17. Турбины предельной мощности

Предельной мощностью конденсационной турбины можно назвать ту наибольшую мощность, на которую она может быть сконструи­рована и построена при заданных параметрах пара и числе оборотов.

Уравнение мощности однопоточной конден­сационной турбины приближенно подсчи­тывают по формуле

(15)

где - расход пара в конденсатор однопоточной турбины; т - коэффициент, учитывающий выра­ботку мощности потоками пара, направляемыми в регенеративные отборы.

Из этого уравнения следует, что мощность турбины зависит главным образом от расхода пара, так как определяется параметрами па­ра, а изменяются в сравнительно небольших пределах.

Для турбины конденсационного типа ве­личина расхода пара лимитируется размера­ми рабочих лопаток последней ступени, т.к. эта ступень работает с наибольшим объёмным расходом пара. Однако, по условиям механической прочности от действий центробежных сил увеличение длины лопаток допустимо только до известного предела (l≈1м), что лимитирует расход пара и соответственно предельную мощность турбины.

Если требуется пропустить через турбину больше пара, а дальнейшее увеличение длины лопаток невозможно, то при достижении расширяющимся паром определённого объёма его разделяют на несколько потоков. В простейшем случае таких потоков будет два и их конструктивно объединяют в отдельный двухпоточный цилиндр низкого давления (ЦНД), схема которого показана на рис.19.

В уникальной турбине K-1200-240 ЛМЗ, последний ряд лопаток изготовлен из титанового сплава и имеет длину 1200 мм. Пре­дельная мощность одного потока этой турбины со­ставляет 200 МВт.

Рис.20. Потоки пара в турбине К-1200-240

Общая мощность турбины, равная в 1200 МВт, достигнута за счет применения шести параллельных потоков пара, поступающих в конден­сатор (рис.20), при этом на пути каждого потока в ЦНД выполняют одинаковые турбинные ступени. Таким образом, увеличение числа потоков пара в конденсатор является одним из способов повыше­ния предельной мощности турбины.

Однако увеличе­ние числа потоков пара в конденсатор ограничено, так как 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.

К многоцилиндровой конструкции естественным путем приводит также и необходимость в использование промежуточного перегрева пара, когда пар выводится из турбины в котел и затем возвращается в турбину. Конструктивно это проще всего осуществить, выполняя раздельно ци­линдр высокого (ЦВД) и среднего давлений (ЦСД).

18. Уравновешивание осевых усилий в турбине

Надёжность работы турбины в большой мере зависит от работоспособности упорного подшипника, который воспринимает результирующее осевое усилие, действующее на ротор. 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.

Радикальным способом уменьшения осевого усилия является использование симметричной (двухпоточной) конструкции цилиндров, показанной раннее на рис.19. Однако двухпоточная конструкция неприменима при ма­лых объемных пропусках пара, обусловливающих малые высоты лопаток в ЦВД и большие потери.

Рис.21. Схема разгрузки упорного подшипника в двухцилиндровой турбине

В конденсационных турбинах без промежуточ­ного перегрева пара уравновешивание осевых уси­лий производится за счет противоположного на­правления потоков в соседних цилиндрах (рис.21).

В турбинах с промежуточным перегревом пара уравновешивание этим способом при переходных режимах осуществлять нельзя. Здесь роторы ЦВД и ЦСД должны быть уравновешены каждый индивидуально. Обычно это обеспечивается разгрузочным поршнем (см.рис.9).

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.