ПРЕДЕЛЬНАЯ МОЩНОСТЬ ОДНОПОТОЧНОЙ КОНДЕНСАЦИОННОЙ ТУРБИНЫ
Последние ступени конденсационных турбин отличаются большими высотами сопловых и рабочих лопаток, так как эти ступени в турбине пропускают наибольший объемный расход пара Gυ. В связи с большой длиной рабочих лопаток последней ступени их механическая прочность находится на пределе. Другими словами, предельный расход пара, который можно пропустить через последнюю ступень, зависит от механической прочности рабочих лопаток последней ступени. Предельный расход пара, который можно пропустить через один поток ступеней низкого давления, определяет и предельную мощность однопоточной конденсационной турбины, которую приближенно подсчитывают по формуле
Ni = m G кH о ηоi , (5.2)
гдеGк —расход пара в конденсатор однопоточной турбины; т—коэффициент, учитывающий выработку мощности потоками пара, направляемыми в регенеративные отборы. Коэффициент т зависит от параметров свежего пара, числа регенеративных отборов,оттемпературы питательной воды. Значение коэффициента находится в пределах 1,1—1,25.
Расход пара Gк можно определитьпоуравнению неразрывности, записанному для сечения за рабочими лопатками последней ступени:
G к= π d 2 l2c2sinα2/υ2, (5.3)
где d 2 — средний диаметр по рабочим лопаткам последней ступени; l2 - высота рабочих лопаток последней ступени; c2, υ2 - осредненные скорость и удельный объем на выходе из рабочих лопаток последней ступени.
Величина Ω= π d 2 l2 равна площади, сметаемой рабочими лопатками, или аксиальной площади выхода из рабочих лопаток последней ступени. На расчетном режиме работы, как правило, угол выхода в абсолютном движении α2=90°. Поэтомууравнение неразрывности можно записать:
G к= Ω c2/υ2, (5.4)
Из этого уравнения видно, что для повышения предельной мощности осевая площадь Ω должна выбираться максимально возможной. При заданной частоте вращения ротора максимальная площадь Ω ограничивается прочностными свойствами материала лопаток и плотностью этого материала. Действительно, напряжения растяжения от центробежных сил в корне лопатки постоянного сечения можно определить по формуле где Cл —центробежная сила лопатки постоянного сечения; Fл — площадь поперечного сечения профильной части лопатки; ρ — плотность материала лопатки; ω — угловая скорость ротора турбины; п — частота вращения ротора турбины.
Лопатки последних ступеней выполняют переменного сечения, площадь которого уменьшается от корня к периферии лопатки. Поэтому напряжение σ в корневом сечении такой лопатки существенно снижается по сравнению с лопаткой постоянного сечения. Приближенно это снижение учитывается коэффициентом kразгр, вводимым в (5.5). Таким образом, напряжение от центробежных сил лопатки переменного сечения определится по формуле
σ = 2 ρ Ω π n2 / kразгр. (5.6)
Коэффициент разгрузки зависит от отношения площадей периферийного и корневого поперечных сечений лопатки fк / fк kразгр = 0,35+0,65 fк / fк.Наименьшее значение fк / fк равно 0,1—0,14, а коэффиицент kразгр достигает значений 2,3— 2,4.
Подставляя в (5.2) величину G к, выраженную из соотношений (5.4) и (5.6), получаем мощность однопоточной турбины
Ni = m kразгр σ c2Hо ηоi /2 ρ υ2 π n2, (5.7)
Из этой формулы видно, что предельная мощность однопоточной турбины зависит от шести основных параметров: σ, c2 , Hо, ρ, υ2, n.
Значение σ определяется допустимыми напряжениями на растяжение для материала лопатки. Для нержавеющей стали σ =450 МПа. Эти напряжения определяют предельную аксиальную площадь Ω. Так, в соответствии с формулой (5.6) при n =50 с-1 предельное значение аксиальной площади равно 8,6 м2. Совершенствуя марки сталей для лопаток последних ступеней, улучшая профилирование лопаток с целью повышения коэффициента kразгр, можно увеличить предельную аксиальную площадь Ω, а с ней и предельную мощность турбины.
Выходная скорость c2 зависит от допустимой потери энергии c2/2, выбор которой определяется стоимостью топлива, числом часов использования установки, капитальными и эксплуатационными затратами на конденсационную установку и т. д. Потери энергии с выходной скоростью для крупных турбин находятся в пределах 20—40 кДж/кг, причем изменение потерь энергии с выходной скоростью для турбин влажного пара АЭС вызывает большее изменение КПД ηоi, чем для турбин перегретого пара. Таким образом, из формулы (5.7) следует, что чем выше экономически целесообразное значение выходной скорости c2 в последней ступени конденсационной турбины, тем выше может быть достигнута предельная мощность этой турбины.
Располагаемый тепловой перепад турбины Hо зависит от параметров пара перед турбиной. Введение промежуточного перегрева пара существенно увеличивает располагаемый теплоперепад. Для турбин АЭС, работающих на влажном паре, Hо значительно меньше, чем для турбин перегретого пара; поэтому и предельная мощность этих турбин приблизительно на 20% меньше, чем для турбин перегретого пара.
Удельный объем пара за последней ступенью υ2 зависит от давления в конденсаторе рк. Повышая давление рк и уменьшая соответственно υ2, можно добиться повышения предельной мощности. Однако экономичность турбинной установки при этом заметно уменьшается. Так, при повышении давления рк, например, от 3,5 до 5,0 кПа предельная мощность при прочих равных условиях увеличивается на 43%, а КПД турбинной установки уменьшается на Δηэ/ηэ==0,5% для современных турбин перегретого пара и на 0,9% для турбин насыщенного пара. Выбор давления в конденсаторе зависит от затрат на изготовление турбины, конденсатора, системы водоснабжения, а также стоимости топлива и от эксплуатационных затрат на конденсационную установку.
Частота вращения ротора п оказывает значительное влияние на предельную мощность турбины. При уменьшении п в 2 раза предельная мощность турбины увеличивается в 4 раза. В настоящее время турбины большой мощности, работающие на перегретом паре, выполняют на частоту вращения п=50 с-1; турбины насыщенного пара для АЭС до мощностей 750—1000 МВт выполняют, как правило, на п=50 с-1, а для мощностей 1000 МВт - на п=25 с-1. При переходе от частоты вращения п=50 с-1 к п=25 с-1 наибольшую мощность однопоточной турбины практически не увеличивают в 4 раза, как это следует из (5.7), по следующим причинам. Во-первых, в настоящее время при увеличении предельной мощности в 4 раза вследствие увеличения строительных размеров роторов, конденсаторов, выхлопных патрубков их технологическое выполнение является трудно осуществимым. Поэтому высоту лопаток и средний диаметр ступени в тихоходных турбинах увеличивают приблизительно в 1,5 раза.
Во-вторых, чтобы повысить КПД проточной части ЦНД и в особенности последней ступени отношение среднего диаметра к высоте лопатки d/l не выполняют предельно низким, как для турбин с п=50 с-1. При этом уменьшаются числа Маха в решетках, появляется возможность профилирования сопловых и рабочих лопаток с меньшими аэродинамическими потерями.
Плотность материала рабочих лопаток ρ влияет на предельную мощность турбины в совокупности с допустимыми напряжениями этого материала σ, здесь удобно рассматривать влияние комплекса ρ / σ. Чем меньше отношение ρ / σ для материала рабочих лопаток, тем больше предельная мощность турбины. В последние годы ПО ЛМЗ освоил применение для рабочих лопаток последних ступеней сравнительно легкого титанового сплава ρ=4,5-103 кг/м3 с высоким уровнем допускаемых напряжений. Отношение ρ / σ для титанового сплава равно 12,6 кг/(м2 МПа); для нержавеющей стали, применяемой для рабочих лопаток, ρ / σ ==17,3 кг/(м2 МПа). Применение титанового сплава позволяет повысить предельную мощность приблизительно в 1,5 раза.
В табл. 5.2 приведены значения предельных мощностей однопоточных конденсационных турбин со стальными рабочими лопатками.
В уникальной турбине К-1200-240 ПО ЛМЗ, рассчитанной на п=50 с-1, последняя лопатка изготовлена из титанового сплава и имеет длину 1200 мм. Предельная мощность одного потока этой турбины составляет 200 МВт. Общая мощность турбины в 1200 МВт достигнута за счет применения шести параллельных потоков пара в конденсатор (рис. 5.1); при этом в каждом потоке ЦНД выполняют одинаковые турбинные ступени. Таким образом, увеличение числа потоков пара в конденсатор является одним из способов повышения предельной мощности турбины. Однако увеличение числа потоков пара в конденсатор ограничено, так как турбину более чем из пяти цилиндров изготовить в настоящее время не удается. Поэтому для турбин перегретого пара предельное число потоков в конденсатор равно шести, а число ЦНД—трем.
Другим способом повышения предельной мощности является применение двухъярусных лопаток в предпоследней ступени (полуторный выхлоп), которая называется ступенью Баумана (рис. 5.2). На верхнем ярусе ступени Баумана перерабатывается теплоперепад, равный сумме теплоперепадов нижнего яруса этой ступени и последней ступени. Через верхний ярус одна треть расхода пара Gвя направляется непосредственно в конденсатор, минуя последнюю ступень, предельную по прочности. В результате предельная мощность полуторного выхлопа увеличивается в 1,5 раза. Таким образом, при трех ЦНД мощность турбины, по параметрам идентичной турбине К-1200-240, можно увеличить до 1800 МВт. Однако использование ступени Баумана сопровождается снижением экономичности проточной части ЦНД (при условии одинаковой выходной потери c2²/2) по следующим причинам.
1. В решетках сопловых и рабочих лопаток верхнего яруса возникают большие числа Маха и соответственно повышенные потери энергии.
2. Снижается эффективность выхлопного патрубка из-за стесненности выхлопа 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 сложности их изготовления и обеспечении вибрационной надежности. Исключением является турбина К-200-130, в которой предпоследняя ступень выполнена двухъярусной.
Таблица 5.2. Предельная мощность однопоточной турбины при п=50 с-1, pк =кПа, ΔH в.с=23 и 36,5 кДж/кг
Характеристика | Значения | |||||
Давление свежего пара, МПа | 2.84 | 8,83 | 12,75 | 23,5 | 29,4 | 5,9 |
Температура свежего пара, °С | Сухой насыщен. пар | |||||
Температура промежуточ- ного перегрева, °С | - | - | 565/565 | |||
Удельный расход теплоты, кДж/кДж | 3,08 | 2,46 | 2,21 | 2,07 | 1,945 | 3,16 |
Удельный расход пара в конденсатор, кг/(кВт-ч) | 3,46 | 2,43 | 2,01 | 1,78 | 1,57 | 3,53 |
Мощность однопоточной турбины, МВт, при ΔH в.с=23 кДж/кг | 53,5 | 76,0 | 92,0 | 104,0 | 118,0 | 52,4 |
Мощность однопоточной турбины, МВт, при ΔH в.с=36,5 кДж/кг | 57,4 | 96,0 | 116,0 | 131,0 | 148,6 | 66,0 |
делят на число ступеней и отношение А/г добавляют к теплоперепаду Н'о. Описанный порядок 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 обеспечения плавности меридиональных обводов проточной части.
При разбивке теплоперепадовпо 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 и, а так называемого корневого (iv, равного (1^=с1-1,
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 — й?к==соп81. Такой закон изменения диаметров всех ступеней позволяет обеспечить унификацию хвостовых креплений лопаток, постоянство диаметров обточки дисков, а также размеров канавок 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 отличаться только высотой. Такая унификация позволяет использовать один и тот же инструмент и приспособления, удешевляет изготовление турбины.
При построении диаграммы распределения теплоперепадов (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 е=1,0; с?=й?к+^1, т. е. пренебрегая разностью корневых диаметров по соплам и по рабочим лопаткам, получаем
(^-К)8 ^,==———°^=———. (5.28)
\ к1 1/ ' ^„1/1-р„зша„' \ /
где д'фк=="к/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 с?к=соп8<;
из (5.28) для последней ступени группы можно найти высоту сопл 1^ и затем средний диаметр последней ступени
(1^)=^-\-1^).
Зная средние диаметры первой и последней ступеней, далее намечают кривую средних диаметров на диаграмме рис. 5.6 так же,какуказано выше.
Для части низкого давления, а иногда и для части среднего давления применяют увеличение или уменьшение корневого диаметра й?к вдоль проточной 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.
В последние годы этот способ находит достаточное распространение (см. ЦНД турбин К-500-60/1500 ХТЗ, К-300-240 ХТЗ на рис. 11.28, 11.37).
При увеличении корневого диаметра вдоль проточной части можно отметить преимущество, важное значение которого проявляется при малых объемных пропусках 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 ЦНД турбины К-300-240 ЛМЗ выполнена по описанному способу изменения диаметров (см. рис. 11.24).
Примеры расчета числа ступеней и разбивки теплоперепадов между ними приведены в § 5.6.
Дата добавления: 2016-06-29; просмотров: 1726;