Тепловой процесс в многоступенчатой паровой турбине

В современных паротурбинных установках ТЭС и АЭС располагаемый теплоперепад турбины составляет 1000-1600 кДж/кг. Создать экономичную одноступенчатую турбину при таких теплоперепадах и достигнутом в настоящее время уровне прочности металлов невозможно. Действительно, скорость пара на выходе из сопл одноступенчатой турбины в этих условиях составляет С₁=1500-1700 м/с. Для экономичной работы одноступенчатой турбины необходимая окружная скорость лопаток на среднем диаметре при оптимальном отношении скоростей (U/C_ф)_opt=0,65 должна составлять U=1000÷1100 м/с. Обеспечить прочность ротора и лопаток при таких окружных скоростях практически невозможно. Кроме того, число М в потоке пара в этом случае составит 3,0÷3,5, что приведет к большим волновым потерям энергии в потоке ( ). Поэтому все крупные паровые турбины для энергетики и других отраслей народного хозяйства выполняют многоступенчатыми. В этих турбинах пар расширяется в последовательно включенных ступенях, причем теплоперепады таких ступеней составляют небольшую часть располагаемого теплоперепада всей турбины. Поэтому окружные скорости лопаток в ступенях многоступенчатой турбины составляют 120-250 м/с для большинства ступеней ЧВД и ЧСД турбины и достигают 350-450 м/с для последних ступеней конденсационных турбин. Числа М в потоке для большинства ступеней меньше единицы.

Рассмотрим схематичный чертеж проточной части многоступенчатой турбины со сравнительно высоким давлением за турбиной (рис.54).

Как указывалось ранее, совокупность одного ряда сопловых и одного ряда рабочих лопаток образует ступень турбины. В данном примере турбинная ступень выполнена камерной, т.е. между диафрагмами образована камера, в которой располагается диск ротора с рабочими лопатками. В камерных ступенях, как правило, на рабочих лопатках допускается небольшое расширении пара, т.е. камерная ступень выполняется со сравнительно небольшой степенью реактивности, а в основном расширение пара осуществляется в сопловой решетке.

Рисунок 54 - Схема проточной части турбины и распределение вдоль оси турбины давления и крутящего момента: Р₁ - Р_IV – перепад давлений в I-IV ступенях турбины; Р₀ – давление свежего пара перед турбиной; Р₂ – давление на выходе из турбины

На входе в турбину свежий пар поступает к соплам первой ступени, установленным в сопловой коробке. Рабочие лопатки первой и последующих ступеней расположены на дисках, откованных заодно с валом. После рабочих лопаток первой ступени пар поступает к соплам второй ступени, расположенным в диафрагме. Диафрагмы второй, третьей и четвертой ступеней установлены в пазах корпуса турбины. Для уменьшения протечек пара через зазор между валом и диафрагмой в паз расточки диафрагмы устанавливается диафрагменное уплотнение. На рис.54 показано также распределение вдоль оси турбины давления и крутящего момента на валу. Давление пара уменьшается в каждой ступени немного. В активных ступенях это снижение давления осуществляется в сопловых лопатках. Крутящий момент на валу от ступени к ступени увеличивается за счет суммирования крутящих моментов, создаваемых паровым потоком в каждой ступени. Через правый конец вала от турбины к приводимой машине передается мощность, определяемая моментом М на валу и угловой частотой вращения ротора :

.

Через левый конец вала передается небольшой крутящий момент для привода масляного насоса, расположенного в корпусе переднего подшипника, и на преодолении момента трения в этом подшипнике. Рассмотрим процесс расширения пара в h,s-диаграмме для турбины, состоящей из четырех активных ступеней (рис.55).

Рисунок 55 - Процесс расширения пара в h,s–диаграмме для многоступенчатой турбины

По мере расширения пара от ступени к ступени давления пара уменьшается, а удельный объем увеличивается. В результате этого длина сопловых и рабочих лопаток вдоль проточной части также увеличивается. Интенсивность возрастания высот лопаток определяется значениями соответствующих чисел Маха для ступени. С увеличением числа Маха интенсивность возрастания высот лопаток повышается. При числах Маха, близких к нулю (приближение к условиям течения несжимаемой жидкости), высоты лопаток практическим не изменяются вдоль проточной части.

Отличительной особенностью многоступенчатых турбин реактивного типа является увеличение числа ступеней по сравнению с турбинами активного типа при одинаковом располагаемом теплоперепаде Н₀.

При большом числе ступеней в турбине (Z>22) конструктивно не удается разместить их в одном корпусе. Поэтому современные конденсационные турбины большой мощности выполняют в нескольких корпусах.

Многоступенчатые турбины имеют ряд преимуществ перед одноступенчатыми:

1. В многоступенчатой турбине за счет уменьшения теплоперепада, приходящегося на одну ступень, легко получить оптимальное отношение скоростей U/C_ф, а, следовательно, высокий КПД. Чем больше ступеней в турбине, тем меньше теплоперепад на каждую ступень, меньше и скорости C_ф и U. Очевидно, что с увеличением числа ступеней уменьшаются безразмерные скорости потока (числа Маха) в решетках ступени.

2. В многоступенчатой турбине с увеличением числа ступеней высота сопловых и рабочих лопаток во всех ступенях турбины увеличивается. Действительно из формулы для высоты сопловых лопаток следует, что увеличение связано с уменьшением среднего диаметра ступени и увеличением площади сопловой решетки F₁. Средний диаметр ступени уменьшается, так как с возрастанием числа ступеней уменьшается теплоперепад ступени и, следовательно, уменьшается окружная скорость лопаток U. Площадь F₁ увеличивается, так как уменьшается скорость пара в сопловых лопатках. Увеличение высоты сопловых и рабочих лопаток при этом приводит к снижению концевых потерь в решетках ступени и к снижению протечек пара в зазоры у бандажа и корня рабочих лопаток.

В турбинах небольшой мощности с парциальным подводом пара с увеличением числа ступеней и уменьшением их диаметров появляется возможность увеличить степень парциальности и, соответственно, уменьшить потери от парциального подвода пара.

3. В многоступенчатой турбине энергия выходной скорости предыдущей ступени используется в сопловых лопатках последующей ступени. Эта энергия выходной скорости повышает располагаемую энергию последующей ступени. Как указывалось ранее, относительный лопаточный КПД промежуточной ступени определяется по формуле . Таким образом, в промежуточных ступенях многоступенчатой турбины потери энергии с выходной скоростью равны нулю. Энергия выходной скорости теряется только в последней ступени турбины и в ступенях, предшествующих емкой камере в проточной части турбины, например, в регулирующей ступени, в ступени перед камерой отбора пара и т.п. В этих ступенях ℋ_вс=0.

4. В многоступенчатой турбине тепловая энергия потерь предыдущих ступеней частично используется для выработки полезной энергии в последующих ступенях за счет явления возврата теплоты в турбину.

5. Конструкция многоступенчатой турбины позволяет осуществить отборы пара для РППВ и промежуточный перегрев пара, которые существенно повышают абсолютный КПД паротурбинной установки.

Из недостатков следует отметить два основных:

1. С увеличением числа ступеней возрастает сложность конструкции и стоимость изготовления турбины. Однако для энергетических турбин усложнение конструкции и повышение стоимости их изготовления оправдывается за счет повышения КПД турбины и турбинной установки.

2. В многоступенчатой турбине возникают повышенные протечки от утечек пара как в переднем концевом, так и в диафрагменных уплотнениях. Перед передним концевым уплотнением давление пара тем выше, чем больше ступеней в турбине. В одноступенчатой турбине утечки через диафрагменные уплотнения отсутствуют.

Следует иметь в виду, что в состав турбины входят стопорные и регулирующие клапаны, устанавливаемые перед турбиной, а также перед частью среднего давления в турбинах с промежуточным перегревом пара. В этих клапанах течение пара сопровождается гидравлическими потерями энергии, которые приводят к снижению КПД турбины. В состав турбины входят также перепускные паропроводы между корпусами турбины (ресиверы), выхлопной патрубок турбины. Процесс течения пара в них также сопровождается потерями энергии, которые снижают общий КПД турбины.