паровые и газовые турбины для электростанций

–1

стью 1030 МВт на частоту вращения 25 с , а ЛМЗ — турбину К-1000-60/3000 мощностью 1000 МВт на

–1

частоту вращения 50 с .

Кроме ЛМЗ и ТМЗ, выпускающих турбины большой мощности, в России имеются заводы, изготавливающие турбины средней и малой мощности. Это Невский завод, поставляющий турбины для привода воздуходувок и компрессоров, КТЗ, выпускающий турбины для привода питательных насосов мощностью от 1,5 до 12 МВт с параметрами пара 3,4 МПа, 435 °С, турбины мощностью 12 и 25 МВт с одним или двумя регулируемыми отборами пара на начальные параметры 8,8 МПа, 535 °С, а также турбины для геотермальной энергетики.

1.2. ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ И КОНСТРУКЦИЯ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ

Паровая турбина является тепловым двигателем, в котором часть тепловой энергии пара превращается в механическую работу, передаваемую приводимой машине (электрическому генератору, питательному насосу, компрессору, вентилятору и др.).

Всякая турбина состоит из неподвижных и вра-

щающихся частей. Совокупность всех неподвижных частей принято называть статором турбины, а вра-

щающихся — ротором. Рассмотрим типичную конструкцию одноцилиндровой конденсационной турбины К-50-8,8 мощностью 50 МВт с начальными параметрами пара 8,8 МПа, 535 °С (рис. 1.3). В этой турбине применен комбинированный ротор. Первые 19 дисков, работающих в зоне высокой температуры, откованы как одно целое с валом турбины, последние три диска — насадные. Применение насадных дисков в зоне высокой температуры, как правило, не допускается во избежание ослабления натяга их на валу из-за ползучести. Выполнение же трех последних дисков цельноковаными потребовало бы увеличения диаметра поковки ротора.

Совокупность неподвижной сопловой решетки, закрепленной в сопловых коробках или диафрагмах, со своей вращающейся рабочей решеткой, закреп-

ленной на следующем по ходу пара диске, принято называть ступенью турбины. Проточная часть рас-

сматриваемой одноцилиндровой турбины состоит из

22 ступеней, из которых первая называется регулирующей, вторая — первой нерегулируемой, а все остальные, кроме последней, — промежуточными.

В каждой сопловой решетке поток пара ускоряется в сопловых каналах специально выбранного профиля и приобретает необходимое направление для безударного входа в каналы между рабочими лопатками. Усилия, развиваемые потоком пара на рабочих лопатках, вращают диски и связанный с

ними вал, который передает вращающий момент ротора турбины на приводимую машину (генератор, воздуходувку и др.).

По мере понижения давления пара при прохождении от первой к последней ступени удельный объем его сильно растет, что требует увеличения проходных сечений сопловых и рабочих решеток и соответственно высоты лопаток и среднего диаметра ступеней.

К переднему торцу ротора прикреплен приставной конец вала, на котором установлены бойки двух предохранительных выключателей (датчики автомата безопасности 22), воздействующие на стопорный и регулирующие клапаны, которые прекращают доступ пара в турбину при повышении частоты вращения ротора на 10—12 % по сравнению с расчетной.

Приставной конец вала с помощью гибкой муфты соединен с валом главного масляного насоса, корпус которого своим всасывающим патрубком прикреплен к приливу картера переднего подшипника.

Главный масляный насос предназначен для подачи масла в систему смазки подшипников турбины и генератора (при давлении 0,15 МПа) и в систему регулирования (при давлении 2 МПа), обеспечивающую автоматическое поддержание заданной частоты вращения ротора турбины. Датчиком частоты вращения является быстроходный упругий регулятор скорости, установленный на конце вала насоса. Со стороны выхода пара ротор турбины соединен полугибкой муфтой с ротором генератора.

Статор турбины состоит из корпуса, в который вварены сопловые коробки, соединенные с помощью сварки с клапанными коробками, установлены обоймы концевых уплотнений, обоймы диафрагм, сами диафрагмы и их уплотнения. Корпус этой турбины кроме обычного горизонтального разъема имеет два вертикальных разъема, разделяющих его на переднюю, среднюю части и выходной патрубок. Передняя часть корпуса — литая, средняя и выходной патрубок — сварные.

К неподвижным частям турбины относятся также картеры ее подшипников. В переднем картере расположен опорно-упорный подшипник, в заднем — опорные подшипники роторов турбины и генератора.

Передний картер установлен на фундаментной раме и при тепловом расширении корпуса турбины может свободно перемещаться по ней. Задний же картер выполнен заодно с выходным патрубком турбины, который при тепловых расширениях остается неподвижным благодаря его фиксации в

точке, образованной пересечением поперечной и продольной шпонок, называемой фикспунктом.

Передняя часть корпуса турбины соединена с передним картером с помощью специальных лап, предусмотренных на корпусе, и поперечных шпонок, установленных на боковых приливах картера. Благодаря такому соединению тепловые расширения корпуса турбины при прогреве и тепловые укорочения его при остывании полностью передаются переднему картеру, который, скользя по фундаментной раме, с помощью упорного подшипника

перемещает ротор на размер теплового удлинения или укорочения корпуса, что обеспечивает неизменность в допустимых пределах осевых зазоров в проточной части турбины между вращающимися

инеподвижными элементами.

Взаднем картере турбины расположено валоповоротное устройство, предназначенное для медленного вращения ротора при пуске и остановке турбины. Оно состоит из электродвигателя, к

ротору которого присоединен червяк, входящий в зацепление с червячным колесом, насаженным на промежуточный валик. На винтовой шпонке этого валика установлена ведущая цилиндрическая шестерня, которая при включении валоповоротного устройства входит в зацепление с ведомой цилиндрической шестерней, сидящей на фланце полумуфты. После подачи пара в турбину частота вращения ротора повышается и ведущая шестерня автомати-

чески выходит из зацепления из-за проворачивания ее по винтовой шпонке.

Основным назначением валоповоротного устройства является предотвращение теплового искривления ротора и нагрева баббитовой заливки подшипников при остывании и пуске турбины.

Устройства автоматического регулирования турбин и их маслоснабжения будут детально освещены в гл. 9 и 10. Здесь лишь перечислим основные

узлы системы регулирования турбины К-50-90: четыре клапана, регулирующих подачу пара в турбину, распределительный кулачковый вал, поворачиваемый зубчатой рейкой поршневого сервомотора, получающего импульс от регулятора частоты вращения и открывающего или закрывающего клапаны. Профили кулачков выполнены таким образом, что регулирующие клапаны открываются поочередно один за другим. Такое последовательное открытие или закрытие их позволяет исключить дросселирование пара, проходящего через полностью открытые клапаны при сниженных нагрузках турбины, т.е. дросселируется лишь та часть пара, которая проходит через частично открытый клапан.

Эта система парораспределения называется сопловой в отличие от дроссельной, где все количе-

ство пара как при полной, так и при сниженных нагрузках проходит через один или несколько одновременно открывающихся клапанов и, дросселируясь, поступает к соплам первой ступени с пониженным давлением. Понижение давления приводит к уменьшению располагаемого теплоперепада и соответствующему снижению экономичности турбины.

Основная потеря теплоты в турбинной установке происходит в ее конденсаторе. Для уменьшения этой потери в корпусе турбины предусмотрено несколько патрубков регенеративных отборов, через которые пар отбирается из промежуточных ступеней на подогрев питательной воды, подаваемой в котел.

1.3. ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ ЦИКЛ ТЕПЛОСИЛОВОЙ УСТАНОВКИ

Простейшая теплосиловая установка (рис. 1.4) состоит из питательного насоса 1, котла 2, пароперегревателя 3, паровой турбины 4, конденсатора 5

и электрического генератора 6. Рабочим телом ее является водяной пар.

Если эту установку выполнить без пароперегревателя, в турбину будет поступать насыщенный пар.

Рис. 1.4. Принципиальная схема теплосиловой установки

В этом случае технически возможно осуществить цикл Карно. Действительно, для влажного пара изобарные процессы подвода теплоты в котле и отвода ее путем конденсации части отработавшего пара являются также и изотермическими.

Цикл Карно для влажного пара изображен в T, s-диаграмме (рис. 1.5). На этой диаграмме линия 3—4 означает адиабатное сжатие в специальном компрессоре сильно увлажненного пара до его полной конденсации, 4—1 — испарение воды в котле, 1—2 — адиабатное расширение пара

втурбине, 2—3 — частичную конденсацию пара

вспециальном конденсаторе.

этом цикле производятся при постоянном давлении,

работа, производимая 1 кг пара при его адиабатном

ски затрачиваемая работа на сжатие 1 кг влажного пара в компрессоре.

Работа сжатия влажного пара до его конденсации во много раз превышает работу сжатия воды. Так, например, при адиабатном сжатии влажного водяного пара от давления 0,1 МПа до давления 3 МПа, при котором он полностью конденсируется,

требуется затратить работу, эквивалентную

455 кДж/кг. При адиабатном же сжатии воды от

ную всего лишь 2,75 кДж/кг, т.е. меньшую в 165 раз. Вследствие преимуществ полной конденсации влажного пара цикл Карно в чистом виде в паросиловых установках не применяется. Вместо него применяется цикл с полной конденсацией отработавшего пара в конденсаторе, называемый циклом

Рис. 1.5. Циклы Карно и Ренкина для влажного пара

в T, s-диаграмме

s

Ренкина (для влажного пара, рис. 1.5, контур 12541). Принципиальная схема установки, работающей по циклу Ренкина, приведена на рис. 1.4. Идеальный цикл Ренкина для теплосиловой установки, работающей на перегретом паре, изображен в T, s-диаграмме на рис. 1.6. На этой диаграмме показаны: a ′ a — процесс адиабатного сжатия воды в питательном насосе; ab — процесс

нагрева воды в котле до температуры кипения; bc —

испарение воды в котле; cd — перегрев пара в

перегревателе; de — изоэнтропийное расширение

пара в турбине; ea′ — конденсация отработавшего пара в конденсаторе.

Процессы нагрева, испарения и перегрева воды в котле происходят при постоянном давлении. Сле-

довательно, все количество теплоты q , передан-

1

ное 1 кг воды и пара, целиком идет на повышение энтальпии рабочего тела от энтальпии питатель-

Это количество теплоты в T, s-диаграмме изображается площадью фигуры 1abcd21.

Из турбины пар поступает в конденсатор, где при постоянном давлении конденсируется и отдает теп-

лоту q охлаждающей воде. Эту теплоту можно опре-

2

к t

конденсата h′ (в идеальном цикле Ренкина):

Это количество теплоты в T, s-диаграмме изоб-

ражается площадью прямоугольника 1a′e21.

Полезная теоретическая работа, осуществляемая 1 кг пара, равна разности между подведенной

и отведенной теплотой:

L = q – q = (h – h ) – (h – h′ ) =

Разность энтальпий h – h представляет собой

0к t

работу, производимую 1 кг пара в идеальной турбине.

Разность энтальпий h – h′ есть работа, затрачивае-

п.в к

мая на сжатие 1 кг воды в питательном насосе.

Полезная теоретическая работа, совершаемая

1 кг пара, эквивалентна площади заштрихованной

фигуры в T, s-диаграмме. Отношение этой работы к подведенной теплоте называется абсолютным, или термическим, КПД идеальной установки:

Вычитая и прибавляя в знаменателе этого выра-

жения величину h′ , получаем

к

(h – h ) – (h – h′ )

Если экономичность турбинной установки рассматривать без учета работы питательного насоса,

полагаемым теплоперепадом турбины.

Значения располагаемого теплоперепада H удобно

0

определять при помощи h, s-диаграммы (рис. 1.7). Для

этого на ней находят начальную энтальпию h ,

0

соответствующую точке d пересечения линий

заданных начальных параметров пара перед турбиной p и t . Из этой точки проводят вертикальную

00

линию изоэнтропийного расширения пара в турбине до заданного конечного давления p . Длина

ретическую работу, совершаемую 1 кг пара в тур-

бине, и является располагаемым теплоперепадом

турбины.

Значение H можно определить также расчет-

0

ным путем. При этом, если расширение заканчива-

ется в области перегретого пара, используется

уравнение идеального газа:

где k = 1,3 — показатель изоэнтропы для перегре-

того пара; p , p — начальное и конечное давления

0к

пара; v — начальный удельный объем пара.

0

Вдействительности процесс расширения пара

втурбине имеет значительную степень необрати-

мости, так как течение его в проточной части

сопровождается заметными потерями работы.

Поэтому линия процесса расширения отклоняется от изоэнтропы на диаграммах h, s (рис. 1.7) и T, s

(рис. 1.8) в сторону увеличения энтропии.

В результате увеличения энтропии отработав-

шего пара при неизменном давлении энтальпия его

повышается, разность начальной и конечной

энтальпий, представляющая собой действитель-

ную работу, производимую 1 кг пара в турбине,

соответственно уменьшается и становится равной

Отношение использованного теплоперепада H

i

к располагаемому H называется относительным

Отношение использованного теплоперепада H

i

к теплоте, подведенной к 1 кг рабочего тела в

котле q , называется абсолютным внутренним

1

КПД турбоустановки η :

i

Абсолютный внутренний КПД можно представить и как отношение внутренней мощности тур-

бины N к секундному расходу теплоты Q, подве-

i

денной к рабочему телу в котле:

Внутренняя мощность турбины определяется

по формуле

ii

Эффективная мощность N , которая может

e

быть передана валу приводимой машины, меньше

внутренней мощности N на величину механиче-

i

ских потерь N турбины (потери в подшипниках

Теоретическая мощность идеальной турбины,

в которой использованный теплоперепад равен

располагаемому, определяется по формуле

00

Отношение эффективной мощности к теоретической называется относительным эффективным

КПД турбины:

Отношение эффективной мощности турбины

к расходуемому количеству теплоты, подведенной

в котле, называется абсолютным эффективным КПД турбоустановки:

NN N

Отношение мощности на зажимах электриче-

ского генератора N к эффективной мощности N

э e

называется КПД электрического генератора η :

Отношение электрической мощности генера-

тора к теоретической мощности идеальной турбины называется относительным электрическим

КПД турбоагрегата:

Произведение абсолютного (термического)

КПД на относительный электрический называется

абсолютным электрическим КПД турбоустановки:

Из (1.15) следует, что существуют два пути повышения экономичности турбоустановки. Первый путь направлен на увеличение термического КПД цикла за счет повышения разности средней температуры подвода теплоты в котле и температуры, при которой отводится теплота в конденсаторе. Второй путь заключается в совершенствовании конструкций турбины и генератора, главным образом в уменьшении потерь в проточной части турбины, механических потерь и потерь в генераторе.

Классификация КПД и мощностей турбин и турбинных установок приведена в табл. 1.1.

При оценке эффективности электрической станции в целом необходимо дополнительно учитывать потери теплоты в котле, расход энергии на привод

Та бл и ц а 1.1. Мощности и КПД турбин и турбинных

установок

питательных насосов, потери давления и теплоты в паропроводах и др.

Удельный расход пара на выработку 1 кВт æч

Экономичность конденсационных турбоустановок, кДж/(кВт æч), как правило, оценивается по удельному расходу теплоты на один выработан-

ный киловатт-час и подсчитывается по формуле

э

где h — энтальпия свежего пара, кДж/кг; h′ —

0 к

энтальпия конденсата отработавшего пара, кДж/кг.

Поскольку 1 кВт = 1 кДж/с, отношение расхода теплоты, выраженного в килоджоулях в секунду,

ээ

представляющей собой обратную величину абсолютного электрического КПД.

1.4. ВЛИЯНИЕ ПАРАМЕТРОВ ПАРА НА КПД ИДЕАЛЬНОГО ЦИКЛА

Характер зависимости термического КПД от параметров пара в различных точках цикла проще всего установить из рассмотрения цикла в T, s-диа- грамме. При этом для большей наглядности целесообразно заменить цикл Ренкина эквивалентным

циклом Карно.

В цикле Ренкина подвод теплоты при нагреве питательной воды до температуры насыщения (линия ab на рис. 1.6), при ее испарении (линия bc) и перегреве пара (линия cd) осуществляется при разных температурах. Отвод же теплоты в конденсаторе в зоне влажного пара в этом цикле, как и в цикле Карно, про-

исходит при постоянной температуре T (линия ea ′).

к

Следовательно, чтобы заменить цикл Ренкина эквивалентным циклом Карно, достаточно переменную температуру T на участке подвода теплоты заменить экви-

валентной постоянной температурой T (см. рис. 1.6),

э

при которой площадь фигуры, ограниченной контуром эквивалентного цикла, будет равна площади фигуры, ограниченной контуром цикла Ренкина, т.е. КПД

Влияние давления свежего пара. Если при

ээ1

формуле (1.18) это приведет к увеличению абсолютного КПД цикла.

Однако по мере увеличения начального давле-

ния эквивалентная температура цикла T вначале

э

возрастает, затем вследствие увеличения доли подводимой теплоты, затрачиваемой на нагрев воды до температуры насыщения, этот рост замедляется, и дальнейшее повышение давления приводит

уже к снижению T и экономичности цикла.

э

Располагаемый теплоперепад турбины H , т.е.

0

числитель в формуле (1.3), с ростом p увеличива-

0

ется до тех пор, пока в h, s-диаграмме касательная

a b к изотерме t = const не станет параллельной

00

p понижается. Этим и объясняется тот факт, что мак-

0

симум КПД η достигается при более высоком давле-

t

нии пара p , чем максимум теплоперепада H .

0 0

Повышение начального давления пара p при

0

заданной температуре t и неизменном конечном дав-

0

лении p , как видно из T, s-диаграммы (см. рис. 1.9)

к

и h, s-диаграммы (см. рис. 1.10), вызывает увеличение его конечной влажности, которая, как будет пока-

пара в T, s-диаграмме

зависимости от начального давления p при неизменной

0

начальной температуре и конечном давлении p :

к

Рис. 1.11. Влияние начального давления p на располагае-

0

мый теплоперепад H и абсолютный КПД идеального цикла

0

зано в гл. 3, приводит к снижению относительного

внутреннего КПД турбины η и эрозии рабочих

oi

лопаток. Поэтому при повышении начального давления следует увеличивать также и начальную

температуру либо применять промежуточный

(вторичный) перегрев пара. Например, для конденсационных турбин без промежуточного перегрева

при давлении свежего пара p = 3,5 … 4 МПа

0

начальная температура должна быть не ниже t =

0

= 400 … 435 °С, а при давлении p = 9 МПа — не

0

ниже 500 °С.

Влияние температуры пара. Влияние начальной температуры пара на термический КПД цикла легко выясняется при помощи T, s-диаграммы.

(рис. 1.12) приводит к возрастанию средней темпе-

щему увеличению КПД цикла. В этом особенно легко убедиться, если рассматривать повышение температуры как присоединение дополнительного

Поскольку в исходном цикле средняя температура

подвода теплоты T ниже, чем в присоединенном,

э

а температура отвода теплоты в обоих циклах одинакова, термический КПД присоединенного цикла выше, чем первоначального. Следовательно, экви-

валентная температура T и термический КПД

э1

нового цикла, состоящего из исходного и присоединенного циклов, будут выше, чем исходного.

Если процесс расширения заканчивается в зоне влажного пара, то по мере повышения начальной температуры пара уменьшается степень влажности его в последних ступенях турбины. Благодаря этому одновременно с повышением термического

грева в основном сдерживалось возможностями металлургии и было связано с заметным удорожанием электростанции, поскольку оно требует применения дорогостоящих жаропрочных сталей для пароперегревателей, паропроводов и деталей головной части турбины. Однако в настоящее время осуществляется переход к перегреву пара до 600 °С и выше.

Влияние конечного давления. Уменьшение

давления отработавшего пара p при неизменных

к

начальных параметрах p и T вызывает пониже-

00

ние температуры конденсации пара, а значит, и

температуры отвода теплоты T . Понижение же

к

средней температуры подвода теплоты T при

э

этом настолько мало, что им можно пренебречь. Поэтому уменьшение конечного давления всегда

приводит к увеличению средней температурной

разности подвода и отвода теплоты, располагаемого теплоперепада и термического КПД цикла.

В этом легко убедиться, если рассмотреть на

T, s-диаграмме два идеальных тепловых цикла, различающихся между собой только конечным

давлением пара. Площадь фигуры abcdea

(рис. 1.14), относящейся к первому циклу, больше

сящейся ко второму циклу, отличающемуся более высоким конечным давлением пара, на площадь

заштрихованной фигуры aa e ea. Следовательно,

1 1

располагаемый теплоперепад в первом цикле больше, чем во втором, на величину

H = (T – T )(s – s ′ ).

Рис. 1.14. Сравнение идеальных тепловых циклов с разными

конечными давлениями в T, s-диаграмме

Увеличение располагаемого теплоперепада при понижении конечного давления ясно можно видеть

также из h, s-диаграммы.

Теоретический предел понижения давления

в цикле определяется температурой насыщения

при конечном давлении p , которая должна быть

к

не ниже температуры окружающей среды. В противном случае будет невозможна передача теплоты, выделяющейся при конденсации пара, окружающей среде. Практически же для более или менее интенсивного теплообмена между конденсирующимся паром, отдающим теплоту, и охлаждающей водой, воспринимающей эту теплоту, должна существовать конечная разность температур.

где t — температура охлаждающей воды при входе

1в

в конденсатор; t — нагрев охлаждающей воды в конденсаторе; δ t — разность температур насыщения

пара t и охлаждающей воды на выходе из конденса-

к

тора t , или так называемый температурный напор.

2в

Температура охлаждающей воды t зависит от

1в

типа водоснабжения и климатических условий.

При прямоточном водоснабжении t принимается

1в

равной 10—12 °С, при оборотном водоснабжении

t= 20 … 25 °С.

1в

Нагрев охлаждающей воды t определяется из

уравнения теплового баланса конденсатора (см. гл. 8):

где m — кратность охлаждения, равная отношению расхода охлаждающей воды к расходу конденсирующегося пара; h – h′ — разность энтальпий отрабо-

кк

тавшего пара и его конденсата, т.е. скрытая теплота парообразования; для конденсационных турбин

h– h′ = 2200 … 2300 кДж/кг.

кк

Как видно из (1.21), чем больше кратность охлаждения m, тем меньше нагрев охлаждающей воды t, а согласно (1.20) тем ниже температура конден-

сации t , а следовательно, и давление в конденса-

к

торе. Однако увеличение кратности охлаждения повышает расход энергии на циркуляционные насосы, подающие охлаждающую воду в конденсатор, а достигаемое при этом понижение давления в конденсаторе требует увеличения проходных сечений и размеров последних ступеней турбины, что связано с ее удорожанием. Поэтому кратность охлаждения обычно выбирается в пределах от 50 до 90, чему соответствует нагрев охлаждающей воды в конденсаторе t от 11 до 6 °С.