Устройство и принцип действия паровых турбин

Паровые и газовые турбины представляют собой тепловые двигатели с вращающимся ротором, рабочие процессы в котором осуществляются непрерывно. Рабочим телом в паровых турбинах является перегретый водяной пар заданных параметров, в газовых турбинах - продукты сгорания газообразного или жидкого топлива с воздухом. Эти тепловые двигатели компактны, быстроходны и достаточно экономичны, что предопределило их широкое распро­странение в энергетике.

В силу своих конструктивных особенностей паровые турбины допускают:

• концентрацию огромной мощности в одном агрегате (до
1200 МВт);

• прямое соединение и равномерность вращения электриче­
ского генератора, что дает возможность легко поддерживать посто­
янную частоту генерируемого электрического тока;

• использование на электростанциях любых видов топлива.

Все эти свойства дополняются достаточно высокой энергети­ческой эффективностью паровых турбин, которые уступают в этом отношении только двигателям внутреннего сгорания. В паровых турбинах рабочий процесс протекает непрерывно. При этом проис­ходит преобразование потенциальной энергии пара в кинетическую энергию, которая затем трансформируется в механическую работу и электрическую энергию.

Преобразование потенциальной энергии перегретого пара в кинетическую энергию происходит в специальных устройствах -неподвижных каналах переменного сечения, которые делятся на сужающиеся (конфузоры) и расширяющиеся (диффузоры). В энер­гетике такие устройства называют соплами. Эти устройства явля­ются неотъемлемой частью всех видов турбин.

Для того чтобы перевести в кинетическую энергию всю по­тенциальную энергию пара, применяют сопла Лавэля. В сужаю­щихся каналах сопла Лаваля скорость потока возрастает, а давле­ние падает, в расширяющихся давление уменьшается, а скорость растет. При проходе через сопло пар в самом узком месте приобре­тает критическое давление (р_кр = 0,55-0,58 р_иач), которому соответ­ствует максимальный расход пара через сопла, и критическую ско­рость (С_кр = С_зв), равную скорости распространения звука в данной среде (С_зв = 450 м/с). В расширяющейся части сопла продолжается процесс расширения, вследствие чего давление пара уменьшается, а его скорость становится выше критической. Соответствующим подбором выходного сечения сопла можно достичь равенства дав­лений истечения и среды.

В соответствии с первым законом термодинамики количество теплоты (dq), подведенное к системе, равно сумме внутренней энергии (du) и работы (dw), совершаемой системой:

dq = du +dw.

Работу, которую совершает газ при постоянном давлении,

dw= pdv,

можно представить как разность между работой, совершаемой га­зом при изменении давления и объема, d(pv), и работой, совершае­мой при изменении давления и постоянном объеме, vdp, т. е.

Откуда

где А - тепловой эквивалент работы, А = 1/427;

g - ускорение свободного падения, g = 9,81 м/с².

Следовательно, зная начальные и конечные параметры пара, можно определить скорость его истечения из сопла:

тогда

где dq = d(u + hv) = di - энтальпия (теплосодержание).

При постоянном давлении р = const элементарная удельная работа расширения газа vdp = 0, следовательно, dq = di. При адиа­батическом течении потока q = const, когда работа не производит­ся dl = 0, тогда из уравнения первого закона термодинамики следу­ет, что удельное приращение кинетической энергии

Интегрируя это уравнение в пределах процесса, получим

где Со и С₁ - скорость на входе и выходе из сопла;

i₀ и i₁- теплосодержание пара на входе и выходе из сопла.

Таким образом, увеличение кинетической энергии пара будет равно

Пренебрегая скоростью входа пара в сопло (С_о = 0), можно за­писать:

При расчете сопла обычно определяют два его сечения: горла

выхода

а также длину диффузора

где G - секундный расход пара, кг/с;

P₁ - начальное давление пара, кгс/см²;

V₁ и V₂ - удельный объем пара на входе и выходе из сопла, м³ /кг;

С₁ - скорость истечения пара, м/с;

α - угол расширения сопла.

При выходе из сопла, где произошло преобразование потен­циальной энергии в кинетическую, пар поступает в рабочие лопат­ки турбинного колеса. Вследствие изогнутой формы лопаток пар, проходя через каналы, образованные лопатками, меняет свое на-

правление. Развивающиеся при этом центробежные силы частиц пара оказывают давление на лопатки. Согласно схеме (рис. 5.1) пар оставляет сопло со скоростью c₁ и под углом а₁ поступает в канал, образованный рабочими лопатками.

Рис. 5.1. Схема и график рабочего процесса в активной турбине:

а - одноступенчатой и б - с двумя ступенями скорости;

1- сопловые лопатки; 2 - рабочие лопатки; 3 - неподвижные направляющие

лопатки; 4 - сопло; 5 - корпус; 6 - вал турбины

На каждый элементарный участок лопатки будет действовать центробежное давление ∆Р, направленное по нормали к этому уча­стку. Равнодействующая всех этих сил будет иметь некоторое на­правление в зависимости от угла и формы лопатки. Одна из состав­ляющих этой равнодействующей – Р_x находящаяся в плоскости диска рабочего колеса, действующая в направлении движения коле­са, является рабочим усилием, создающим вращение ротора турби­ны. Пройдя канал между лопатками и отдав часть кинетической энергии, пар покидает рабочее колесо со скоростью С₂ < С₁. Эта скорость составляет с плоскостью диска угол α₂ < α₁. Если обозна-

чить окружную скорость на среднем диаметре колеса U, а относи­тельные скорости входа и выхода пара из лопаток как W₁ и W₂, через β₁ и β₂ - углы между направлениями относительных скоростей и плоскостью вращения диска, тогда процесс изменения скоростей можно представить в виде треугольников скоростей. Совмещая тре­угольники скоростей на входе и выходе из турбины и пренебрегая потерями, т. е. принимая W₁ ≈ W₂, найдем, что

2U = C₁ cos α.

При cos α = 1 отношение U/C = 0,5, т.е. окружная скорость

равна половине скорости С₁. В этом случае кинетическая энергия будет использована полностью, так как С₂ = 0. Однако если α₁ = 0, тогда будет невозможно подвести пар к лопаткам, а при С₂ = 0 нельзя его отвести от турбины. Поэтому в реальных турбинах пар подводится под углом 14-20°, тогда теоретическое соотношение скоростей U/C₁ = 0,49-0,47, а действительное из-за потерь со­ставит 0,25-0,35. Если учесть, что абсолютная скорость истечения из сопла пара составляет С₁ = 1300-1400 м/с, то при U /С₁ = 0,3 ок­ружная скорость рабочего колеса U = 400 м/с. По условиям прочно­сти вращающихся частей, подверженных высоким температурам и центробежным силам, такая скорость считается предельно допусти­мой. Уменьшение окружной скорости и. следовательно, число обо­ротов ротора возможно за счет изменения конструкции турбины.

По действию пара на рабочие лопатки турбины подразделяются на активные и реактивные. В реактивных турбинах потенциальная энергия пара превращается в кинетическую не только в соплах, но и r рабочих лопатках, которые имеют специальную конструкцию (про­филь). В этом случае как сопловой аппарат, так и рабочий венец вы­полняется в виде сужающихся каналов, в которых происходит паде­ние давления и возрастает скорость, т. е. происходит преобразование потенциальной энергии пара в кинетическую энергию.

Турбины конструктивно выполняются со ступенями скоростей и ступенями давлений. Например, активные турбины со ступенями давления — это как бы последовательно соединенные несколько од­ноступенчатых турбин Лаваля. Рабочие колеса этой турбины наса-

жены на один вал и отделены друг от друга неподвижными диска­ми - диафрагмами, которые имеют сопла, подводящие пар на ло­патки рабочих колес. Пар, проходя каждую пару неподвижных диафрагм и лопатки рабочего колеса, теряет свое давление на каж­дой ступени.

Следовательно, каждая элементарная турбина работает с не­большим перепадом давлений и с невысокой скоростью истечения, что позволяет иметь малую окружную скорость и небольшое число оборотов. Если число ступеней Z, то на каждую ступень перепад составит ∆h₁ = (i₀ – i₁)/Z, следовательно,

т. е. скорость истечения будет меньше в Z раз, чем в одноступенча­той турбине. Уменьшение скорости истечения ведет к снижению окружной скорости, что дает возможность понизить число оборо­тов ротора или уменьшить диаметр дисков, т. е. габариты турбины (рис. 5.2).

Паровая турбина состоит из разъемного по оси корпуса 1 ци­линдрической расширяющейся формы, внутри которого на подшип­никах размещается ротор 2. На валу ротора закреплены диски 3, на ободах которых устанавливаются рабочие лопатки турбины 4. В круговые выточки корпуса турбины вставлены неподвижные диа­фрагмы 5, в которых устанавливаются направляющие или сопловые лопатки.

Диафрагмы, разделяющие проточную часть на отдельные сту­пени, разрезаны в горизонтальной плоскости по оси турбины. Пар в турбину подается через клапаны, установленные в клапанной короб­ке 6. Эти клапаны открываются с помощью распределительного ва­лика 7 в зависимости от нагрузки и скорости вращения вала турби­ны. Затем пар попадает в паровпускную камеру 8 улиткообразной формы и через сопловые лопатки, закрепленные непосредственно в корпусе или в сопловой коробке, поступает в первую ступень тур­бины на рабочие лопатки. Из последней ступени пар выходит в улиткообразную камеру, из которой поступает в конденсатор. Вал турбины с помощью гибкой муфты 9 соединяется с ротором элек­трического генератора 10.

Рис. 5.2. Конструктивная схема паровой турбины:

1 - корпус; 2 - вал (роюр); 3 - диски; 4 - рабочие лопатки: 5 - диафрагмы

с направляющими или сопловыми лопатками, 6- клапанная коробка;

7 - распределительный валик; 8 - паровпускная камера с сопловым аппаратом;

9 - гибкая муфта; 10 - вал генератора; 11 - выходная камера

5.4. Основные характеристики турбогенераторов

Стационарные паровые турбины являются приводом электри­ческих генераторов переменного тока, работающих с постоянным числом оборотов, равным 3000 об/мин. Отдельные типы турбин ис­пользуются не только для привода электрических генераторов, но и снабжения потребителей теплотой.

Паротурбинные установки разделяют в соответствии с харак­тером теплового процесса на конденсационные, если давление пара за последней ступенью значительно ниже атмосферного, и проти-водавленческие, если давление пара выше атмосферного. Различают следующие типы турбин:

• конденсационные, типа «К» мощностью от 6 до 1200 МВт, с
начальным давлением пара 35-255 ата, без регулируемых отборов
пара;

• конденсационные с теплофикационным регулируемым от­-
бором пара, типа «Т» мощностью от 2,5 до 250 МВт, с начальным
давлением пара 35-130 ата и регулируемым отбором 1,2-2,5 ата;

• конденсационные с производственным регулируемым отбо­
ром пара, типа «П» мощностью от 0,75 до 6 МВт. с начальными па-­
раметрами пара 35 ата и регулируемым отбором 5 ата;

• конденсационные с двумя регулируемыми отборами пара,
типа «ПТ» мощностью от 6 до 135 МВт, с начальными параметра­
ми пара 35-90 ата. производственным отбором 7-13 ата и теплофи-­
кационным 1,2-2,5 ата;

• турбины с противодавлением, типа «Р» мощностью от 1,5 до
100 МВт и противодавлением 3-18 ата.

В современных паровых турбинах, кроме регулируемых отбо­ров, как правило, предусматривается от 1 до 9 нерегулируемых от­боров пара для регенеративного подогрева питательной воды, по­даваемой в котельные установки.

Экономичность работы турбогенераторов оценивается по затратам энергии на выработку электроэнергии и отпуск теплоты из отборов. Энергобаланс турбогенератора можно представить в сле­дующем виде:

или

Здесь Q_полезн = (860W + Q_т) - полезный расход теплоты на выра­ботку электроэнергии (W) и отпуск теплоты (Q_T) потребителям из отборов;

∆Q_T - потери теплоты с охлаждающей водой конденсатора;

∆Q_м - механические потери, связанные с преодолением сил трения;

∆Qэ - электрические потери в генераторе.

Величина теоретически неизбежных потерь в «холодный ис­точник», связанных с конденсацией отработанного пара, определя­ет термический КПД турбоустановки, который изменяется от 30 до 60%. Так, наиболее значительные потери в «холодный источник» имеют конденсаторные турбины 60-65%. В турбинах с противо­давлением эти потери отсутствуют из-за отпуска отработанного па­ра потребителям. При этом затраты тепла на выработку электро­энергии составляют 10-15%, отпуск теплоты потребителям 70-75%, безвозвратные потери теплоты 8-9%. Турбины с регулируе-

мыми отборами пара вследствие пропуска части пара в конденсатор менее экономичны, чем турбины с противодавлением. Однако вследствие отпуска теплоты из отборов турбины они примерно на 30-35% более эффективны, чем конденсационные агрегаты. Меха­нические и электрические потери в современных турбогенераторах составляют 1-3%. Дополнительные потери теплоты в холодный ис­точник и в окружающую среду составляют 1-5%.

Экономичность работы турбогенератора в режиме постоянной нагрузки характеризуется следующими показателями:

КПД брутто выработки электрической мощности

где N₃ - электрическая мощность турбогенератора, МВт; удельные потери теплоты

удельный расход теплоты на выработку электрической мощ-

ности

Все эти показатели взаимосвязаны:

При работе турбогенераторов с переменной нагрузкой показа­тели экономичности определяются по расходным или энергетиче­ским характеристикам, которые показывают зависимость расхода пара или теплоты на турбину от ее электрическом нагрузки. Из энергобаланса турбогенератора следует, что общий расход теплоты на турбину можно условно разделить не только на полезную со­ставляющую и потери, но и на зависящую и не зависящую от на­грузки часть. Так, например, расход теплоты, связанный с механи-

ческими потерями, не зависит от нагрузки, т. е. ∆q_M = a_M. В то же время расход теплоты на компенсацию потерь в электрогенераторе следует рассматривать как состоящую из двух частей: a_э - не зави­сящей от нагрузки, b_э N_э - зависящей от нее, т. е. ∆q_э = a_э + b_э N_э. Аналогичную зависимость имеет и расход теплоты, связанный с потерями в «холодный источник»: ∆q_Т = a_Т + b_Т N_Т. Затраты теплоты на выработку электроэнергии будут пропорциональны нагрузке. Вследствие этого энергетическая характеристика турбогенератора имеет следующий вид:

Здесь Q_xx - расход теплоты при холостом ходе агрегата, когда электрическая нагрузка N_э = О и вся теплота затрачивается на по­крытие потерь в самом агрегате Q_xx =a_M + а_Э +а_Т. Другая часть расхода теплоты пропорциональна нагрузке и равна произведению частичного удельного расхода теплоты q_Э = 0,86 + b_Э +b_Т. на выра­батываемую мощность N_Э.

Из энергетической характеристики следует, что удельный рас­ход теплоты q = Q/ N_Э будет тем меньше, чем больше нагрузки, так как в этом случае доля расхода теплоты на холостой ход стремится к нулю.

КПД турбогенератора обратно пропорционален величине удельного расхода η = 860 N_Э/Q = 860/q. Следовательно, чем больше нагрузка, тем выше КПД, так как с повышением нагрузки уменьшается доля потерь, связанных с холостым ходом турбогене­ратора.

Энергетическая (расходная) характеристика турбогенератора Q = f(N) обычно изображается прямой или ломаной линией с одним или двумя изломами (рис. 5.3). Так, энергетическая характеристика конденсационных турбоагрегатов будет иметь следующий вид:

где q^’_K - частичный удельный расход теплоты на выработку элек­трической мощности в нормальном режиме;

q^”_K - то же в зоне перегрузки.

Рис. 5.3. Энергетическая характеристика турбогенератора

Нагрузка в первой зоне изменяется от минимальной N_min до экономичной нагрузки N_экон, которой соответствует минимальный удельный расход теплоты и максимальный КПД турбогенератора. Так как q_K" > q_K', то с ростом нагрузки N_Э > N_экон удельный расход теплоты будет увеличиваться, а КПД агрегата будет уменьшаться.

и в прямой зависимости от электрической мощности

Для теплофикационных турбин с противодавлением опытным путем было установлено, что расход теплоты на турбину (Q) равен сумме расходов теплоты на выработку электроэнергии (Q_Э) и от­пуск теплоты из противодавления (Q_T):

Если из общего расхода теплоты вычесть расход теплоты на выработку электроэнергии, равный

где Q_x.х.э - электрическая составляющая холостого хода, тогда можно получить зависимость отпуска теплоты из противо­давления от электрической мощности

где Q_ХТ - тепловая составляющая холостого хода.

Теплофикационные агрегаты работают при вынужденном теп­ловом режиме, обусловленном тепловой нагрузкой внешних потре­бителей. Поэтому электрическая мощность теплофикационных агре­гатов является вынужденной. Из предыдущего уравнения следует:

N_T, N_K - электрическая нагрузка при теплофикационном и кон­денсационном режиме работы;

Q_Т - отпуск теплоты из отборов турбины.

У турбин с одним регулируемым отбором

Если обозначить

где с - частичная удельная электрическая мощность турбины при тепловой нагрузке Q_Т;

N_o - величина, характеризующая уменьшение электрической мощности турбогенератора за счет тепловой составляющей холо­стого хода.

В связи с этим полный расход теплоты на турбины типа «Р» можно представить в следующем виде:

с двумя отборами

где с₁, с₂ - частичная удельная мощность турбин при тепловой на­грузке Q_Т’ и Q_Т";

N₀’, N₀” - уменьшение электрической мощности за счет тепло­вой составляющей холостого хода.

Энергетические характеристики (рис. 5.3) строятся по резуль­татам режимно-наладочных испытаний турбогенераторов. В даль­нейшем они используются при выборе типа и мощности отдельных агрегатов, распределении нагрузки между ними, определении расхо­да теплоты и теплоносителя в турбинном цехе, определения выра­ботки электроэнергии и отпуска теплоты потребителям, расчета тех­нико-экономических показателей, характеризующих работу как от­дельных агрегатов, так и всей электростанции.

Турбоагрегаты с отбором пара и конденсацией типа «Т» и «ПТ» можно рассматривать как последовательное соединение тур­бины с противодавлением и турбины с конденсацией. У этого типа турбин различают три характерных режима: 1) теплофикационный, при котором электрическая мощность генерируется только за счет пара, отпускаемого из отборов, и, следовательно, является вынуж­денным; 2) конденсационный, при котором электроэнергия произ­водится за счет пара, проходящего в конденсатор; 3) смешанный, при котором электрическая мощность генерируется частично по теплофикационному и частично конденсационному циклу. В этом случае энергетическая характеристика примет следующий вид:

где q_T, q_K - частичные удельные расходы теплоты соответственно по теплофикационному и конденсационному циклу;