Существенное преимущество дроссельного парораспределения с полным подводом пара – улучшение вибрационных характеристик лопаток первой ступени. Дроссельное парораспределение с полным подводом пара начинает все шире применяться для мощных паровых турбин. С таким парораспределением выполнены турбины мощностью 1000 и 1150 МВт в США. Дроссельное парораспределение имеет турбина мощностью 1300 МВт, проектируемая швейцарской фирмой «Броун-Бовери» для США. В новых проектах турбин мощностью 1200–1600 МВт ЛМЗ также предусматривается дроссельное парораспределение.

Возможности увеличения мощности паровой турбины

Повышение мощности турбин до 1600 МВт и даже до 2000 МВт предусматривалось в унифицированном ряду, в котором головная турбина К-1200–240. Эта турбина при определенных условиях может развивать мощность до 1400 МВт. При повышенной температуре охлаждающей воды и рк > 4,5 кПа на базе имеющегося ЦНД мощность турбины может быть увеличена до 1600 МВт. Решается и проблема парогенератора в форме моноблока или, возможно, дубльблока (на базе имеющегося котла для блока К-800–240). Следует также иметь в виду, что температура охлаждающей воды для большинства ГРЭС будет постепенно нарастать и что со временем найдут применение турбины для рк = 6,5 кПа, а это позволит значительно повысить их мощность.

Принципиально новый мощностной ряд целесообразно выбирать исходя из принципа удвоения мощности, т.е. ставить задачу о создании блоков 2500 – 3000 МВт. Решение этой проблемы потребует обширных научных исследований и проектных работ, а также подготовки производства в области турбин, котлов и генераторов. Выполнение этих работ потребует длительного времени. Для такого крупного шага необходимо пересмотреть как параметры пара, так и принципиальную структуру энергетической установки. Рассмотрим лишь возможности дальнейшего роста мощности турбин без принципиальных изменений тепловой схемы и параметров пара.

В настоящее время имеются предварительные разработки турбин мощностью 2000–2400 МВт, которые позволяют судить об их перспективности.

При решении этой проблемы выбор частоты вращения турбогенератора – центральный вопрос. При мощности свыше 2000 МВт по общим экономическим показателям и по надежности тихоходные турбины могут конкурировать с быстроходными. К. п. д. ЦВД тихоходной турбины приблизительно такой же, как быстроходной, так как в последней уже требуется двухпоточный ЦВД и, следовательно, нет заметного выигрыша от увеличения длин лопаток. Эти соображения в еще большей мере относятся к ЦСД. В тихоходной турбине ЦНД может в принципе из-за меньших выходных потерь иметь более высокий к. п. д., чем в быстроходной, или в ней можно существенно уменьшить число цилиндров. Решение же проблемы быстроходной турбины за счет увеличения числа ЦНД приводит к слишком длинному валопроводу, в котором легко возбуждаются вибрации. Если же ограничить число цилиндров, то единственный путь повышения мощности – увеличение площади S, ометаемой лопатками последней ступени. Эта площадь пропорциональна d2l2 или u2l2. По соображениям аэродинамики потока коэффициент веерности dl ограничен (в настоящее время – не менее 2,5). Приняв этот коэффициент постоянным, найдем, что для заданной частоты вращения S~u2. Для этих условий при заданном рк расход пара ЦНД, а следовательно, и предельная мощность турбины пропорциональны квадрату окружной скорости последнего РК. Уже сейчас в турбине К-1200–240 ЛМЗ u2 = 471 м/с (u2» =660 м/с), и у периферии окружная скорость значительно превосходит звуковую. Все же не исключена возможность ее дальнейшего повышения.

Если сохранять потерю выходной кинетической энергии и в то же время увеличивать окружную скорость, то получаются малые углы β2*, что может вызвать затруднения в проектировании меридионального сечения проточной части последних ступеней и прочной лопатки у периферии РК. В таких случаях встает вопрос об увеличении выходной скорости, несмотря на повышение выходных потерь. Это, однако, возможно лишь до какого-то предела, так как из-за больших потерь невозможно допустить движения со сверхзвуковыми скоростями в выходных патрубках, имеющих неблагоприятную аэродинамическую форму.

При проектировании быстроходных турбин мощностью 2500–3000 МВт встречаются также трудности в проектировании ЦВД и особенно ЦСД из-за больших длин лопаток и размеров роторов.

Двухвальные быстроходные турбины открывают путь к значительному повышению «предельной мощности» при сохранении высокой экономичности установки за счет увеличения числа унифицированных ЦНД и ЦСД. Особого внимания заслуживает также проблема двуъярусных ступеней.

В связи с трудностями проектирования быстроходной турбины мощностью 2000 МВт и более выдвигается как альтернатива тихоходная турбина. Основные недостатки последней: большая масса и размеры основных деталей, что ухудшает тепловое состояние цилиндров, а также создает трудности транспортирования, монтажа и ремонта, повышает стоимость строительных работ на ЭС. Однако имеется граница мощности турбины, за которой при располагаемых технических средствах тихоходная турбина обладает преимуществом по сравнению с быстроходной. Для сравнительной оценки турбин этих типов рассмотрим некоторые их проектные варианты.

Проектные варианты турбины 2000 МВт при п = 3000 об/мин. В ЦКТИ были выполнены исследовательские разработки быстроходной турбины К-2000–240/3000 для параметров пара 23,5 МПа и 838/838 К. Этот проект базировался на применяемых в настоящее время параметрах пара. Температура охлаждающей воды принималась 293 и 298 К. Тепловая схема блока считалась такой же, как в современных турбинах типа К-1200–240.

Механические свойства материалов ко времени осуществления проекта предполагались на 15 – 20% выше, чем в настоящее время. Предполагалось также, что будут освоены поковки из хромистых нержавеющих сталей массой 60–100 т для роторов высокого и среднего давлений и что будут изготовляться роторы без центральных отверстий. Допускалось, что окажется возможным применение поковок из нержавеющих мартенситостареющих сталей с пределом текучести 1200–1400 МПа и массой до 15 т. Для рабочих лопаток из титана был выбран предел текучести до 900 МПа. В основном же проект был ориентирован на уже достигнутый уровень механических свойств применяемых турбинных материалов и на подтвержденные опытом запасы прочности.

Главные черты проекта: малое число ступеней в однопоточных ЧВД и ЧСД за счет больших окружных скоростей (диаметры роторов по корневым сечениям d/ = 1400 мм); размещение в одном цилиндре ЧВД и ЧСД; применение для последней ступени ЦНД лопатки длиной l2=1200 мм при диаметре d2=3000 мм (ΣS = 90,4 м2); противодавление pк = 5,2 кПа; разделительное давление между цилиндрами 0,7 МПа. При этих условиях турбина получилась пятицилиндровой с восемью выходами из ЦНД с общим числом ступеней 49 и с центральным расположением ЦВД.

Общий расход пара G = 6500 т/ч. Из-за высокого противодавления получился большой удельный расход пара каждым выходом ЦНД – 45 т/(м2ч), тогда как в турбине К-1200–240 – около 32 т/(м2ч) при pк~3,6 кПа. Выходная кинетическая энергия hС2 = 43 кДж/кг (~10 ккал/кг) и МС2г= 0,85. Эта выходная потеря предельно высока. Внутренний к. п. д. ЧВД и ЧСД можно принять 0,89, а низкого давления – 0,83. Мощность ЧВД около 700 МВт, ЧСД около 600 МВт и ЧНД 8x105 МВт (общая внутренняя мощность 2140 МВт). ЧВД и ЧСД разгружены думмисами от осевого давления.

Совмещенный ЦВД–ЦСД расположен в центре агрегата, а с двух сторон от него – по 2 ЦНД. По сравнению с обычным расположением цилиндров это уменьшает относительные тепловые расширения и снижает диаметр шейки упорного подшипника, помещенного со стороны ЧВД, что дает возможность достигнуть приемлемой окружной скорости в этом подшипнике. Кроме того, уменьшается размер перепускных труб благодаря разветвлению потока сразу за ЧСД. Улучшается также низкочастотная вибрационная характеристика РВД, так как у него отсутствует свободная шейка со стороны переднего подшипника.

По сравнению с турбиной К-1200–240 большим усилиям подвергаются шейки роторов (рассчитываются на четырехкратный крутящий момент в случае короткого замыкания). Для них применены роторные вставки с фланцевыми соединениями, выполненные из особо прочного материала (мартенситостареющая сталь). Диаметры шеек не превышают 600 мм.

Напряженность корпусов и элементов статора не превосходит допускаемых величин в уже действующих турбинах. Лопатки, хвостовые соединения (елочного типа), тело ротора – предельно напряжены, особенно в области высокой температуры в ЧСД, т.е. в зоне первой ступени; ротор может быть выполнен из стали Р2М с запасом по пределу текучести 1,25. Расчет велся в предположении работы в течение 100000 ч. Изготовление поковок из хромистых нержавеющих сталей увеличит долговечность роторов.

Длина турбины 49 м, она лишь немного больше, чем длина турбины К-1200–240.

Разработаны новые варианты соединения ЦНД с конденсатором и фундаментом: наружный корпус представляет собой тонкостенную оболочку, и он не служит базой для центровки внутреннего корпуса, связанного через раму непосредственно с фундаментом.

Удельная металлоемкость турбины без конденсатора по предварительным расчетам около 1,3 кг/кВт против 1,6 кг/кВт для К-1200–240 (при pк = 4 кПа).

Проектные варианты турбины мощностью более 2000 МВт при n=1500 об/мин. Для АЭС выпускаются турбины мощностью 500 и 1000 МВт, работающие при 1500 об/мин. Произведены громадные затраты, связанные с изготовлением для этой цели крупнейших изделий, вызвавших необходимость не только сооружения новых турбинных цехов, но и перестройки металлургической промышленности, обслуживающей турбинные заводы. Благодаря этому вкладу в промышленность сейчас возможно решение проблемы дальнейшего развития сверхмощных турбин на широкой основе с использованием как быстроходных, так и тихоходных турбин в зависимости от их экономических показателей и степени надежности.

В ЦКТИ были выполнены под руководством Л.Д. Френкеля проектные разработки турбины мощностью 2000 МВт при 1500 об/мин, которая рассматривалась вместе с быстроходной турбиной как альтернативное решение. Мощность 2000 МВт находится вблизи границы возможности выполнения быстроходной турбины, и это делает сравнение проектов интересным, хотя это условие не в пользу варианта тихоходной турбины.

Начальные параметры пара 23,5МПа, 833/838 К: противодавление 5,9 кПа. Конечная температура питательной воды tп.в = 543 К. Проточная часть размещена в однопоточном ЦВД (12 ступеней) мощностью около 710 МВт, двухпоточном ЦСД (2х8 ступеней) и в трех ЦНД (2x6 ступеней) мощностью 2x127 МВт. Общее число ступеней 64. Базой для проектирования проточной части ЦНД послужила ступень с лопаткой l2=1400 мм, d2 = 4100 мм, d1 = 2,93 и S = 18 м2. Удельный расход пара последним РК – около 33 т/(м2ч). Давление за ЦВД составляет 3,6 МПа, за ЦСД 0,37 МПа.

К. п. д. ЧВД и ЧСД по расчетам около 0,89, а для ЧНД 0,85. Их высокие значения достигаются в основном за счет меньших выходных потерь за каждой последней ступенью в цилиндрах, особенно в ЦНД, где на расчетном режиме hС2 –20 кДж/кг, что приблизительно в два раза ниже, чем эти потери в быстроходной турбине. При этих условиях получается удельный расход теплоты лишь немногим меньше, чем для ПТУ с турбиной К-1200–240.

Трудная задача – конструирование роторов высокого и среднего давлений, в которых местные температуры превосходят 803 К и напряжения в расточке достигают 170 МПа. В наиболее нагретых местах ротор охлаждается паром, взятым до первого перегревателя. При охлаждении этих мест на 25 – 30 К можно применять жаропрочные перлитные стали. Средние диаметры РВД выбраны 1800–1970 мм при длине первой и последней рабочих лопаток приблизительно 100 и 300 мм, а те же размеры РСД равны 2315–2770 мм и РЛ – 150 и 410 мм. Роторы ЦВД и ЦСД – сварные, барабанного типа. РВД весит около 65 т, а РСД – около 110 т.

В ЦНД последняя ступень сравнительно мало напряжена. Ее рабочая лопатка по размерам далека от предельной, напряжения в корневом сечении – от изгиба средней величиной ПАС σи = 23МПа (с учетом перепада давления 29 МПа). Для материала с пределом текучести σ0.2~640МПа коэффициент запаса прочности в роторе kт~2,8. Все эти напряжения значительно меньше, чем в быстроходных турбинах такой же мощности.

Масса РНД составляет 145 т; nк = 2820 об/мин. Общая масса турбины – около 3100 т. Длина турбины – около 56,5 м.

Сравнение тихоходных и быстроходных турбин. Изучение проектов быстроходных и тихоходных турбин приводит к заключению, что турбина К-2000–240 может быть выполнена того и другого типов. По к. п. д. оба типа турбин не должны значительно различаться.

Обе турбины спроектированы пятицилиндровыми. При этом вес быстроходной турбины (без конденсатора) получился меньше тихоходной более чем на 20%. Но тихоходную турбину возможно выполнить с длиной последних лопаток 1600 мм и даже более при dl~3, а тогда ометаемая площадь последнего РК будет 27 м2, что в 1,5 раза больше принятой в проекте и в 2,4 раза превосходит ту же площадь в быстроходной турбине с последней лопаткой длиной 1200 мм. При этом в тихоходной турбине сократится число ЦНД, и она станет более конкурентоспособной.

В проекте тихоходная турбина примерно на 6,5 м длинее и несколько шире, чем быстроходная (ширина определяется размером выходного патрубка ЦНД).

Среди положительных факторов тихоходной турбины отметим: низкие окружные скорости и напряжения в РНД, жесткие и сравнительно тяжелые роторы. Последнее облегчает устранение низкочастотной вибрации. Но все же эти достоинства нельзя признать решающими при рассмотрении турбины мощностью 2000 МВт. Преимущества тихоходной турбины можно было бы выявить при значительно большей мощности и при оптимальных числе и размерах ЦНД.

Таким образом, паровая турбина является главным двигателем на ТЭС и имеет ряд преимуществ по сравнению с другими типами двигателей:

– ротационный принцип действия;

– быстроходность и возможность непоследовательного соединения с валом генератора;

– высокая тепловая экономичность при условии использования высоких начальных и низких конечных параметров пара;

– неограниченная единичная мощность;

– возможность использования любого промышленного вида топлива.

К недостаткам паровых турбин относят:

– большие габариты и масса;

– высокая требовательность к чистоте пара;

– потребность в больших количествах охлаждающей воды;

– невозможность создания высокоэкономичной паровой турбины малой мощности.

Тепловые циклы работы теплоэнергетических установок.

В первой половине XIX в. физик и инженер Карно впервые рассмотрел идеальный обратимый цикл, состоящий из двух изотерм и двух адиабат (рис. 6), и определил термический к. п. д. цикла .

Рис. 6 Цикл Карно в T-S-диаграмме

Рабочее тело расширяется изотермически с температурой =const от точки 1 до точки 2 при подводе теплоты , и от точки 2 до точки 3 – адиабатно, т.е. без подвода и отвода теплоты. Температура в конце расширения Т2 меньше температуры Т1. Из состояния в точке 3 тело переходит в первоначальное состояние в точке 1 сначала по изотерме Т2 = const с отводом теплоты , а затем – по адиабате (линия 4–1).

В Т-S-диаграмме площадь под кривой термодинамического процесса численно равна количеству теплоты, участвующей в нем. Количество подведенной теплоты  численно равно площади прямоугольника , а отведенной  – площади прямоугольника . Следовательно, площадь прямоугольника 1234 численно равна количеству теплоты, преобразованной в механическую энергию:

Рассмотрим идеальный цикл Карно в области влажного пара.

В конце процесса отвода тепла в цикле Карно т. d степень сухости 0<<1, поэтому в последующем процессе сжатия da должен сжиматься влажный пар от начального состояния  до х=0 (т. а). Поскольку  определяется изменением удельного объема, то работа, затраченная на сжатие, будет очень большой (изменение удельного объема составляет 3 порядка). Причем, с целью повышения КПД цикла Карно, то есть повышению  и понижению , необходимо увеличивать начальное давление и снижать конечное, при этом конечная точка процесса отвода тепла т. d смещается вправо (в область более сухого пара), поэтому затраты энергии на сжатие будут возрастать. Кроме того, поскольку вначале процесса сжатия имеется влажный пар, а в конце его т. а – насыщенная жидкость, то сам процесс сжатия не может быть осуществлен ни с помощью компрессора, ни с помощью гидравлического насоса. Вследствие этих особенностей цикл Карно был видоизменен и получил название цикла Ренкина. Изменения заключались только в том, что процесс отвода тепла осуществляется до полной конденсации рабочего тела.

Страницы: 1, 2, 3, 4