Конденсационные одновальные турбины достигают мощности 500 – 800 МВт, а при двухвальном исполнении уже построены установки мощностью 1000 МВт.

По мере увеличения мощностей целесообразным являлось и повышение начальных параметров пара, которые последовательно выбирались на уровне 90, 130, 170, 250 и, наконец, 350 бар, при этом повышались также и начальные температуры, которые составили 500, 535, 565, 590, а в отдельных случаях до 650° С. Следует иметь в виду, что при температурах, превышающих 565° С, приходится применять очень дорогие и менее изученные стали аустенитного класса. Это привело к тому, что в последнее время наблюдается тенденция к некоторому отступлению в область температур, исключающих необходимость использования аустенитных сталей, т.е. температур на уровне 540° С.

Большое значение для развития турбин малой мощности и, в особенности для развития судовых паровых турбин имели успехи, достигнутые в 1915–1920 гг. в области построения редукторов. До этого времени судовые турбины выполнялись на число оборотов, равное числу оборотов гребных винтов, т.е. 300 – 500 об/мин, что снижало экономичность установки и приводило к большим габаритам и весам турбин.

С того времени, когда в работе зубчатых редукторов были достигнуты полная надежность и высокая экономичность, судовые турбины снабжаются редукторными приводами и выполняются на повышенное число оборотов, которое соответствует наивыгоднейшим условиям работы турбины.

Для стационарных турбин малой мощности также оказалось целесообразным применение редукторной передачи между турбиной и генератором. Наибольшее число оборотов, возможное при непосредственном соединении валов турбины и генератора 50-периодного переменного тока, составляет 3000 об/мин. При мощностях ниже 2,5 МВт это число оборотов невыгодно для конденсационной турбины. С развитием редукторостроения оказалось возможным выполнять турбины на более высокие числа оборотов (5000–10000 обIмин), что позволило повысить экономичность турбин небольшой мощности, а главное уменьшить их размеры и упростить конструкцию.

Типовая конструкция современной паровой турбины

При проектировании паровой турбины учитывают ряд предъявляемых к ней требований:

– надежность и безаварийность работы;

– высокая тепловая экономичность;

– высокая равномерность вращения и быстроходность, допускающая использование быстроходных электрогенераторов с возможностью их непосредственного соединения с валом двигателя;

– возможность получения в двигателе любой необходимой единичной мощности;

– возможность автоматизации работы всей установки;

– простота обслуживания установки;

– компактность двигателя и его относительная дешевизна;

– возможность работы по замкнутому циклу.

Рассмотрим конструкцию типичной современной активной турбины на примере турбины высокого давления Ленинградского металлического завода. Мощность этой турбины 50 тыс. кВт при 3000 об/мин. Турбина работает паром с начальным давлением 88 бар при температуре 535° С.

Первые 19 дисков умеренного диаметра выполнены за одно целое с валом турбины. Последующие три диска посажены с натягом на вал. На ободах каждого диска укреплены рабочие лопатки. Диски разделены неподвижными промежуточными диафрагмами. В каждой диафрагме размещена неподвижная сопловая решетка, в которой поток пара ускоряется и приобретает необходимое направление для входа в каналы рабочей решетки, образованной рабочими лопатками. Постепенное увеличение от ступени к ступени высоты сопловых решеток и рабочих лопаток объясняется тем, что по мере расширения пара объем его возрастает. Это требует постепенного увеличения проходных сечений проточной части. Сопловые решетки первой регулирующей ступени укреплены в пароподводящих патрубках, которые вварены в корпус турбины. Пар к соплам первой регулирующей ступени подводится через четыре регулирующих клапана, два из которых расположены на верхней половине корпуса, а два – по бокам нижней части корпуса. Часть корпуса, охватывающая ступени высокого давления, выполнена в виде стальной отливки. Ступени низкого давления располагаются в сварной части корпуса. Выходной патрубок турбины также сварен из листвой стали, и при помощи сварки соединяется с конденсатором. За счет охлаждения отработавшего в турбине пара в конденсаторе поддерживается давление ниже атмосферного. Обычно это давление составляет 0,03 – 0,06 бар. В корпусе турбины предусмотрено несколько патрубков для отбора пара из промежуточных ступеней турбины. Эти отборы используются для подогрева питательной воды, подаваемой в паровой котел.

При изменении нагрузки оказывается необходимым изменять расход протекающего через турбину пара. Это достигается соответствующим открытием регулирующих клапанов. Благодаря тому, что клапаны закрываются и открываются последовательно, часть пара, проходящая через полностью открытые клапаны, не подвергается мятию и поступает к соплам первой ступени с полным начальным давлением. Лишь та доля пара, которая проходит через частично открытый клапан, дросселируется в клапане и подходит к своей сопловой группе с пониженным давлением. Способ управления впуском пара в турбину, при котором доступ пара к сопловым группам открывается последовательно, называется сопловым парораспределением. Первая ступень, получающая в зависимости от нагрузки турбины пар из различного числа сопловых групп, называется регулирующей ступенью. Наряду с таким способом парораспределения существует также дроссельный способ подвода пара, отличающийся тем, что все количество подводимого к турбине пара проходит через общий регулирующий клапан. При частичных нагрузках турбины пар подвергается мятию вследствие частичного закрытия дроссельного регулирующего клапана.

Вал турбины лежит на двух подшипниках, которые воспринимают вес ротора. Передний подшипник в турбине, одновременно фиксирует осевое положение ротора по отношению к статору и воспринимает осевые усилия, действующие на ротор. Таким образом, передний подшипник является комбинированным опорно-упорным подшипником. Упорная его часть построена по принципу сегментного подшипника Митчеля.

В местах, где вал проходит через корпус турбины, расположены уплотнения, которые называются концевыми уплотнениями вала. Переднее уплотнение вала служит для уменьшения утечки пара из корпуса турбины в машинное помещение. Заднее уплотнение предупреждает возможность засасывания атмосферного воздуха в выхлопной патрубок и конденсатор турбины. Засасывание воздуха в конденсатор привело бы к повышению давления в нем и уменьшению экономичности работы турбины. Для того чтобы предупредить просачивание воздуха в конденсатор, к заднему уплотнению подводится пар низкого давления. В местах, где вал проходит через центральные отверстия промежуточных диафрагм, установлены промежуточные уплотнения, препятствующие протечке пара из одной ступени в другую, минуя сопловые решетки ступени.

Правый конец вала турбины при помощи муфты соединен с ротором генератора, один из подшипников которого расположен на корпусе выхлопного патрубка турбины.

Передний конец вала турбины гибкой муфтой соединен с валом двустороннего центробежного масляного насоса, который всасывающим патрубком опирается на прилив в картере переднего подшипника. В полость всасывания насоса масло подается под небольшим избыточным давлением с помощью инжектора.

Масляный насос обеспечивает подвод масла к органам управления системы регулирования (с давлением 20 бар), а также с помощью инжектора подает масло к подшипникам генератора и турбины (при давлении 0,5 бар). На конце вала насоса располагается быстроходный упругий регулятор скорости, который управляет золотниками системы регулирования.

В поперечных расточках переднего конца вала турбины размещены два бойка предохранительного выключателя, который вызывает полное прекращение подачи пара к турбине в случае повышения скорости ее вращения на 10 – 12%.

В современных турбинах большой мощности предусматривается специальное валоповоротное устройство, при помощи которого можно медленно вращать вал неработающей турбины. Валоповоротное устройство состоит из электродвигателя, связанного с червячной передачей.

Червяк с помощью червячного колеса вращает промежуточный валик, на котором, на винтовой шпонке, располагается ведущая шестерня. Последняя может смещаться в осевом направлении и входить в зацепление с большой шестерней, укрепленной на полумуфте, соединяющей вал турбины и вал генератора. При пуске турбины, когда ее вал ускоряется паром, ведущая шестеренка проворачивается по винтовой шпонке и автоматически выходит из зацепления с шестерней, сидящей на полумуфте турбины.

Корпус турбины, а также корпусы подшипников имеют горизонтальный разъем на уровне оси вала турбины. Для того чтобы разобрать турбину, необходимо разболтать соединение фланцев горизонтального разъема корпуса турбины и корпусов подшипников. После этого могут быть подняты крышки корпусов.

Современные турбины для привода генераторов электрического тока рассчитываются на работу с постоянным числом оборотов. Сохранение постоянства числа оборотов обеспечивается автоматическим регулированием.

Управление органами регулирования осуществляется маслом. Поэтому система регулирования обычно сочетается с системой смазки.

В подшипниках турбины выделяется значительное количество тепла, которое необходимо отводить для того, чтобы температура подшипника не превышала допустимой (примерно 60° С). Отвод тепла от подшипника обеспечивается циркуляционной системой смазки, при которой масло не только уменьшает трение, создавая пленку между валом и вкладышами подшипника, но и служит для охлаждения подшипника. Нагретое масло, покидающее подшипник, после охлаждения вновь используется для смазки.

Детали ротора паровой турбины (лопатки, диски), даже при нормальном числе оборотов турбины, подвергаются высоким напряжениям, которые вызываются центробежными силами. Повышение числа оборотов турбины сверх рабочего приводит к такому увеличению центробежных сил, которое может вызвать аварию турбины. Для того чтобы предохранить турбину от недопустимого повышения числа оборотов в случае неисправной работы основной системы регулирования, современные турбины снабжаются предохранительными выключателями. Предохранительный выключатель располагается, как правило, на валу турбины. В случае если число оборотов турбины превысит нормальное число оборотов на 10–12%, предохранительный выключатель вызывает быстрое закрытие пускового клапана турбины и ее остановку.

Особенности крупных паровых турбин

Повышение параметров пара и единичной мощности агрегатов, а также введение промежуточных перегревов пара обусловили применение турбин с большим числом цилиндров. Увеличение расхода пара, с одной стороны, повышает экономичность первых ступеней турбины вследствие увеличения высот лопаток в цилиндре высокого давления (ЦВД), а с другой стороны, усложняет проектирование последних ступеней. Стремление повысить термический КПД цикла приводит к уменьшению абсолютного давления в конденсаторе до 0,03 – 0,035 бар, что в значительной мере увеличивает объемный расход пара последней ступенью. Для получения минимальных потерь с выходной кинетической энергией необходима, возможно, большая ометаемая лопатками площадь. Требуемая ее величина достигается, во-первых, увеличением длины лопатки и диаметра последней ступени, во-вторых, увеличением числа параллельных потоков пара в части низкого давления (ЧНД). С этой целью возможно также применение двухъярусных лопаток.

Максимальная длина лопатки во многом определяется соображениями прочности. Вместе с тем проблема создания длинных лопаток не только прочностная, но и аэродинамическая. С увеличением относительной длины лопаток растет опасность отрыва потока в корневой области. Это серьезное препятствие на пути дальнейшего увеличения относительной длины лопаток. Современные методы проектирования позволяют избежать отрывов потока на расчетных режимах. При частичных же нагрузках в таких ступенях имеют место отрывы потока, охватывающие широкую область в корневой части колеса. Эти явления снижают экономичность последних ступеней, а также оказывают неблагоприятное влияние на вибрационную прочность колеса.

Число выходов пара для очень мощных агрегатов уже сейчас достигает восьми. С получением максимальной площади выхода связан вопрос о выборе числа валов агрегата. Одновальный агрегат проще и обычно дешевле двухвального. В то же время двухвальный агрегат позволяет применить разную скорость вращения обоих валов. Уменьшение скорости вращения ЧНД позволяет увеличить входную площадь последней ступени при том же уровне допускаемых напряжений и уменьшить потери с выходной скоростью.

Двухвальные агрегаты получили широкое распространение за рубежом. Это относится не только к очень мощным установкам обычного типа, но также к атомным агрегатам, работающим при сравнительно низких параметрах пара и имеющих огромные объемные расходы в последних ступенях турбин. Кроме того, в ряде стран (США, страны Латинской Америки и др.) применяется частота критического тока 60 Гц, что значительно усложняет задачу создания длинных лопаток при высокой скорости вращения (3600 об/мин).

В вопросе о том, какому из вариантов (одновальному или двухвальному) отдать предпочтение, нет единого мнения. В конце 50-х годов ведущие специалисты зарубежных фирм «Броун-Бовери», «Дженерал Электрик» и «Сименс» считали максимальной экономически выгодной мощностью одновального агрегата 400–500 МВт. Последнее десятилетие заметно изменило тенденцию большинства заводов и фирм в этом вопросе. Отечественные и зарубежные заводы и фирмы проектируют и изготовляют одновальные турбины, мощности которых значительно превышают величины, еще несколько лет назад считавшиеся «предельными». (В настоящее время изготавливаются и проектируются турбины мощностью 800 и 1200 МВт – ЛМЗ, 765 МВт – «Дженерал Электрик», 800 – 1000 МВт – «Сименс», 600 МВт – фирмы Англии, Франции, Италии и др.). Западногерманская фирма «Сименс» на основании технико-экономических расчетов в настоящее время считает неперспективным выпуск двухвальных агрегатов до 1000 МВт. В то же время американскими и западноевропейскими фирмами выпускается большое количество двухвальных агрегатов. Наиболее мощные агрегаты (800 – 1300 МВт) за рубежом в настоящее время изготовляются двухвальными. В СССР выпускались одновальные турбины мощностью до 800 МВт. В настоящее время ЛМЗ и ХТГЗ изготовляют более мощные одновальные машины.

С повышением начальных параметров пара и единичной мощности агрегатов вновь актуальным стал вопрос о выборе типа парораспределения паровых турбин. Эта задача не может решаться в отрыве от вопроса о предполагаемых режимах работы турбины. Дроссельное парораспределение позволяет обеспечить наибольшую экономичность при расчетном режиме. Как показали расчеты, выполненные в ЛПИ совместно с ЛМЗ применение дроссельного парораспределения для турбины К-200–130 вместо соплового с заменой регулировочной ступени тремя ступенями давления снижает удельный расход тепла по машинному залу электростанции при номинальном режиме примерно на 0,3%, а для турбины К-300–240 – на 0,4%. Такое повышение экономичности равносильно увеличению КПД регулировочной ступени примерно на 2%.

Сопловое парораспределение, уступая дроссельному при номинальном режиме, превосходит его в экономичности при частичных нагрузках (в рассмотренных примерах – при нагрузках, меньших 90% от номинальной). Один из существенных недостатков соплового парораспределения при высоких параметрах пара заключается в том, что вследствие различного дросселирования пара в регулировочных клапанах при их неодинаковом открытии температуры потоков пара, идущих через эти клапаны, могут значительно различаться. Так, например, при начальных параметрах 400 бар, 650° С температура пара за клапаном, открытым на 10%, оказывается на 180 °С ниже температуры пара за полностью открытыми клапанами.

Такая неоднородность потока и связанный с нею неравномерный нагрев статора турбины могут быть причиной значительных температурных напряжений и короблений корпуса. Для устранения неравномерности параметров пара перед различными группами сопел применяется одновременный впуск пара в несколько групп сопел; при этом сопловое парораспределение приближается к дроссельному, и разница в экономичности частичных режимов между ними уменьшается.

В то же время мощности регулировочных ступеней крупнейших паровых турбин достигли необычайной величины. Например, в турбине ЛМЗ К-800–240 ее мощность составляет около 50000 кВт. Проектирование рабочих лопаток такой ступени для условий нестационарного потока становится крайне затруднительным. По этим причинам для блоков мощностью 1000 МВт и выше предпочтение отдается дроссельному парораспределению.

Страницы: 1, 2, 3, 4