Тепловой расчёт турбины ПТ-25-9011

Министерство энергетики РФ

Управление кадров и социальной политики

Государственное образовательное учреждение

среднего профессионального образования

ИРКУТСКИЙ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ КОЛЛЕДЖ

УТВЕРЖДАЮ

Председатель ЦК ____________________ «____»__________2004г.

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Тепловой расчет турбины ПТ-25-90/11

(название)

Лист утверждения

КП.1093.1005.2004.ЛУ

(обозначение)

Руководитель Разработал студент

Козловская Н.И. Харламов А. И.

(подпись) (И.О. Фамилия) (подпись) (И.О. Фамилия)

«____»__________2004г «____»__________ 2004г

КП.1093.1005.2004.ЛУ

обозначение листа утверждения

Тепловой расчет турбины ПТ-25-90/11

(наименование проекта)

КП.1093.1005.2003.П.З

(обозначение)

Содержание пояснительной записки

2.1 Введение. Краткое описание проектируемой турбины.

2.2 Определение расчётного расхода пара на турбину (с построением ориентировочного рабочего процесса в hs – диаграмме)

2.3 тепловой расчёт проточной части турбины (при многоцилиндровой конструкции – одного из цилиндров)

2.3.1 расчёт регулирующей ступени

2.3.2 расчёт нерегулируемых ступеней проточной части:

определение числа ступеней, их диаметров, тепловых перепадов, высот сопловых и рабочих решёток, детальный расчёт ступени (возможен детальный расчёт только первой и последней ступеней). Расчёты ступеней проточной части производится с построением треугольников скоростей и процесса расширения пара по ступеням в hs – диаграмме.

2.3.3 Расчёт электрической мощности турбины (внутренней мощности цилиндра)

2.4 Список используемой литературы

3.1 продольный разрез турбины (цилиндра)

3.2 чертёж по специальному заданию

Примечание. Допускается замена графической части КП на изготовление макетов, плакатов и других наглядных пособий. При выполнении КП необходимо пользоваться «методическими указаниями по выполнению курсового и дипломного проектирования» ИЭКа.

Дата выдачи задания _______ ______2004 г.

Срок выполнения _______ ______2004 г.

Государственное образовательное учреждение

среднего профессионального образования

На курсовой проект по дисциплине «Турбинные установки тепловых электростанций».

Студенту _ Харламову Андрею

Группы _ 3-ТЭС-1

Тема: Тепловой расчёт турбины ПТ-25-90/11

Номинальная мощность турбины _ 25000 кВт

Начальные параметры пара:

давление _ 90 атм, температура _ 545 С

Давление отработавшего пара на выходе из выхлопного патрубка _ 6 кПа

Частота вращения _ 5000 об/мин

Для турбины типа ПТ

а) производственный отбор пара:

давление _ 11 кПа, величина отбора _ 15 кг/сек

б) теплофикационный отбор пара:

давление _ 1,1 кПа, величина отбора _ 15 кг/сек

1.6 Специальное задание: Работа турбины при переменном пропуске пара.

Расчёт расхода пара на турбину…………………………………………..8 стр.

Расчёт первого отсека………………………..……………………………9 стр.

Расчёт второго отсека……………………………………………………..9 стр.

Расчёт третьего отсека………………………………..………………….10 стр.

Расчёт регулирующей ступени…………………….………………...10-11 стр.

Расчёт сопловой решётки…………….………………………………11-12 стр.

Расчёт рабочей решётки…………………………….………………..12-13 стр.

Расчёт нерегулируемых ступеней в ЧВД…………….……………...14-15 стр.

Сводная таблица расчёта для первых пяти ступеней в отсеке высокого давления…………………………………………………………………...15 стр.

Сводная таблица результатов расчёта пяти нерегулируемых ступеней турбины…………………………………………..…………………….16-21 стр.

Спец. задание………………………………………...………………...22-28 стр.

Список используемой литературы……………………………………….29 стр.

Продольный разрез турбины.

Введение

Краткое описание турбины ПТ-25-90/11

Начальные параметры пара этой турбины 90 атм. и 545С, давление первого отбора 11 атм., давление второго отбора 1,1 атм. Номинальная мощность турбины 25000 квт, но при номинальных параметрах свежего пара и при номинальных расходах и давлениях отборов может быть получена длительная максимальная мощность 30000 квт.

Проточная часть турбины состоит из регулирующей ступени с двухвенечным диском Кертиса и 18 ступеней давления, разбитых на 3 группы.

Ротор имеет гладкий вал постоянного диаметра с насаженными дисками плоского типа, не имеющими развитых втулок. Критическое число оборотов ротора турбины – 1690 в минуту, следовательно, ротор гибкий.

Передняя часть корпуса турбины с клапанной и сопловой коробками отлита из высоколегированной стали.

Диафрагмы, кроме трёх последних по ходу пара, стальные, сварные.

Корпус турбины опирается двумя лапами на передний подшипник и фиксируется гибкими элементами, расположенными сверху и снизу подшипника.

В свою очередь передний подшипник опирается на фундаментную плиту через две гибкие опоры.

На переднем конце ротора расположено колесо центробежного масляного насоса, откованное заодно с валом. Доковые поверхности этого колеса одновременно служат в качестве гребня упорного подшипника, что позволяет обеспечить надёжное маслоснабжение упорно-опорного узла при очень компактной его конструкции.

Концевые уплотнения выполнены в виде лабиринтов из усиков, зачеканенных в тело ротора против выточек в обоймах уплотнения.

Выхлопная часть турбины отлита заодно с корпусом заднего подшипника турбины переднего подшипника генератора. Валы подшипника и генератора соединены жёсткой муфтой.

Парораспределение ЧСД и ЧНД осуществляется поворотными диафрагмами.

Турбина имеет гидродинамическую систему регулирования, выполненную в виде конструктивного блока, установленного на корпусе переднего подшипника. В качестве регулятора скорости использован главный масляный насос, характеристика Q – H которого обеспечивает жёсткую зависимость развиваемого давления только от числа оборотов ротора.

Система регулирования имеет три импульсных линии, управляющих тремя сервомоторами. Полный вес турбинной установки в поставке Калужского турбинного завода 146 т.

1.1 Давление пара Р перед регулирующей ступени с учетом потерь на дросселирование в регулирующей ступени. КПа

Р0 =0.95*9000=8550 КПа

1.2 Давление пара Р за последней ступенью турбины с учётом потерь в выхлопном патрубке. КПа

Р2z = [1+ (Свп/100) ]*Рк

Р2z = [1+0,1*(100/100) ]*6 = 6,6 КПа

1.3 Определяем распологаемый теплоперепад с учётом потерь на дросселирование в регулирующем клапане. КДж/кг

Но = hо-hkt = 3510 - 24120 = 1390 КДж/кг

1.4 hпо = 2920 КДж/кг hто = 2498 КДж/кг

1.5 Ориентировочный расход пара на турбину. Кг/сек

Gо = Nо/Hо*оэ+УпоGпо+УтоGто

Упо = Но-Но/Но = 1390-590/1390 = 0,58

Но = hо-hпо(t) = 3510-2920 = 590

Уто = Но-Но-Но/Но = 1390-590-422/1390 = 0,272

Но = hпо(t)-hто(t) = 422

G = 25000/1390 * 0,79 + (0,58*15+0,272*15)=35,55 кг/сек

2. Определяем уточнённый расход пара на турбину.

2.1 Задаёмся теплоперепадом регулиющей ступени.

Но = 100 КДж/кг

h2t = h0-H0 = 3510-100 = 3410 КДж/кг

Р2 = 6300 V0 = 0.043

2.2 Определяем внутренний относительный КПД ступени.

Noj = 0.83-0.2/Gо* Ро/Vо

Noj = 0.83-0.2/35,55*8,550/0.043 = 0.75

2.3 Определяем действительный теплоперепад регулирующей ступени. КДж/кг

Нj = Ho*oj = 100*0.75 = 75 КДж/кг

2.4 Ищем точку начала процесса в нерегулирующих ступенях.

h2 = hо = hо-Hj = 3510-75 = 3435

3 Расчёт первого отсека.

3.1 Определяем распологаемый теплоперепад 1 отсека. КДж/кг

Но = hо-hkt = 3435-2940 = 495 КДж/кг

3.2 Определяем oj , %

 =Р2/Рпо = 6300/1100 = 5,73

Gо*Vо = 35,55*0.056 = 1,991

oj = 89%

3.3 Определяем дейсивительный теплоперепад 1 отсека. КДж/кг

Нj = Hо*oj = 495*0.89 = 440,55 КДж/Кг

Строим действительный процесс расширения пара 1 отсека.

Hk = hо-Hj = 3435-440,55 = 2994,45

4 Расчёт 2 отсека.

hпо = 0.9 Pпо = Рпо*0,9 = 1100*0,9 = 990

4.2 hо = 2994,45 V0 = 0.25

4.3 Определяем распологаемый теплоперепад 2 отсека. КДж/кг

Но = hо-hkt = 2994,45-2565 = 429,45 КДж/кг

4.4 Определяем noj отсека по формуле . %

oj = oj-Kу-вс- noj вл

(Gо*Vо) = (Gо-Gпо)*Vо = (35,55-15)*0,25 = 5,14

= Рпо/Рто = 990/110 = 9 oj = 91%

у2t = у2t*Hо/Hо = 5*160/429,45 = 1,86

у2t = (1-x2t)* 100% = (1-0.95)*100% = 5

Hо = h-hkt = 2725-2565 = 160

Pср = Рпо+Ро/2 = 990+110/2 = 550

Noj = 0.8 Ку = 0,99%

Noj = 91*0.99-0,8 = 89,29%

4.5 Определяем действительный теплоперепад 2 отсека. КДж/кг

Hj = Hо*oj = 429,45*0,89 = 382,21

hk = hо-Hj = 3041-410 = 2611,24

5 Расчёт 3 отсека

то = 0,7 Рто = 0,7*110 = 77

5.2 hо = hk = 2611,24 V0 = 2,3

5.3 Определяем распологаемый теплоперепад 3 отсека. КДж/кг

Но = hо-hkt = 2611,24-2260 = 351,24

5.4 Определяем noj отсека по формуле. %

noj = noj*Kу-вс-noj вл

(Gо-Vо) = (Gо-Gпо-Gто)*V0 = (35,55-15-15)*2,3 = 12,77

 = Рто/Р2z = 77/6,6 = 11,67  = 92,4% Ky = 0,998

вс = hвс/Но*100% =11/351,24*100 = 3,13

у2t = у2t = (1-x2t)*100 = (1-0.872)*100 = 12.8

Рср = Рто+Р2z/2 = 77+6,6/2 = 41,8 =0,041 МПа

oj = 7%

oj = 92,4*0,988-3,13-7 = 81,16%

5.5Определяем действительный теплоперепад 3 отсека. КДж/кг

Hj = Hо*oj = 351,24*0,812 = 285,21

5.6 hk = hо-Hj = 2611,24-285,21 = 2326,03

6 Действительный теплоперепад турбины. КДж/кг

Hj = hо-hk = 3510-2326,03 = 1183,97 КДж/кг

7 Уточняем расход пара на турбину. Кг/сек

G = Nэ/Hj*м*г+Упо*Gпо+Уто*Gто = 25000/1183,97*0,98*0,96+0,58*15+0,272*15 = 35,22 кг/сек

Расчёт регулирующей ступени.

8 Определение среднего диаметра ступени.

8.1 Но = 100КДж/кг

8.2 Фиктивная изоэнтропийная скорость Сф. м/с

Сф = 2000*Но = 2000*100 = 447 м/с

8.3 Определяем оптимальное отношение скоростей.

Хф = 0,385

8.4 Окружная скорость вращения рабочих лопаток. м/с

И = Хф-Сф = 447*0,385 = 172,18

8.5 Средний диаметр ступени. м

d = И/П*п = 172,18/3,14*50с = 1,09 м

9 Расчёт сопловой решётки

9.1 Распологаемый теплоперепад сопловой решётки. КДж/кг

Нос = Но*(1-р) = 100*(1-0,1) = 90

9.2 Абсолютная теоретическая скорость потока на выходе из сопловой решётки при изоэнтропийном расширении пара. м/с

С1t = 2000*90 = 427 м/с

9.3 Число Маха для теоретического процесса расширения пара.

М1t = C1t/A1t = 435/675,4 = 0,64

A1t = k*P1*V1t *10 = 1,3*6,5*0,053 *103 = 669,22

Расчёт суживающихся сопл при докритическом истечении пара.

9.4 Сечение для выхода пара из сопловой решётки.

F1 = G*V1t/m1*G1t = 35,22*0,053/0,91*427,26 = 0,0048

9.5 Произведение степени парциальности ступени на высоту сопловой решётки. м

el1 = F1/П*d*sin 1 = 0,0048/3,14*1,09*sin11 = 0,00816м

9.6 Оптимальная степень парциальности.

е = 0,5*еl1 = 0,5*0,816 = 0,45166

9.7 Высота сопловой решётки. см

l1 = el1/e = 0,816/0,45166 = 1,80666

9.8 Потеря энергии в соплах. КДж/кг

hc = (1-)*Hoc = (1-0,97)*90 = 2,7

9.9 Тип профиля сопловой решётки.

С-90-12А

9.10 По характеристике выбранной сопловой решётки принимаются:

tопт = 0,8 в1 = 62,5 мм

9.11 Шаг решётки. мм

t = в1*tопт = 62,5*0,8 = 50

9.12 Число каналов сопловой решётки. Шт.

Zc = П*d*e/t = 3,14*1,09*0,45166/0,05 = 31 шт

9.13 Уточняем шаг в сопловой решётки. мм

t = П*d*e/Zc = 3,14*1090*0,45166/31 = 49,87мм

10 Расчёт рабочей решётки.

10.1 Распологаемый теплоперепад рабочей решётки. КДж/кг

Нор = *Но = 0,1*100 = 10

10.2 Абсолютная скорость входа пара на рабочие лопатки. м/с

С1 = 0,97*427,26 = 414,44

10.3 Строим входной треугольник скоростей.

W1 = 250 1 =20,5C2 =120 2 = 42

10.5 Высота рабочей лопатки, принимается из условия:

l2 = l1+1+2 = 18,07+1+2 = 21,07мм

10.6 Теоретическая относительная скорость пара на выходе из рабочей решётки.

W2t = 2000*Hop+W1 = 2000*10+2502 = 287,23 м/с

10.7 Действительная относительная скорость пара на выходе из рабочей решётки.

W2 = W2t* = 287,23*0,86 = 247,02м/с

10.8 Относительный угол входа потока пара на рабочую решётку.

2 = 1-(2-5) = 20,5-3 = 17,5

10.9 Строим входной треугольник скоростей.

10.11 Потеря энергии в рабочей решётке. КДж/кг

hp = (1-)-W2t/2000 = (1-0,862 )*287,232 * 2000 = 10,74

10.12 Потеря энергии с выходной скоростью

hвс = С2/2000 =1202 /2000 = 7,2

10.13 Число Маха.

М2t = W2t/k*P2*V2t*10 = 287,23/1,3*6,3*0,052*103= 0,44

10.14 Выбираем профиль рабочей решётки.

Р-26-17А

tопт = 0,7 в2 = 25,72 В = 25 W = 0,225

10.16 Шаг решётки.

t = в2*tопт = 25,72*0,7 = 18,004

10.17 Число каналов рабочей решётки.

Zp = *d/t = 3,14*1090/18,004 = 190

10.18 Уточняем шаг в рабочей решётке.

t = *d/Zp = 3,14*1090*10 3 = 18,014

11 Изгибающее напряжение в рабочей лопатке. МПа

изг = Ru*l2/2*Zp*e*W = 16544,95*0,021/2*190*0,45*0,225 = 9,01 МПа

Ru = G*(W1*cos1+W2*cos2) =35,55*(250*cos20,5+247,02*cos17,5) = 16544,95 Н

12 Относительный лопаточный КПД ступени.

а) по потерям в ступени:

ол = Но-(hc+hp+hвс)/Но = 100-(2,7+10,74+7,2)/100 = 0,79

б) по проекциям скоростей:

ол = И*(C1*cos1+C2*cos2)/Ho*10 = 172,18*(414,4*cos11+120*cos42)/100*10 3 = 0,85

13 Относительный внутренний КПД ступени.

oj = ол-тр-парц

тр = Ктр*d/F1*(И/Сф) = 0,6*10*1,09/0,0048*(172,18/447) = 0,0085

парц = 0,065/sin1*1-е-0,5-екож/е*(И/Сф)+0,25*В*l2/F1(И/Сф)*ол*n

пар = 0,065/sin11*1-0,45-0,5*0,49/0,45*(172,18/447)+0,25*25*0,26/0,0048*(172,18/447,21)*0,82*4 = 0,048

oj = 0,82-0,0085-0,048 = 0,76

14 Полезно используемый теплоперепад в регулирующей ступени. КДж/кг

Hj = Ho*oj = 100*0,76 = 76

15 Внутренняя мощность ступени. КВт

Nj = G*Hj = 35,22*76 = 2676,72

Расчёт нерегулируемых ступеней части высокого давления.

16 Давление пара перед отсеком.

Ро = Р2 = 6300

Р2 = 1100

17 Диаметр первой нерегулируемой ступени.

d = d-d = 1,09-0,25= 0,84

18 Оптимальное отношение скоростей.

Хф = И/Сф = 0,4897

19 Распологаемый теплоперепад первой нерегулируемой ступени. КДж/кг

ho = 12,325*(d/Xф) = 12,325*(0,84/0,489) = 36,26

20 Теплоперепад в сопловой решётке. КДж/кг

hoc = (1-) *ho = (1-0,1)*36,26 = 32,63

21 Высота сопловой решётки. м

l1 = G*V1/*d*e**C1t*sin1

l1 = 35,22*0,059/3,14*0,84*1*0,98*255,45*sin12 = 0,015

С1t = 44,72*32,63 = 255,45

22 Высота рабочей решётки первой ступени.

l2 = l1+1+2 = 15+1+2 = 18 мм

23 Корневой диаметр ступени.

dk = d-l2 = 0,84-0,018 = 0,822

24 Распологаемый теплоперепад по статическим параметрам пара перед ступенью принимаем одинаковый для всех ступеней, кроме первой.

ho = ho*ko = 36,26*0,95 = 34,45

25 Коэффициент возврата тепла.

 = Кt*(1-oj)*Ho*Z-1/Z = 4,8*10*(1-0,89)*495*14,37-1/14,37 = 0,0242

Z = Ho/ho = 495/34,45 = 14,36865

26 Число ступеней отсека. шт.

Z = (1+)*Ho/(ho)ср = (1+0,0224)*463/39,59 = 11,9

(ho)ср = ho+(Z-1)*ho/Z = 36,26+(14-1)*34,45/14 = 34,58 кДж/кг

27 Невязка Ho, КДж/кг, должна быть распределена между всеми ступенями первого отсека.

Ho = (1+)*Ho-ho = (1+0,0242)*495-518,56 = -11,581

ho = ho+ho*(Z-1) = 36,26+34,45*(15-1) = 518,56

28 Поправка к теплоперепаду для каждой ступени (кроме первой).

29 Скорректированный теплоперепад ступени.

ho = hoho = 34,45-0,769 = 33,681

Подробный расчёт первых пяти нерегулируемых ступеней (с построением треугольников скоростей)

Наиболее напряжёнными деталями турбины являются рабочие лопатки, особенно лопатки регулирующих ступеней, ступеней, примыкающих к камерам отборов, последних ступеней. Поэтому в первую очередь необходимо знать, как изменяется напряжённость рабочих лопаток при изменении режима. Вторым узким местом в турбине является её упорный подшипник, надёжность работы которого при нормальной эксплуатации определяется осевыми усилиями, приложенными к ротору. При отдельных режимах слабыми могут оказаться и другие детали турбоустановки, например, диафрагмы, валопровод, подшипники, паропровод.

Снижение экономичности турбоустановки и турбины при переходе на частичный режим работы является, как правило, неизбежным, и вопрос состоит только в том, как необходимо осуществлять частичные режимы, с тем, чтобы потеря в экономичности была минимальна.

При переменном пропуске пара через отсек турбины изменение давления и температуры перегретого пара перед и за ним приближённо подчиняется формуле Флюгеля-Стодолы:

G / G0 = T00 / T01 p201 /p200 – p2=1 / p2=0, (1)

Где p00, T00 – давление и температура перед отсеком; p=0 – давление за отсеком при некотором, например, номинальном попуске пара G0; p01; T00;– те же величины для расхода пара G на изменном режиме.

Поскольку параметры пара G0, p00, T00, p=0 для номинального режима известны и могут рассматриваться как постоянные, то видно, что соотношение (1) связывает четыре величины для изменного режима: расход пара G, давление p01, температуру T01, перед отсеком и давление за отсеком p=1. Три этих величины могут быть заданы, а четвёртая определиться соотношением (1).

Соотношение (1) справедливо при одном условии: при двух сравниваемых режимах рассматриваемые отсеки (или вся турбина) должны иметь одни и те же проходные сечения.

Во многих случаях отношение абсолютных температур в проточной части изменяется мало, поэтому T00  T01 и формула (1) может быть упрощена. Для конденсационного режима для всех отсеков, начиная с регулирующей ступени, p22  p20, и тогда приближённо верно соотношение:

G / G0 = p01 /p00, (2)

Т.е. в проточной части турбины при конденсационном режиме давления пара в ступенях пропорциональны расходу пара.

Для турбин с противодавлением отклонения от пропорциональности тем больше, чем выше противодавление и чем ближе рассматриваемая ступень к концу турбины.

При работе турбины при теплофикационном режиме пропорциональность давление в ступенях и расходе пара на турбину нарушается в тем большей степени, чем ближе ступень расположена к регулируемому отбору пара и чем выше давление в отборе.

Таким образом, при изменении пропуска пара через турбину изменяются параметры перед и за ступенью, что в общем случае приводит к изменению теплоперепада ступени; это влечёт за собой изменение треугольников скоростей, отклонение отношения скоростей Xф от оптимального и снижение КПД ступени.

При изменении расхода пара через группу ступеней изменяются их теплоперепады, однако это в основном относится к последней или нескольким последним ступеням группы. Все остальные ступени работают практически с неизменными теплоперепадами.

Для всех ступеней отсека, кроме нескольких последних, при изменении пропуска пара отношение Xф остаётся практически постоянным, и поэтому их КПД не изменяется.

Отсюда также следует ряд важных выводов, определяющих надёжность работы теплофикационной турбины.

Если теплофикационная турбина работает на конденсационном режиме и расход через ЦНД увеличится сверх расчетного (например, из-за отключения ПВД), то теплоперепад последней ступени возрастает в наибольшей степени, и она окажется перегруженной.

Если теплофикационная турбина работает по теплофикационному графику и одноступенчатом нагреве сетевой воды, то при увеличении тепловой нагрузки расход пара через промежуточный отсек увеличивается, и теплоперепад его последней ступени (её часто называют «предотборной») увеличиться в наибольшей степени.

Особенно сложно изменяются теплоперепады ступеней промежуточного отсека при двухступенчатом нагреве сетевой воды, когда изменение давлений перед отсеком и за ним зависит от многих факторов, в частности, от расхода и температуры обратной сетевой воды.

Другой важный вывод состоит в том, что при изменении отношения скоростей Xф изменяется реактивность . Увеличение реактивности при том же давлении за ступенью приводит к увеличению осевого давления на диск соответствующей ступени.

При уменьшении отношения скоростей Xф, вызванном увеличением теплоперепада ступени и P2 = const, осевое давление на диск уменьшается.

Таким образом, при изменении расхода пара через группу ступеней осевое усилие, действующее на рабочие диски и рабочие лопатки этой группы, изменяется пропорционально расходу пара.

Приведённые положения теории переменного режима позволяют рассмотреть работу теплофикационных турбин различного типа при переменном пропуске пара.

Работа турбины при переменном режиме с постоянным начальным давлением

Рассмотрим переменный режим турбин, у которых при изменении нагрузки начальные параметры пара остаются неизменными. Рассмотрим сначала работу турбины, не имеющей отборов пара на регенеративные подогреватели в конденсационном режиме. В такой турбине из-за малого давления в конденсаторе давления в ступенях будут прямо пропорциональны расходу свежего пара. Таким образом, давление в камере регулирующей ступени будет изменяться пропорционально расходу пара, что, однако, приведёт к существенному изменению теплоперепада только последней или нескольких последних ступеней.

При увеличении расхода пара давление в камере регулирующей ступени повышается, суммарный теплоперепад всех нерегулируемых ступеней также увеличивается, однако это произойдёт в основном за счёт увеличения теплоперепада последней ступени. Поскольку давление в камере регулирующей ступени возросло, теплоперепад регулирующей ступени уменьшился. Таким образом, оказывается, что почти все нерегулируемые ступени, кроме последней, выработают дополнительную мощность в соответствии с возросшим расходом пара, а последняя – в соответствии с возросшим расходом пара и теплоперепадом. Такое увеличение мощности возможно только за счёт увеличения окружной силы, вращающей колесо турбины. Таким образом, окружная сила, изгибающая рабочую лопатку в плоскости колеса, с ростом расхода пара увеличивается.

В результате оказывается, что при увеличении расхода пара через турбину рабочие лопатки последней ступени перегружаются и за счёт увеличения теплоперепада. Поскольку рабочие лопатки последней ступени и так работают почти на пределе своей механической прочности, то даже небольшое увеличение расхода пара угрожает их надёжности. Кроме того, увеличение расхода пара приводит к пропорциональному росту осевого усилия и увеличению нагрузки на колодки упорного подшипника.

Поэтому увеличение мощности теплофикационной турбины сверх номинальной при работе в конденсационном режиме может производиться эксплуатационным персоналом строго в рамках пределов.

Всё изложенное можно легко видоизменить, чтобы провести анализ работы отсека турбины при уменьшении расхода пара: разгрузка турбины происходит в большей степени за счёт разгрузки последней ступени, которая при этом попадает в более благоприятные условия работы.

Рассмотрим теперь работу первой ступени турбины. Если турбина имеет дроссельное парораспределение, то первую ступень турбины можно рассматривать вместе с остальными, т.е. можно включать в группу ступеней, и все полученные выше выводы сохранятся. Но это нельзя делать при сопловом парораспределении, когда парциальность регулирующей ступени изменяется при изменении расхода пара.

Особенность работы регулирующей ступени состоит в том, что в общем случае изменяется давление и за ней (в камере регулирующей ступени), и перед ней (вследствие дросселирования пара в регулирующем клапане), несмотря на то, что давление пара перед регулирующими клапанами можно считать постоянными.

На рис. 11.6 показаны диаграммы изменений расхода пара через отдельные группы сопл и изменения давлений в регулирующей ступени для турбины с четырьмя регулирующими клапанами при изменении расхода через турбину.

Диаграмма на рис. 11.6, а позволяет определить, в каком положении находятся регулирующие клапаны при выбранном расходе пара. Например, расход пара, равный половине номинального (точка D), обеспечивается одним не полностью открытым клапаном; номинальный режим (точка A) обеспечивается при полном открытии трёх клапанов, а открытием четвёртого регулирующего клапана можно осуществить перегрузку турбины в допустимых пределах.

Диаграмма на рис. 11.6, б позволяет определить, как изменится давление. При номинальном режиме, если пренебречь дросселированием в первых трёх регулирующих клапанах, т.е. если считать, что давление перед соответствующими группами совпадает с давлением свежего пара (точки 1, 2 и 3), давление в зазоре между сопловой и рабочей решётками изображается точкой A, а за ступенью – точкой A. При этом (рис. 11.6, а) первый клапан обеспечивает 50% расхода, второй – 26%, а третий – 24%.

Посмотрим, как изменяются условия работы при увеличении расхода пара, например на 10% (точка E). В этом случае давление пара в камере регулирующей ступени увеличится также на 10% (точка K), а теплоперепад, относящийся к потокам пара, проходящим через первые три регулирующих клапана, уменьшится. Уменьшится и расход пара через эти клапаны, как видно из рис. 11.6, а (хотя суммарный расход за счёт открытия четвёртого клапана увеличится). Поэтому, когда рабочие лопатки при своём вращении будут проходить перед первой, второй и третьей сопловыми группами, на них будет действовать меньшее усилие при расходе пара 110%, чем при расходе пара 100%. Таким образом, увеличение расхода пара через ЦНД турбины сверх номинального приводит к уменьшению напряжений в лопатках регулирующей ступени.

Рассмотрим теперь случай, когда расход пара снижается на 10% посредством частичного закрытия третьего клапана. В этом случае давление в камере регулирующей ступени упадёт также на 10% (точка M), а поскольку первый клапан остался по-прежнему полностью открытым, теплоперепад регулирующей ступени по первому потоку возрастет. Расход пара через этот клапан, как видно из рис. 11.6, а, также возрастёт, так как течение в нём было докритическим. Ясно, что расхода через турбину приведёт к увеличению напряжений изгиба в рабочих лопатках регулирующей ступени. Наибольших значений напряжение достигнет тогда, когда в работе останется только один полностью открытый клапан. На этом режиме при давлении перед соплами, равном давлению свежего пара, давление в камере регулирующей ступени достигнет самого низкого значения. В регулирующей ступени будет срабатываться максимальный перепад, а расход пара через эту группу сопл будет максимальным.

При дальнейшем уменьшении расхода пара прикрытием единственного клапана напряжения будут уменьшаться из-за дросселирования пара в клапане. Изменение напряжений изгиба в лопатках регулирующей ступени при изменении пропуска пара приводит к тому, что «классическая» система парораспределения со строго поочередным открытием регулирующих клапанов почти никогда не используется.

Изменение пропуска пара через турбину с сопловым парораспределением приводит не только к изменению напряжений в рабочих лопатках регулирующей ступени, но и к изменению температуры в её камере: с увеличением нагрузки температура растёт, а с уменьшением падает.

При сопловом парораспределении при режимах частичной нагрузки КПД турбины уменьшается. Это связано с дросселированием пара в частично открытых клапанах и увеличением теплоперепада регулирующей ступени, экономичность которой всегда ниже, чем последующих ступеней. В неблагоприятных условиях находятся мощные турбины, спроектированные для работы в узком диапазоне нагрузок, близких к номинальным.

Все турбины, работающие при переменных нагрузках, снабжают большим числом регулирующих клапанов (в частности, турбины с противодавлением и с отборами, особенно чувствительными к дросселированию пара в клапанах).

Работа турбины при переменном режиме со скользящим начальным давлением

Для блочных турбин можно применить другой способ регулирования нагрузки, принципиально отличный от рассматриваемых соплового и дроссельного. При блочной компоновке котла и турбины можно просто понизить начальное давление, уменьшая расходы топлива и питательной воды в котёл. При этом его режимы можно вести так, чтобы температура пара перед турбиной не изменялась и оставалась номинальной. Такой метод регулирования нагрузки называют режимом скользящего давления. Регулирующие клапаны (все или их часть) при его осуществлении полностью или почти полностью открыты, а расход пара через турбину, пропорциональный начальному давлению, регулируется котлом.

Преимущества использования скользящего давления для турбин при снижении нагрузки можно увидеть на рис. 11.10. При номинальной нагрузке турбины процесс расширения пара, идёт в hS-диаграмме по линии AAB.

При снижении нагрузки с помощью регулирующих клапанов до 200 т/ч процесс расширения пара в регулирующей ступени изображается линией AA”B”. В этом случае температура пара в камере регулирующей ступени снизится на 110С.

Если при работе со скользящим давлением необходимо снизить расход пара с 980 до 200 т/ч, то давление перед проточной частью турбины следует уменьшить в отношении 200/980, т.е. до 4,7 МПа. Оставляя прежнюю температуру пара перед турбиной и двигаясь вдоль изотермы t0 = 538 C до изобары 4,7 МПа, можно перейти в точку A с энтальпией, чем в точке A. Линия AB изображает процесс расширения пара для режима скользящего давления. При этом температура в камере регулирующей ступени даже не возрастает на 5С по сравнению с номинальным режимом. Таким образом, при скольжении давления во всём диапазоне измерения нагрузки температура пара в первой ступени, т.е. в камере регулирующей ступени, остаётся практически неизменной и поэтому температурные расширения и напряжения в деталях турбины не ограничивают скорости изменения нагрузки. Скорость изменения нагрузки при этом будет определяться мобильностью котла. Однако его инерция весьма значительна, поэтому энергоблок, нагрузка которого изменяется скольжением давления, не может участвовать в регулировании частоты сети, когда требуется изменить мощность в течение нескольких секунд.

Для того чтобы исключить этот недостаток, можно перейти на так называемое комбинированное или гибридное парораспределение. Начальное снижение нагрузки производят одним из клапанов, а скольжение производить при оставшихся полностью открытых регулирующих клапанах.

При работе на скользящем давлении регулирующая ступень становится почти обычной ступенью турбины (с небольшой потерей от парциальности и потерей с выходной скоростью). Её КПД изменяется очень мало, так как отношение давлений перед ступенью и за ней и, следовательно, Xф изменяются мало. Поэтому и КПД всего ЦВД при снижении нагрузки изменяется мало.

Далее, при снижении нагрузки процесс расширения заканчивается при более высокой энтальпии не только для регулирующей ступени, но и для всего ЦВД в целом. Поэтому для нагрева пара в промежуточном перегревателе для обеспечения требуемых параметров перед ЦСД, которые не зависят от того, каким образом изменяется расход пара, требуется меньше тепла, возникает экономия топлива и облегчается поддержание температуры пара перед ЦСД.

Особенно большие преимущества имеет регулирование нагрузки скользящим давлением для энергоблоков сверхкритического давления при возможности надёжной работы котла со скользящим давлением в его тракте. Нормальная работа прямоточного котла очень часто возможна только при полном давлении рабочей среды до встроенной задвижки котла. В этом случае питательный насос создаёт полное давление, а встроенная задвижка дросселирует его до уровня, необходимого для работы турбины. Конечно, такой режим работы не является экономичным, однако даже в этом случае использование скользящего давления обычно оказывается целесообразным.

В последнее время всё большее число котлов энергоблоков, спроектированных на сверхкритические параметры пара, приспосабливают к работе со сниженным давлением рабочей среды – вплоть до режима с докритическим давлением питательной воды. В этом случае можно снизить мощность питательного насоса (а она пропорциональна давлению, развиваемому насосом) и получить за счёт этого дополнительную выгоду.

Сниженная мощность турбопитательного насоса позволяет при разгружении турбины дольше пользоваться паром из более низкого отбора. Последнее обстоятельство особенно важно для турбин с комбинацией ТПН и ПЭН и не имеющих переключения питания ТПН на пар отбора более высокого давления. При работе на постоянном начальном давлении с использованием ТПН турбину можно разгрузить до расхода пара G0 = 500-550 т/ч, так как при меньших расходах из-за снижающегося давления в отборе пара на ТПН мощность приводной турбины становиться недостаточной для привода питательного насоса, сжимающего питательную воду до 32-35 МПа. При использовании скользящего давления потребная мощность уменьшится пропорционально давлению за насосом и энергии пара, поступающего в приводную турбину насоса, достаточно для разгрузки до расхода G0 380 т/ч. Таким образом, переход на скользящее давление позволяет сэкономить 1-2% топлива и обеспечить глубокую разгрузку энергоблока на ночное время без перехода с ТПН на ПЭН, что представляет достаточно ответственную операцию для эксплуатационного персонала.

Яблоков Л. Д., Логинов И. Г.

«Паровые и газовые турбоустановки».

Москва. Энергоиздат., 1988 г.

Костюк А. Г., Фролов В. В.

«Паровые и газовые турбины».

Москва. Энергоиздат., 1988 г.

Трухний А. Д., Ломакин Б. В.

«Теплофикационные паровые турбины и турбоустановки».

Москва. Издательство МЭИ, 2002 г.

Методические указания ВЗЭТ по выполнению курсового проекта по дисциплине «Паровые и газовые турбинные установки».

Иваново, 1983 г.

5. Альбом профилей осевых решёток турбин.