденсаторов и т.д., что при современной технологии практически неосуществимо.

2. Увеличение выходной скорости за последней ступенью С₂ и связанное с этим ухудшение экономичности турбины за счет повышения потерь с выходной скоростью ΔН_в.с. Увеличение ΔН_в.с. в 1,5 раза повышает мощность в 1,22 раза, снижая при этом КПД турбины перегретого пара на Δη / η_оэ = 0,7 %, а турбин насыщенного пара на Δη / η_оэ = 1,3 %.

Отметим, что при ΔН_в.с. ≥ 70 кДж / кг скорость С₂ превышает скорость звука и расширение пара происходит частично за пределами рабочей решетки, не создавая полезной мощности.

3.) Повышение конечного давления Р_к и следовательно, уменьшение v_к приведет к увеличению мощности, но вызовет ухудшение экономичности турбины в целом. Например, переход от Р_к = 4 кПа при тех же размерах последней ступени повышает мощность турбины примерно на 11 %, в то же время КПД установки падает для турбин перегретого пара на Δη / η_оэ = 0,5 %, а для турбин насыщенного пара на Δη / η_оэ = 0,9 %.

Выбор Р_к для конкретной электростанции определяется в конечном итоге на основании технико-экономических расчетов.

4.) Улучшение или выбор принципиально другого материала лопаток. Увеличивая допустимые напряжения растяжения σ_р^доп или, как, например, для титановых сплавов, повышая удельную прочность материала σ / ρ путем уменьшения плотности материала. ЛМЗ освоил применение для рабочих лопаток последних ступеней сравнительно легкого титанового сплава с ρ = 4,5·10³ кг/м³ и с высоким уровнем допустимых напряжений, для которого отношение ρ / σ = 12,6 кг / м³·МПа, тогда как нержавеющая сталь, применяемая для изготовления рабочих лопаток, имеет ρ / σ = 17,3 кг / м³·МПа. Применение титанового сплава позволило повысить предельную мощность ~ в 1,5 раза.

5.) В турбине К – 1200 – 240 ЛМЗ с n = 50 1/с последние лопатки имеют длину 1200 мм, предельная мощность одного потока составляет 200 МВт. Общая мощность турбины в 1200 МВт достигнута за счет применения шести параллельных потоков пара в конденсатор.

Таким образом, увеличение числа потоков пара в конденсатор является одним из способов повышения предельной мощности турбины. Однако, увеличение числа потоков пара в конденсатор ограничено, т.к. турбину более чем из пяти цилиндров изготовить в настоящее время не удается, поэтому для турбин перегретого пара предельное число потоков в конденсатор равно шести, а число ЦНД – трем.

Рис.1: Турбина К – 1200 – 240 ЛМЗ.

Рис.2: Турбины насыщенного пара:

6.) Применение двухъярусной ступени (Баумана), представляющей собой предпоследнюю ступень турбины и имеющей окружные перегородки, разделяющие как сопловую, так и рабочую решетки на два яруса. Поток пара, проходящий через нижний ярус, направляется в последнюю ступень, а пар верхнего яруса – в конденсатор. Т.к. через нижний ярус в последнюю ступень проходит не весь пар G_к, а только его часть, то соответственно уменьшаются высоты последних лопаток.

Рис.3.

Т.к. расход через верхний ярус ≈ половине расхода через последнюю ступень, то такая схема называется полуторной.

Применение ступени Баумана позволяет повысить мощность турбины ~ в 1,5 раза (К – 210 – 130 или К – 200 – 130 ЛМЗ получим мощность 210 МВт с одним ЦНД); высота предпоследних лопаток 740 мм, высота последних – 765 мм.

Рис.4.

Вопрос №25

1. Необходимость многоступенчатой конструкции.

Располагаемый теплоперепад турбины, зависящий от начальных (Р₀, t₀) и конечных параметров (Р_к), для современных конструкций составляет 800 ÷ 1800 кДж / кг. Создать экономичную одноступенчатую турбину при таких теплоперепадах и достигнутом в настоящее время уровне прочности металлов невозможно. Так скорость пара на выходе из сопл в этом случае достигала бы . Для экономичной работы такой одноступенчатой турбины необходимая окружная скорость рабочих лопаток на среднем диаметре при оптимальном отношении скоростейu / c_ф = 0,5 должна составить u = (750 ÷ 1000) м/с.

Обеспечить прочность ротора и рабочих лопаток при таких окружных скоростях практически невозможно. Кроме того, число Маха в потоке пара в этом случае составит М = 3 ÷ 4, что повлечет за собой большие волновые потери энергии в потоке.

Условия прочности вращающегося ротора в области высоких температур ограничивают окружную скорость величиной u = 180 ÷ 200 м/с.

Если принять , то скорость потока должна быть равна С_ф = u / x_p = 200 / 0,5 = 400 м/с и таким образом максимальный теплоперепад, который возможно переработать в одной ступени с достаточной экономичностью, составит:

Это значение значительно меньше располагаемого теплоперепада всей турбины, что и предопределяет ее многоступенчатую конструкцию.

2. Преимущества многоступенчатой турбины.

1.) С применением значительного числа ступеней можно для каждой ступени выбрать такой небольшой теплоперепад, чтобы при умеренных окружных скоростях обеспечить оптимальные значения u / c_ф, при которых КПД отдельных ступеней достигает максимального значения.

2.) Уменьшение теплоперепада ступени и связанное с этим уменьшение диаметра ступени (при заданной частоте вращения)

приводят к увеличению высот лопаток , а это , соответственно, приводит к снижению концевых потерь в решетке, что существенно повышает КПД ступени. Кроме того, увеличение высоты сопловых и рабочих лопаток приводит к снижению протечек пара в зазоры по бандажу и по корню рабочих лопаток.

3.) В многоступенчатой турбине энергия выходной скорости предыдущей ступени используется в сопловых лопатках последующей ступени, повышая, таким образом, располагаемую энергию последующей ступени. Поэтому потери энергии с выходной скоростью в промежуточных ступенях равны нулю. Выходная скорость теряется полностью обычно в регулирующей и в последних ступенях турбины и ее отдельных цилиндров.

4.) В многоступенчатой турбине тепловая энергия потерь предыдущих ступеней частично используется для выработки полезной энергии в последующих ступенях за счет явления возврата теплоты в турбине.

5.) Конструкция многоступенчатой турбины позволяет осуществить отборы пара для регенеративного подогрева питательной воды и промежуточного перегрева пара, что существенно повышает абсолютный КПД турбины.

Рис.1. Диаграмма отборов пара турбины К – 800 – 240 ЛМЗ.

3. Недостатки многоступенчатой турбины.

1.) С увеличением числа ступеней усложняется конструкция турбины, и возрастает стоимость ее изготовления. Для мощных энергетических турбин это окупается за счет повышения КПД турбоустановки.

2.) В многоступенчатой турбине возрастают потери от утечек пара через переднее концевое уплотнение, и возникают утечки в диафрагменных уплотнениях. Чем больше турбина имеет ступеней, тем выше давление пара перед передним концевым уплотнением. Кроме того, общий КПД турбины снижают потери энергии в перепускных паропроводах между корпусами турбины, а также гидравлические потери энергии в стопорных и регулирующих клапанах, устанавливаемых перед турбиной и перед ЧСД в турбинах с промперегревом пара.