150549 (Паровые турбины как основной двигатель на тепловых электростанциях), страница 3
Описание файла
Документ из архива "Паровые турбины как основной двигатель на тепловых электростанциях", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "физика" из , которые можно найти в файловом архиве . Не смотря на прямую связь этого архива с , его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "рефераты, доклады и презентации", в предмете "физика" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "150549"
Текст 3 страницы из документа "150549"
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.
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.