паровые и газовые турбины для электростанций

В результате предельная мощность полуторного выхлопа увеличивается в 1,5 раза. Таким образом, при трех ЦНД мощность турбины, по параметрам идентичной турбине К-1200-23,5, можно увеличить до 1800 МВт. Однако использование ступени Баумана сопровождается снижением экономичности проточной части ЦНД (при условии одинаковой

2

выходной потери энергии c2 ⁄ 2 ) по следующим

причинам.

1.В решетках сопловых и рабочих лопаток верхнего яруса возникают большие числа М и соответственно повышенные потери энергии.

2.Снижается эффективность выходного патрубка из-за стесненности выхода из верхнего яруса.

3.Повышаются концевые потери в решетках, так как уменьшается их относительная высота. Это относится не только к решеткам ступени Баумана, но и к сопловой решетке последней ступени, в которой увеличивается осевой размер между ступенью Баумана и рабочими лопатками последней ступени.

4.Возникают дополнительные потери от перетечек пара из нижнего яруса в верхний в зазоре между соплами и рабочими лопатками ступени Баумана.

В настоящее время ступени Баумана не находят применения главным образом из-за снижения экономичности и сложности их изготовления и обеспечения вибрационной надежности. Исключением является турбина К-200-12,8 первых модификаций, в которой предпоследняя ступень выполнена двухъярусной.

5.3. ПРИБЛИЖЕННАЯ ОЦЕНКА ПРОЦЕССА ТЕЧЕНИЯ ПАРА В ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ТУРБИНЫ

Для расчетов тепловой схемы турбинной установки и для детального расчета проточной части турбины необходима предварительная оценка параметров пара вдоль проточной части проектируемой турбины. С этой целью строят процесс в h, s-диаграмме на основе оценок относительного внутреннего КПД, полученных по данным фактической эффективности турбин, находящихся в эксплуатации. После построения процесса в h, s-диаграмме легко оцениваются параметры пара в любой точке проточной части турбины и, в частности, в регенеративных отборах пара и на выходе из турбины. По приближенному процессу в h, s-диаграмме проводят расчет тепловой схемы, определяют расход пара на турбину, расходы в регенеративные подогреватели, а также приближенные характеристики тепловой экономичности паротурбинной установки: удельный расход теплоты, удельный расход пара и другие, которые уточняются повторно после проведения детального расчета проточной части турбины.

Рис. 5.3. Построение процесса расширения пара в турбине

с промежуточным перегревом пара в h, s-диаграмме

Для приближенного построения процесса в

h, s-диаграмме из задания на расчет известны параметры пара перед стопорным клапаном — точка 0 на рис. 5.3. Для того чтобы найти состояние пара перед соплами первой ступени турбины (регулирующей при сопловом парораспределении) —

параметры в точке 0 ′ на диаграмме, оценивают

потери давления при течении в паровом сите, в стопорном и регулирующих клапанах по формуле

Состояние пара в камере регулирующей ступени определяют по оценке относительного внутреннего КПД регулирующей ступени. Для турбин

–1

сn = 50 с КПД регулирующей ступени зависит

главным образом от площади проходного сечения сопловой решетки F1 и отношения скоростей u / cф .

Формулы для определения относительных внутренних КПД регулирующих ступеней, полученные на основании статистической обработки и обобщения опытных данных, записываются в следующем виде:

для одновенечных ступеней

3

Па, и удельный объем, м /кг, перед соплами регулирующей ступени; G — расход пара, кг/с.

где h к можно найти приближенным построением

процесса в h, s-диаграмме для ЦСД и ЦНД, принимая ηoi = 0,85 и используя известные из задания на

расчет значения параметров пара после промежуточного перегрева и давление за турбиной.

Формулы (5.12), (5.13) вполне аналогичны зависимостям (1.41), (1.44).

В этих формулах значение механического КПД достаточно надежно может быть оценено по рис. 5.5. Здесь же приведены потери мощности в редукторе для случая, когда турбина малой мощности связана с электрическим генератором через редуктор. На рисунке даны пределы механических потерь энергии, учитывающие разное число подшипников, разные типы масляных насосов и их приводов и т.п. Коэффициент полезного действия электрических генераторов η э.г можно принять по табл. 5.3.

Оценив таким образом по формуле (5.9) или (5.10) КПД регулирующей ступени, находят КПД нерегулируемых ступеней ЧВД и ЧСД. КПД группы ступеней с полной потерей выходной ско-

рости в последней ступени для перегретого пара и

– 1

n = 50 с подсчитывают по формуле

Рис. 5.5. Механические потери мощности в турбоагрегате:

— потери мощности в редукторе

где Gср = G1G2 — средний расход пара через

группу ступеней, кг/с; vср = v1v2 — средний

3

удельный объем пара, м /кг; G1 и G2 , v1 и v2 —

3

расходы, кг/с, и удельные объемы, м /кг, пара

гр

перед и за группой ступеней; H0 — располагаемый

теплоперепад группы ступеней, кДж/кг; ξ в.с =

1 2

=--z sin α1э ; z — число ступеней в группе.

КПД группы ступеней низкого давления на пере-

— приближенная потеря энергии с выходной скоростью в последней ступени, кДж/кг; d z / l2 z — вели-

чина, обратная веерности последней ступени; Ω —

осевая площадь сечения на выходе из рабочих

лопаток последней ступени, м 2; Gк , vк — расход,

3

кг/с, и удельный объем пара, м /кг, на выходе из последней ступени.

Если тепловой процесс расширения в группе ступеней протекает в области влажного пара, то КПД

группы находят с учетом поправки на влажность:

a вл — коэффициент, принимаемый ориентировочно

равным 0,8, если проточная часть выполнена с периферийным влагоудалением.

При построении процесса в h, s-диаграмме для проточной части турбины необходимо учитывать потери давления на следующих участках парового

рами турбины (без промежуточного перегревателя и без внешнего сепаратора)

здесь бóльшие значения потерь давления относятся к пониженному разделительному давлению;

4) в выходном патрубке турбины

2 cв.п

10

где cв.п — скорость потока в выходном патрубке,

равная 100—120 м/с для конденсационных турбин и 50—80 м/с для турбин с противодавлением; λ —

опытный коэффициент, который в зависимости от аэродинамического совершенства патрубка может колебаться в пределах 0—0,10.

В современных мощных конденсационных турбинах выходные патрубки проектируют с нулевыми или очень малыми потерями за счет использования энергии скорости потока на выходе из последней ступени турбины (диффузорный эффект выходного патрубка). В турбинах старых выпусков потери в выходном патрубке значительны.

После построения процесса в h, s-диаграмме (см. § 5.6) проводят детальный расчет тепловой схемы паротурбинной установки. Расходы пара по отсекам проточной части, полученные при этом расчете, используют при детальном расчете проточной части проектируемой турбины.

5.4.ОЦЕНКА ДИАМЕТРОВ, ЧИСЛА СТУПЕНЕЙ

ИРАСПРЕДЕЛЕНИЕ ТЕПЛОПЕРЕПАДОВ ПО СТУПЕНЯМ ТУРБИНЫ

Прежде чем приступить к детальному расчету каждой ступени турбины, производят разбивку общего теплоперепада турбины по ступеням. Для этой цели вначале оценивают размеры первой нерегулируемой и последней ступеней турбины.

Основные трудности, возникающие при проектировании последних ступеней конденсационных турбин, детально рассмотрены в § 5.2.

Основные размеры рабочей решетки последней ступени — средний диаметр d 2 и высоту рабочих

лопаток l2 , зависящие главным образом от объем-

ного расхода пара, — определяют по уравнению неразрывности, записанному для выходного сечения рабочих лопаток, перпендикулярного оси ротора:

Gкvк

Ω= -------------------- , c2 sin α2

где Gк — общий расход пара в конденсатор, оценен-

ный по (5.13); угол выхода потока из рабочей лопатки α2 можно приближенно принимать 90°;

удельный объем пара vк берут из предварительно

построенного процесса в h, s-диаграмме по состоянию пара на выходе из последней ступени турбины. Потери энергии с выходной скоростью из последней ступени конденсационной турбины обычно

2

принимают в пределах c2 ⁄ 2 = 20 … 40 кДж/кг.

Оценив по приведенной формуле значение Ω, сравнивают его с предельным значением Ω для выполняемых в настоящее время последних ступеней. Если Ω существенно превышает предельное значение (см. табл. 5.1), то приходится выполнять турбину с несколькими параллельными потоками пара в ЦНД.

Средний диаметр последней ступени турбины

можно определить по формуле

d2 = Ωθ ⁄ iπ ,

где i — число потоков в ЦНД; θ = d 2/l2 принимают

равным 2,5—3,0 для турбин большой мощности с предельно напряженной лопаткой последней ступени и 3,5—7,0 для турбин небольшой мощности.

высокоэффективной рабочей лопатки, а также повышается вероятность отрывных течений в прикорневой зоне рабочих лопаток на переменных режимах работы ступени. Кроме того, нецелесообразно выбирать небольшой средний диаметр d 2

последней ступени, так как в этом случае увеличивается общее число ступеней турбины.

Определение размеров первой нерегулируемой ступени можно проводить так же, как и для последней ступени, на основе уравнения неразрывности, например по (5.1). Подставив в соотно-

В этом уравнении расход G известен из предварительной оценки по (5.12) или задан, n задано. Значения остальных величин выбирают или оценивают. Удельный объем v1t оценивают по h, s-диаграмме по

состоянию пара на выходе из сопловой решетки первой нерегулируемой ступени; для этой цели откла-

пара в камере регулирующей ступени. Отношение x ф = u / cф для активных ступеней лежит в преде-

лах от 0,40 до 0,52. Малые значения x ф выбирают

для ступеней с парциальным подводом пара. Для

ступеней с полным подводом пара и с небольшой

= 0,50 … 0,52. Высоту лопатки для турбин небольшой мощности выбирают не менее 12 мм. Если при этом диаметр получают небольшим (например,

– 1

меньше 0,6—0,7 м для частоты вращения n = 50 с ),

то приходится вводить парциальный подвод, т.е. принимать e < 1, чтобы обеспечить увеличение диаметра и соответственно увеличение теплоперепада

H0 , приходящегося на нерегулируемую ступень.

При малом теплоперепаде в ступени увеличивается общее число ступеней турбины, что удорожает ее изготовление. Однако следует иметь в виду, что при увеличении числа ступеней повышается относительный внутренний КПД проточной части турбины. Угол выхода из сопловой решетки выбирают небольшим: α 1э = 11 … 12° для турбин малой мощ-

ности при высоте лопаток 12—14 мм. Для турбин большой мощности угол α 1э = 13 … 16°, а высоту

лопаток определяют из уравнения (5.23), задавшись целесообразным диаметром первой нерегулируемой ступени в диапазоне 0,8—1,1 м. Степень реактивности в (5.23) принимают в зависимости от отношения d / l, как указывалось в гл. 3, по формуле (3.58), в которой ρ к = 0,03 … 0,07.

Для конденсационных турбин очень малой мощности (Nэ < 4,0 МВт) целесообразно увеличивать

– 1

частоту вращения ротора турбины (более 50 с ), а привод электрического генератора осуществлять через понижающий редуктор (см. § 5.1).

Расчет первой нерегулируемой ступени турбины реактивного типа отличается тем, что минимальную высоту сопловых лопаток принимают повышенной, т.е. l ≥ 20 мм; ступень выполняется всегда с полным подводом пара, e = 1,0; угол выхода потока из сопл α 1э = 15 … 18°; степень реактивно-

сти ρ = 0,5; отношение скоростей x ф = 0,56 … 0,60.

Задача по определению числа ступеней турбины и распределению теплоперепадов по ним не имеет однозначного решения. Как уже указывалось, с увеличением числа ступеней турбины уменьшаются средние диаметры решеток, увеличиваются высоты лопаток и соответственно повышается КПД ηоi

проточной части. Поэтому, например, у турбины, использующей дорогое топливо или работающей

вбазовом режиме нагрузки, проточную часть целесообразно выполнять с большим числом ступеней. Наоборот, если в первую очередь важно снизить стоимость изготовления турбины, то ее проточную часть выполняют с пониженным числом ступеней

водном или двух цилиндрах.

При распределении теплоперепадов по ступеням необходимо обеспечить плавность изменения диаметров вдоль проточной части от первой нерегулируемой до последней ступени. В конденсационных одноцилиндровых турбинах, когда диаметр первой нерегулируемой ступени составляет 0,4— 0,5 диаметра последней, из-за резкого увеличения диаметров проточную часть приходится составлять из двух или более групп ступеней со скачком диаметров при переходе от одной группы к другой. В месте скачка диаметров для организации аэродинамически эффективного входа пара в сопла первой ступени второй группы предусматривают камеру за счет увеличения осевого промежутка между соседними ступенями обеих групп. Если первые ступени выполняют с парциальным подводом пара, то целесообразно все первые ступени с парциальным впуском располагать в первой группе ступеней, а ступени с полным подводом, т.е. с e = 1, — во второй группе, чтобы в камере между группами ступеней обеспечивалось растекание пара по всей окружности на входе во вторую группу.

В многоцилиндровой турбине определение числа ступеней и разбивку теплоперепадов по ним выполняют для каждого цилиндра независимо, т.е. для каждого цилиндра оценивают диаметры первой и последней ступеней, в пределах каждого цилиндра обеспечивают плавность проточной части.

Определение числа ступеней турбины и разбивку теплоперепадов по ним рационально произ-

водить с помощью специальной диаграммы

(рис. 5.6). Для построения этой диаграммы выби-

Рис. 5.6. Диаграмма для определения числа ступеней и рас-

пределения теплоперепадов по ступеням:

z — номер ступени

вают диаметр первой нерегулируемой ступени, а в конце отрезка — диаметр последней ступени турбины или отсека ее проточной части. Затем в соответствии с указанными ординатами проводят кривую ординат диаметров всех промежуточных ступеней d. В части высокого давления кривая диаметров близка к прямой с небольшим наклоном, так как диаметры от ступени к ступени здесь увеличиваются незначительно. В части низкого давления конденсационных турбин кривая диаметров имеет крутой подъем, обусловленный интенсивным ростом объемных расходов пара.

На этой же диаграмме строят кривую отноше-

ний скоростей x ф = u/ cф для всех ступеней. Значе-

ния x ф назначают близкими к оптимальным из усло-

вия максимума КПД ηоi. Как указывалось в гл. 3,

(x ф)опт зависит от степени реактивности ступени,

потерь трения, сегментных, вентиляции, от утечек пара и от влажности. От ступени к ступени умень-

шается отношение θ = d / l2 и, следовательно, в

соответствии с формулой (3.58) увеличивается степень реактивности ступени, а при увеличении ρ

растет и оптимальное отношение скоростей.

С уменьшением перечисленных выше потерь энергии также увеличивается оптимальное значение x ф.

Часто для ЧВД в связи с незначительным ростом

высоты лопаток отношение скоростей x ф прини-

мают постоянным вдоль проточной части. Для ЧСД и ЧНД отношение x ф увеличивается от ступени к

ступени, как показано на рис. 5.6. Далее по значению выбранного среднего диаметра ступени и отношению скоростей можно определить располагаемый теплоперепад ступени. Действительно,

Для разбивки теплоперепадов по ступеням и их увязки с общим теплоперепадом нерегулируемых ступеней важно определить располагаемый тепло-

перепад по статическим параметрам H0 :

H0 = H0 – c20 ⁄ 2 .

Энергия выходной скорости предыдущей ступени

2

c0 ⁄ 2 обычно составляет 4—8 % теплоперепада

причем коэффициенты перед H0 соответствуют:

0,92 — углу выхода из сопловой решетки α 1э =

= 16 … 17°, а 0,96 — углу α 1э = 12°. Так как в пер-

вой ступени отсека энергия выходной скорости пре-

2

дыдущей ступени не используется, т.е. c0 ⁄ 2 = 0 ,

то для этой ступени H0 = H0 .

Таким образом, по значениям d и x ф можно из

(5.24) и (5.25) определить располагаемые теплоперепады вдоль отрезка a и нанести соответствующую кривую H0 на диаграмме. Далее, если отрезок a раз-

бить на m отрезков и на концах этих отрезков из диаграммы определить теплоперепады H 0, то сред-

ний теплоперепад ступени определится по формуле

m + 1

где H0н — располагаемый теплоперепад нерегули-

руемых ступеней, определяемый по состоянию пара в камере регулирующей ступени и давлению на выходе из выходного патрубка турбины; q t —

коэффициент возврата теплоты.

После округления числа ступеней z до целого находят теплоперепад, приходящийся на каждую ступень, для чего отрезок a делят на z – 1 частей и в точках деления по кривой H0 находят предвари-

тельное значение теплоперепада H0′ для каждой

ступени. Затем уточняют значения теплоперепадов,

z

для чего сумму ∑H0′ сравнивают с произведением

i

H0н(1 + qt ). Разность

определения теплоперепадов ступеней иллюстрируется табл. 5.4. Здесь в последней строке приводятся значения окончательных теплоперепадов, используемых при детальном расчете ступеней турбины. Следует заметить, что при детальном расчете возможна корректировка полученного распределения теплоперепадов и средних диаметров ступеней

с целью обеспечить плавность меридиональных обводов проточной части.

При разбивке теплоперепадов по ступеням необходимо иметь в виду важные особенности выбора кривой распределения диаметров вдоль проточной части турбины. Обычно при разбивке теплоперепадов исходным является изменение не среднего диаметра d, а корневого dк , равного

dк = d – l,

т.е. диаметра корневых сечений профильной части рабочих лопаток.

Для части высокого давления, а иногда и для всей проточной части турбины принимают постоянный корневой диаметр всех ступеней dк = const.

Такой закон изменения диаметров всех ступеней позволяет обеспечить унификацию хвостовых креплений лопаток, постоянство диаметров обточки дисков, а также размеров пазов в дисках, протачиваемых для крепления лопаток. Если в группе ступеней с постоянным корневым диаметром принять постоянное значение отношения скоростей и степени реактивности в сечениях у корня рабочих лопаток, то все лопатки этой группы будут иметь одинаковые профили и, следовательно, лопатки будут различаться только высотой, а теплоперепады всех ступеней в группе будут одинаковые. Такая унификация позволяет использовать один и тот же инструмент и приспособления, удешевляет изготовление турбины.

При построении диаграммы распределения теплоперепадов (см. рис. 5.6) условие постоянства корневого диаметра приводит к некоторым особенностям в назначении средних диаметров первой и последней ступеней в рассчитываемом отсеке ступеней. В этом случае из уравнения (5.23), принимая e = = 1,0; d = dк + l1 , т.е. пренебрегая разностью корне-

вых диаметров по соплам и по рабочим лопаткам, получаем

2 Gv1txфк

(d + l ) l = ------------------------------------------------------- , (5.28)

к 1 1 2

π μ1n 1 – ρк sinα1э

где xфк = uк /сф.

Это уравнение, справедливое для любой ступени группы, позволяет найти диаметр последней ступени по принятому значению среднего диаметра (следовательно, и корневого) первой ступени. Действительно, при dк = const из (5.28) для последней

(z)

ступени группы можно найти высоту сопл l1 и

затем средний диаметр последней ступени

(z) (z)

d = dк + l1 .

Зная средние диаметры первой и последней ступеней, далее намечают кривую средних диаметров на диаграмме рис. 5.6 так же, как указано выше.

Для части низкого давления, а иногда и для части среднего давления применяют увеличение или уменьшение корневого диаметра dк вдоль про-

точной части. Каждый из этих способов имеет характерные преимущества и недостатки.

При понижении корневого диаметра в направлении потока пара можно отметить следующие преимущества: 1) улучшается в корневой зоне обтекание сопловой и рабочей решеток и уменьшается тенденция к отрыву потока от корневых обводов; 2) уменьшается угол наклона меридионального обвода сопловой и рабочей решеток, что снижает коэффициенты потерь энергии в их периферийных концевых зонах; 3) повышаются средние диаметры первых ступеней и соответственно сокращается число ступеней турбины.

К недостаткам такого способа изменения диаметров ступеней относятся: 1) невозможность унификации хвостовиков лопаток и дисков; 2) уменьшение высоты лопаток первых ступеней.

Этот способ находит достаточное распространение (ЦНД турбин К-500-5,9/1500 ХТЗ, К-300-23,5 ХТЗ).

При увеличении корневого диаметра вдоль проточной части можно отметить преимущество, важное значение которого проявляется при малых объемных расходах пара в первых ступенях проточной части. При этом способе первые ступени

выполняют с пониженным средним диаметром и, следовательно, с лопатками увеличенной высоты. Поэтому концевые потери первых ступеней в этом случае уменьшаются. Проточная часть унифицированного ЦНД турбин К-300-23,5, К-500-23,5 и К-800-23,5 ЛМЗ выполнена с увеличением корневых диаметров.

Примеры расчета числа ступеней и разбивки теплоперепадов между ними приведены в § 5.7.

5.5. ОСОБЕННОСТИ ДЕТАЛЬНОГО РАСЧЕТА ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ТУРБИНЫ

После оценки числа ступеней и их теплоперепадов проводят детальный расчет каждой ступени турбины. При этом необходимо иметь в виду некоторые особенности этого расчета.

1.Расходы пара в регулирующей ступени и в первой нерегулируемой ступени различаются из-за утечки пара через переднее концевое уплотнение. Поэтому необходимо оценить эту утечку по известным формулам расчета концевых уплотнений (см.

§3.2). Иногда необходимо также учитывать изменение расхода пара через промежуточные ступени за счет поступающего из переднего концевого уплотнения пара дополнительно к основному потоку. Следует также отметить, что протечки пара через диафрагменные уплотнения невелики и поэтому при расчете размеров сопловых и рабочих лопаток их обычно не учитывают. Эти протечки необходимо учитывать при расчете внутреннего относительного КПД ступени.

2.В расчете промежуточных ступеней турбины необходимо правильно оценивать использование выходной скорости предыдущей ступени в последующей. Для ступеней, спроектированных на оптимальные условия работы, т.е. при угле выхода α2 ,

близком к 90°, коэффициент использования выходной скорости в.с принимают равным единице. При

углах α2 , отличающихся от 90°, и при сопловой

решетке последующей ступени, рассчитанной на угол входа α0 = 90°, коэффициент использования

энергии выходной скорости предыдущей ступени определяют по формуле

2

в.с = sin α2 .

Энергия выходной скорости не используется в первых ступенях каждого отсека проточной части, когда перед этой ступенью имеется объемная камера. Поэтому в первых ступенях отсеков необходимо повышать располагаемый теплоперепад по статическим параметрам H0 на значение энергии

выходной скорости (1,5—3,0 кДж/кг) по сравнению

с последующей ступенью, в которой используется энергия выходной скорости предыдущей (первой) ступени. Во всех других ступенях энергия выходной скорости также используется. Важно отметить,

что формулы для определения КПД η о.л и распола-

гаемой энергии E0 промежуточной ступени приоб-

ретают различный вид для первых, промежуточных и последней ступеней отсека:

Для любой из перечисленных ступеней КПД можно определять через проекции скоростей

как η о.л = (u Σ cu ) / E0 . Здесь располагаемая энер-

гия E0 для каждого типа ступени определяется по

приведенным выше формулам.

3. Как указывалось ранее, для унификации хвостовиков лопаток в ЧВД и часто в ЧСД корневой диаметр выполняют постоянным для всех ступеней. Кроме того, для унификации профилей сопловых и рабочих лопаток в группе ступеней выполняют постоянными углы выхода из сопл α1 и из рабочих

лопаток β2 (при d ⁄ l2 ≥ 10 … 12), постоянны также

отношения скоростей (u / cф )к и степень реактивно-

сти в корневом сеченииρ к . В этом случае треуголь-

ники скоростей для всех ступеней будут равными при dк = const. При соблюдении этих условий про-

фили как сопловых, так и рабочих лопаток всех ступеней данной группы можно выполнять одинаковыми при условии сохранения изгибной прочности этих лопаток. При большей веерности (при ϑ < < 10… 12) в группе ступеней с dк = const все сопло-

вые и рабочие лопатки выполняются одинаковыми по форме: все ступени в группе получаются из последней ступени подрезкой сопловых и рабочих лопаток сверху. Часто по условиям изгибной прочности лопатки последних ступеней в группе приходится выполнять с увеличенной хордой.

4. В направлении потока пара от ступени к ступени увеличивается их веерность l2 / d 2 и поэтому

увеличивается степень реактивности ρ в сечении по среднему диаметру при сохранении небольшой положительной степени реактивности у корня ρ к.

Степень реактивности в сечении по среднему диаметру определяют по формуле (3.62).

5. Для ступеней среднего и низкого давления крупных конденсационных турбин обычно ϑ < 10…12, поэтому как сопловые, так и рабочие лопатки выполняются с переменным профилем по высоте и закрученными: с переменными α1 и β2 по высоте.

Для турбин предельных мощностей 800—1200 МВт почти все ступени (кроме регулирующей) или все ступени выполняются с лопатками переменного профиля по высоте и закрученными.

6. Угол α 1 сопловых лопаток может сущест-

венно изменяться от ступени к ступени в части низкого давления конденсационных турбин. Это изменение необходимо выполнять для обеспечения достаточно плавных обводов проточной части в меридиональном сечении или, другими словами, для создания необходимой интенсивности нарастания высоты лопаток. В первых ступенях ЧНД угол

α 1 уменьшают, чтобы обеспечить повышенную

высоту лопаток, а в последних ступенях, наоборот, угол α 1 увеличивают, чтобы уменьшить высоту

лопаток.

7. Числа М в сопловых и рабочих лопатках от ступени к ступени возрастают (в нерегулируемых ступенях), так как средние диаметры ступеней увеличиваются, а вместе с ними увеличиваются и теплоперепады, а следовательно, и скорости c1t и w2t;

с другой стороны, скорость звука от ступени к ступени уменьшается, так как вдоль проточной части уменьшается температура пара. Таким образом, сверхзвуковые скорости могут возникать в регулирующих ступенях с повышенным теплоперепадом и в последних ступенях турбины. Число М в нерегулируемых ступенях изменяется от 0,25—0,6 в ЧВД до 1,5—2,0 в последних ступенях предельных размеров. Поэтому при расчете последних ступеней необходимо учитывать дополнительные потери энергии, связанные со сверхзвуковым обтеканием решеток.

Перечисленные особенности не исчерпывают всего многообразия вопросов, встречающихся при детальном расчете проточной части турбины. Пример такого расчета приведен в § 5.7.

Рассмотрим особенности расчета реактивных ступеней. Кроме рассмотренных, для реактивных ступеней имеют место специфические особенности по сравнению с активными ступенями. Как уже указывалось, для реактивных ступеней минимальная высота лопаток первых нерегулируемых ступе-

ней существенно выше, чем для активных, и составляет 20—25 мм. При меньших высотах лопаток в реактивных ступенях возникают повышенные протечки пара в зазорах между сопловыми лопатками и ротором, а также между рабочими лопатками и статором. При этом обязательным является впуск пара в первые нерегулируемые ступени по всей окружности сопловой решетки, т.е. e = 1. Угол выхода из сопловых лопаток этих ступеней составляет 15—18°; степень реактивности всех ступеней, за исключением последних двух-трех, равна 0,5. В последних ступенях из-за большой веерности и обязательной положительной степени реактивности у корня степень реактивности по среднему диаметру больше 0,5.

5.6. ОСОБЕННОСТИ ВЛАЖНО-ПАРОВЫХ ТУРБИН АЭС

Подавляющее большинство турбин АЭС работает на насыщенном паре. Особенности использования влажного пара в турбинах АЭС существенным образом влияют на их расчет и конструкцию.

Рассмотрим некоторые из этих особенностей.

Малый располагаемый теплоперепад. В большинстве турбин насыщенного пара располагаемый теплоперепад приблизительно в 2 раза меньше, чем в турбинах на высокие начальные параметры пара. Так, например, в современных турбинах насыщенного пара с внешней сепарацией при p0 = 6,0 МПа

располагаемый теплоперепад составляет менее 60 %

являются: 1) отсутствие ЦСД в большинстве влажно-паровых турбин; 2) выработка в ЦНД примерно 50—60 % всей мощности турбины, поэтому влияние ЦНД на экономичность оказывается весьма существенным; 3) заметное влияние на экономич-

ность турбины потерь с выходной скоростью H в.с ,

эффективности выходного патрубка, потерь от дросселирования в паровпускных органах, в ресиверах, в тракте внешнего сепаратора-перегревателя.

Объемные расходы пара. В турбинах насыщенного пара из-за пониженных начальных параметров, меньшего располагаемого теплоперепада и пониженного КПД объемные расходы пара примерно на 60—90 % больше, чем в турбинах на высокие параметры той же мощности. В связи с этим для конструкции турбин АЭС характерны следующие особенности: 1) повышенные габариты паровпускных органов; 2) двухпоточное исполнение ЧВД турбин мощностью выше 500 МВт; 3) большие высоты лопаток регулирующей ступени, что затрудняет применение парциального подвода пара, т.е. сопло-

вого парораспределения из-за значительных изгибающих напряжений в лопатках; 4) большие расходы пара в ЦНД, что требует увеличения числа потоков, применения пониженной частоты вращения.

Влажность пара. Для турбин АЭС особо важна проблема влажности, так как большинство ступеней таких турбин работают в зоне влажного пара. Приближенно можно считать, что увеличение средней влажности пара на 1 % приводит к уменьшению внутреннего относительного КПД турбины на 1 %.

Образование влаги в паре относительно высокой плотности в начале его расширения вызывает эрозионное разрушение элементов проточной части. В турбинах, работающих на влажном паре, существуют различные виды эрозии: ударная, щелевая, эрозия вымывания, встречающаяся в ресиверах, сепараторах и других частях, на которые действует влага в виде струй.

Одним из эффективных методов снижения потерь от влажности пара является проектирование ступеней и решеток турбины с учетом особенностей течения влажного пара. В частности, увеличение зазора между сопловыми и рабочими решетками ведет к выравниванию потока при входе на рабочее колесо и дополнительному разгону капель влаги. Однако за счет этого уменьшается кинетическая энергия потока на входе в рабочую решетку. Поэтому в каждой ступени существуют оптимальное соотношение размеров и оптимальный осевой зазор. Опыты показали, что увеличение осевого зазора существенно не сказывается на экономичности ступени. В некоторых турбинах размер осевого зазора в периферийной части последних ступеней доходит до 100 мм и более. Существуют и другие методы рационального проектирования ступени: уменьшение окружной скорости на периферии лопаток, достигаемое сокращением высоты лопаток, переходом на пониженную частоту вращения, уменьшением числа сопловых лопаток, благодаря чему сокращается количество крупной влаги, срывающейся с выходных кромок сопловых лопаток и попадающей на рабочие лопатки.

Единичная мощность. Из-за уменьшенного располагаемого теплоперепада турбины влажного пара ее мощность составляет лишь часть мощности турбины на сверхкритические параметры пара при одинаковом давлении в конденсаторе и равном числе однотипных выходных частей низкого давления.

Вопрос о целесообразной предельной единичной

– 1

мощности быстроходных турбин АЭС (n = 50 с ) решается главным образом в зависимости от допустимого числа цилиндров в одновальном агрегате, значений вакуума и выходных потерь. Например,

конструктивная схема турбины мощностью 500 МВт включает пять цилиндров, в том числе четыре ЦНД.

Для повышения предельной мощности быстро-

ходных турбин АЭС существуют следующие пути.

1. Увеличение пропускной способности последней ступени. В настоящее время накоплен опыт

эксплуатации турбин, имеющих площадь выхода

рассчитанной для работы на насыщенном паре давлением на входе 6,0—7,0 МПа, на выходе до 4 кПа и имеющей восемь потоков (четыре двухпоточных ЦНД) на базе последней ступени с высотой рабочей лопатки около 1000 мм, оценивается в 700 МВт, а мощность 1000 МВт может быть достигнута при ухудшении вакуума.

2. Снижение экономичности турбины за счет повышения конечного давления pк или увеличения

потерь с выходной скоростью. Переход от pк =

= 3,5 кПа к pк = 5 кПа при тех же размерах послед-

ней ступени повышает мощность турбины на 43 %, снижая КПД на Δη э/η э = 0,9 %. Увеличение H в.с

в 1,5 раза повышает мощность в 1,22 раза, снижая экономичность турбины на Δη э/η э = 1,3%.

3. Уменьшение частоты вращения вдвое. Турбины насыщенного и слабоперегретого пара для

АЭС в настоящее время выполняют тихоходными

– 1

(n = 25 с ), начиная с турбин мощностью 500— 1000 МВт (см. § 5.2).

Надежность. К турбинам АЭС предъявляются повышенные требования по надежности. Причиной этого является невозможность немедленной остановки реактора при аварийной остановке турбины. В связи с этим при проектировании турбин АЭС предусматривают большие запасы прочности, применяют более качественные материалы, по возможности используют уже апробированные сопловые и рабочие решетки. Радикальным средством повышения надежности является уменьшение частоты вращения, позволяющее снизить напряжения в элементах ротора, увеличить его жесткость, сократить число цилиндров.

Влияние аккумулированной в турбине влаги на разгонные характеристики турбоагрегата.

Как и в турбинах с промежуточным перегревом пара для ТЭС, в турбинах АЭС из-за большого объема и протяженности паропроводов между цилиндрами при сбросе нагрузки может увеличиться частота вращения ротора. В турбинах насыщенного пара к этому добавляется вскипание и испарение влаги, сконденсировавшейся на поверхностях ротора, неподвижных деталях турбины, в сепараторе и т.п.