,

где - приведенный радиус.

Изменение угла выхода потока из сопловой решетки по высоте лопатки определяется:

Таким образом, б₁ увеличивается по высоте лопатки, а это значит, что сопловая лопатка должна иметь изменяющийся по высоте профиль, т.е. лопатку необходимо закручивать.

Параметры за рабочей решеткой определяют из условия неизменности статического давления вдоль радиуса в зазоре за рабочими лопатками, т.е.:

А т.к. статическое давление Р₂ = const, то выходная скорость за рабочими лопатками также неизменна по высоте С₂ = const.

Изменение угла выхода потока в относительном движении в₂ по высоте лопаток (при б₂ =90є):

Таким образом, в₂ уменьшается от корня к периферии, и рабочие лопатки должны иметь существенную закрутку.

Треугольники скоростей и профили рабочей лопатки для корневого, среднего и периферийного сечений также изменятся:



Рис. 3

Метод постоянной циркуляции используется при сравнительно небольшой веерности (10 > и = d/l >3,5), т.к. при и < 3,5 данный способ профилирования приводит к большой закрутке сопловых и особенно рабочих лопаток, что значительно усложняет технологию их изготовления.

· В этом случае используют метод профилирования, в котором принимают неизменным по высоте лопаток угол выхода потока (б₁ =const), а также метод постоянного удельного расхода (), при котором массовый расход на единицу торцевой площади сопловой и рабочей решеток не изменяется по высоте лопаток, т.е.:

;

.

· Кроме перечисленных существует метод расчета по элементарным струйкам. По этому методу проточную часть ступени, предварительно рассчитанную по параметрам на среднем диаметре, разделяют по высоте лопаток на несколько кольцевых струек, каждую из которых рассчитывают как ступень с короткими лопатками по одномерной схеме.

При выборе профилей рабочих лопаток кроме технологии необходимо учитывать условия прочности. Хорда профиля b₂ у корня рабочей лопатки большой длины в турбинах большой мощности с n = 50 с^-1(Гц) достигает 120 - 250 мм.

КПД ступеней с длинными лопатками может быть найден суммированием по высоте мощностей, развиваемых на рабочих лопатках потоком каждой струйки и последующим делением на располагаемую мощность ступени:

.

На практике для обработки высокоэкономичных ступеней большой веерности турбин большой мощности в настоящее время турбостроительные заводы используют методы, основанные на полных уравнениях осесимметричного потока в ступени.



17. Режим работы паровых турбин ТЭС и АЭС

1.Классификация режимов работы.

Стационарный режим отвечает работе турбины при некоторой фиксированной нагрузке. Параметры пара в проточной части и температурное состояние ее деталей не изменяются во времени.

В свою очередь стационарная работа может происходить при номинальной или частичной нагрузке.

Под номинальной мощностью понимают мощность, которую должен длительно развивать турбоагрегат при номинальных значениях всех основных параметров: Р₀ и t₀, t_п/п, t_п.в. и t_охл.в.. При этом должны использоваться все внешние нерегулируемые отборы пара (а для теплофикационных турбин и все регулируемые отборы).

Под частичной нагрузкой понимают режим работы, при котором мощность или значение регулируемых отборов пара меньше номинальных. Часто работу при частичных нагрузках называют переменным режимом.

Под максимальной мощностью конденсационной турбины понимают мощность, которую может длительно развивать турбина при номинальных значениях всех основных параметров, но при отсутствии отборов пара для внешних потребителей теплоты (К-1200-240 ЛМЗ имеет максимальную мощность при отключении ПВД - 1380 МВт).

Нестационарный режим, при котором в той или иной степени изменяется тепловое состояние турбины. Наиболее сложным является пуск турбины, включающий многочисленные операции: прогрев, толчок ротора паром, разворот ротора, включение генератора в сеть, набор нагрузки. Многие турбоустановки, например, блоки докритического давления, используются в режиме ежесуточных пусков.

Останов турбины (разгружение, отключение от сети, выбег ротора и остывание).

Кроме перечисленных каждый турбоагрегат должен быть приспособлен к аварийным режимам, которые не исключены из-за неполадок или дефектов оборудования.

2.Работа при переменном пропуске пара.

Изменение нагрузки сопровождается изменением пропуска пара через турбоагрегат.

При переменном пропуске пара через турбину изменение давления и температуры перегретого пара в ее проточной части приближенно подчиняется формуле Флюгеля - Стодолы:

,

где Р₀₀ ,Т₀₀ - давление и температура перед любой ступенью;

Р_z0 - давление за турбиной при номинальном пропуске пара G₀;

Р₀₁, Т₀₁,Р_z1 - параметры пара для нового расхода G.

Формула справедлива как для отдельных отсеков, так и для всей турбины в целом при условиях :

1) что при двух сравниваемых режимах отсеки (турбина) должны иметь одинаковые проходные сечения. Поэтому ее нельзя использовать для регулирующей ступени, т.к. последняя имеет переменную парциальность.

2) нельзя использовать в случае, когда имеющийся отбор пара включен в одном и выключен в другом режиме.

Формула значительно упрощается при условии, что абсолютные значения температур в проточной части изменяются мало, т.е. Т₀₀ ? Т₀₁; для конденсационной турбины Р_z²<< Р₀², тогда:

.

Т.о., в проточной части конденсационной турбины давления пара в ступенях пропорциональны расходу пара.

Рис.1. График зависимостей давлений в ЦВД К - 300 -240 от расхода свежего пара G₀.

1 - перед стопорными клапанами;

2 - паровпускные патрубки;

3 - в камере регулирующей ступени;

4 - за четвертой ступенью ЦВД;

5 - на выходе из ЦВД.

3.Изменение теплового перепада.

При изменении расхода пара через турбину изменяются параметры пара перед и за степенью, что приводит к изменению теплоперепада ступени. Наиболее этому подвержены последние ступени и регулирующие ступени турбин (с сопловым парораспределением).

Допустим, что при нерасчетном режиме теплоперепад ступени уменьшился, следовательно, и абсолютная скорость истечения пара из сопл уменьшилась С₁₁ < C₁, а отношение скоростей (u/c_ф) возрастет.



Рис.2.

Относительная скорость входа пара на рабочие лопатки (w₁₁< w₁) значительно отклонилась от первоначального направления в₁₁ > в₁ и встречает входную кромку рабочих лопаток с отрицательным углом атаки д₁ = в₁ - в₁₁. Т.е. поток пара ударяет в спинки лопаток, что приводит к значительным потерям энергии в каналах рабочих лопаток и снижению КПД ступени. Вместе с тем увеличение (u/c_ф) сопровождается увеличением степени реактивности с.

Рис.3.

Если теплоперепад ступени станет больше расчетного, возрастет абсолютная скорость выхода пара из сопловой решетки С₁₁ > C₁ и уменьшится (u/с_ф). в₁₁ < в₁, и поток будет натекать на рабочие лопатки с положительным углом атаки. Это может вызвать отрыв потока на спинке профиля и значительный рост потерь в рабочей решетке. Реактивность с уменьшится и может возникнуть отрицательная реактивность.



4.Диаграммы режимов турбин.

Диаграммой режимов паровой турбины называют графическое изображение зависимости между электрической (или внутренней) мощностью турбины и расходом пара. В ряде случаев добавляются и другие параметры : например, отбор пара , противодавление и т.д.

Наиболее просто диаграмма режимов выглядит для конденсационной турбины, не имеющей отборов пара для регенеративного подогрева питательной воды, ее математическое описание:

,

где G - расход пара через паровую турбину;

Н₀^т - располагаемый теплоперепад паровой турбины;

з_оэ - относительный электрический КПД.

При фиксированных начальных параметрах (Р₀, t₀) и давлении в конденсаторе P_к, электрическая мощность зависит от расхода линейно, с точностью, с которой з_оэ имеет постоянное значение.

Отклонение линейной зависимости при малых значениях Р_э объясняется значительным уменьшением КПД, который станет = 0 при Р_э=0, т.е. при холостом ходе турбоагрегата, когда энергия пара, поступающего в турбину в количестве G_хх, тратиться только на поддержание ее номинальной частоты вращения (расходуется на преодоление трения в подшипниках)



Рис.4. (и о паровую среду).

Отношение х = G_xx/G₀ называется коэффициентом холостого хода. Чем больше мощность турбоагрегата, тем меньше х (для турбины 300 МВт х = 0,03).

Диаграмма режимов турбины с противодавлением связывает уже не два параметра (G и Р_э), а три, добавляется еще величина противодавления Р₂.

Рис.5. Диаграмма режимов турбины

Р - 40 - 130 /31 ТМЗ.

1 - 3,6 МПа;

2 - 3,4 МПа;

3 - 3,2 МПа;

4 - 3,1 МПа;

5 - 3,0 МПа.



Еще более сложный вид имеет диаграмма режимов турбины с регулируемым отбором пара, связывающая три параметра: расход свежего пара G, электрическую мощность Р_э и отбор G_т.

Рис.6. Упрощенная диаграмма турбины с регулируемым отбором пара (нет регенеративных отборов).

Обозначения на рис.6:

Р_э.о - номинальная электрическая мощность;

Р_э.max - максимальная электрическая мощность;

G_max - максимально допустимый расход;

a - b - работа турбины на конденсационном режиме (G_т = 0). В этом случае максимальная мощность совпадает с минимальной (точка b).

e' - k' - чисто теплофикационный режим (противодавление) G_к = 0, G = G_т. На практике такой режим не допустим, т.к. происходит перегрев ЧНД. В этом случае через ЧНД проходит небольшой (5ч10 %) вентиляционный пропуск пара G_{к min} (линия e - k).

Линии постоянного расхода пара в отбор (G_т = const) - это прямые, параллельные линии G_т = 0 (a - b).

Линии постоянного расхода пара в ЧНД (конденсатор) G_к = const, параллельно линии G_к = 0.

bcf - область перегрузки (нерегулируемая зона)

18. Системы парораспределения паровых турбин

Как видно из соотношения

мощность турбины можно изменить, изменяя расход пара через турбину G или теплоперепад за счет начальных и конечных параметров пара, а также расход и теплоперепад проточной части турбины. Чаще всего реализуется третий способ, причем изменению подвергаются только начальные параметры пара.

Система подачи пара в турбину называется системой парораспределения.

Наиболее просто можно изменить мощность турбины путем изменения параметров пара перед ней за счет регулирования паропроизводящей установки (котел), например, изменением подачи в котел питательной воды и топлива. Такой способ называется регулированием мощности скользящим давлением (т.к. при этом изменяется только давление, а температура постоянна). В этом случае расход пара через турбину изменяется пропорционально начальному давлению.

При таком способе изменения мощности система регулирования не нужна вообще.

Недостатками этого способа является то, что практически невозможно регулировать расход пара через турбину при ее развороте и малых нагрузках, когда котел работает неустойчиво. Кроме того, тепловая инерция котельной установки велика и, поэтому быстро изменить электронагрузку турбоагрегата невозможно. Этот способ пригоден только для блочных установок.

Поэтому на турбоустановках устанавливаются регулирующие клапаны.

При изменении степени их открытия изменяется площадь для прохода пара, и, следовательно, его расход. При частичном открытии клапана происходит дросселирование пара, что приводит к уменьшению теплоперепада проточной части турбины.

Т.о., в общем случае при регулировании нагрузки клапанами происходит изменение и расхода пара и теплоперепада проточной части турбины.

В современных турбоустановках используется два вида парораспределения: дроссельное и сопловое.

1 .Дроссельное парораспределение.

Весь пар, подводимый к турбине, подается в общую сопловую камеру после дросселирования в одном или нескольких одновременно открывающихся клапанах.

Рис.1: 1 - регулирующие клапаны; 2 - сопла первой нерегулируемой ступени.

Характерным признаком дроссельного парораспределения является отсутствие в турбине регулирующей ступени, в которой изменяется степень парциальности.

При полной нагрузке, когда регулирующие клапаны полностью открыты, давление Р₀' за ними лишь немного меньше давления Р₀ и турбина имеет располагаемый теплоперепад Н₀^т. При не полностью открытых клапанах в них происходит дросселирование пара, вследствие чего давление за регулирующим клапаном Р₀'' становится существенно меньше давления Р₀. Располагаемый теплоперепад уменьшится Н₀^т `< Н₀^т.

Преимуществом данного способа является его простота (нет регулирующей ступени, можно обойтись одним - двумя регулирующими клапанами), высокая экономичность при полном открытии клапанов и подводе пара по всей окружности. Целесообразно использовать в турбинах, несущих номинальную нагрузку ( турбоагрегаты АЭС большой мощности, турбины К - 1200 -240).

2. Сопловое парораспределение.

Изменение расхода пара через турбину достигается последовательным открытием (закрытием) регулирующих клапанов, каждый из которых подводит пар к своей группе сопл занимающих часть окружности.

Основное преимущество - сохранение высокой экономичности при отклонениях режима работы от номинального.

Открытие клапанов происходит поочередно и, т.о., дросселированию подвергается только та часть пара, которая проходит через частично открытый клапан.

Недостатки: его экономичность при полном открытии регулирующих клапанов оказывается ниже, чем при дроссельном парораспределении, из-за наличия потерь, связанных с парциальным подводом пара. Кроме того, парциальность создает высокий уровень переменной силы (динамического напряжения), действующей на рабочие лопатки вследствие того, что они попеременно проходят перед активными и неактивными дугами подвода пара. Это ухудшает вибрационную надежность рабочих лопаток.



Рис.2: 1,2,3 - регулирующие клапаны; 4 - группа сопл.

Рис.3. Схема парораспределения турбины. К - 300 - 240 ЛМЗ.

Обозначения на рис.3:

СК - стопорные клапаны; РК - регулирующие клапаны;

ГПЗ - главная паровая задвижка.



3. Обводное парораспределение.

Применяется в тех случаях, когда возникает частая необходимость получать от турбины максимальную мощность при сниженных начальных параметрах пара или повышенном противодавлении.

Рис.4:

а.) схема с внешним обводом;

б.) схема с внутренним обводом:

1 - регулирующие клапаны;

2 - обводной клапан.

Номинальная мощность турбины обеспечивается при полном открытии регулирующего клапана (1) (или группы регулирующих клапанов). Для перегрузки турбины открывают обводной клапан (2), давление за обведенной группой ступеней возрастает, расход пара возрастает. При этом должен быть обеспечен проток пара через обводимые ступени во избежание их опасного разогрева за счет трения.

Наличие регулирующих клапанов в турбине не мешает использованию в качестве способа регулирования скользящего давления, и он является одним из основных способов регулирования энергоблоков (котел-турбина).

4. Выбор системы парораспределения.

Зависит от назначения турбины. Если турбина предназначается для покрытия базовой нагрузки электросети, ее следует проектировать как можно с более высоким КПД, и она должна работать по возможности с постоянной номинальной нагрузкой. Такая турбоустановка может быть выполнена с небольшим числом регулирующих клапанов при сопловом парораспределении или с чисто дроссельным парораспределением.

Однако, большинство паровых турбин, включая блоки 500 и 800 МВт, работающие по переменному графику нагрузок , необходимо проектировать для работы не только при полной, но и при значительно (до 50 %) сниженной нагрузке. В этих условиях рационально использовать систему соплового парораспределения.

При сопловом парораспределении важно выбрать оптимальный располагаемый теплоперепад регулирующей ступени при расчетном режиме и оптимальное число сопловых коробок.

Т.к. КПД регулирующей ступени с парциальным подводом пара (без использования выходной скорости) при номинальной нагрузке ниже, чем КПД последующих нерегулируемых ступеней, то КПД всей турбины тем больше, при номинальной нагрузке, чем меньше расчетный теплоперепад регулирующей ступени.

Преимущество соплового парораспределения проявляется при большом расчетном теплоперепаде регулирующей ступени в режиме переменной нагрузки турбины (при полной нагрузке ее КПД снижается).

Отсюда следует, что для турбоагрегатов, работающих длительное время с полной нагрузкой предпочтительнее выбирать меньший теплоперепад регулирующей ступени (одновенечную регулирующую ступень), а для турбин, работающих с резко переменной нагрузкой -больший теплоперепад ( двухвенечную регулирующую ступень



19. Конденсационные установки

1. Назначение и принцип работы.

Совокупность конденсатора и обслуживающих его устройств называют

конденсационной установкой.

Конденсационное устройство, предназначенное для двух основных целей:

1) конденсация пара, покидающего турбину, преобразование его в воду - конденсат поступающей в дальнейшем в котел (реактор);

2) установление и поддержание во время работы турбины глубокого разряжения (вакуума) за последней ступенью в выходном патрубке турбины.

Влияние Р_к на экономичность ТУ мы уже рассматривали.

Повышение Р_к на 1 кПа вызывает уменьшение КПД ТУ ТЭС в среднем на один процент, на ТУ насыщенного пара АЭС - на 1,5-2 процента. Расчетное Р_к большинства мощных ТЭС и АЭС составляет от 3,5-5,5 кПа.

Конденсация пара происходит при соприкосновении его с поверхностью, имеющей более низкую температуру, чем температура насыщения пара при данном давлении в конденсаторе. Процесс конденсации происходит вследствие отдачи охлаждающей среде теплоты конденсации пара, равной теплоте парообразования.

Чем ниже температура охлаждающей среды, тем при прочих равных условиях будет ниже температура конденсирующегося пара и его давления.

Охлаждающей средой могут быть вода или воздух. Воздушные конденсаторы в энергетике распространения не нашли. Используются водяные конденсаторы поверхностного типа.

1 - конденсатор;

2 - циркуляционный насос;

3 - конденсатный насос;

4 - воздухоотсасывающие устройства;

5 - бак сбора конденсата.

Пар, поступающий из турбины, конденсируется в конденсаторе. Подача охлаждающей воды в конденсатор осуществляется циркуляционным насосом. Конденсат собирается нижней части конденсатора (бак сбора конденсата) и конденсатным насосом подается в систему регенеративного подогрева питательной воды.

Для удаления воздуха, поступающего в турбину и конденсатор вместе с паром, а так же через не плотности фланцевых соединений и концевые уплотнения используется воздухоотсасывающие устройства - пароструйные (или водоструйные) эжекторы. Принцип работы которого основан на эжектирующем действии разогнанного до большой скорости пара (свежего или из деаэратора) отсасывающего из конденсатора воздух вместе с некоторым количеством пара. Теплота конденсации пара эжектора обычно используется в холодильнике эжектора - теплообменнике, через который проходит конденсат после конденсатного насоса.

Возникновение вакуума в конденсаторе обусловлено тем, что удельный объем воды (конденсата) много меньше удельного объема насыщенного пара. Чем сильнее будет охлажден пар в сосуде, тем больше образуется конденсата на дне его и тем более глубокий вакуум будет получен.

В современных ТУ конденсатор выполняет еще ряд функций, например: при пусках или резких изменениях нагрузки, когда котел или ПГ (реактора С) вырабатывают большее количество пара, чем требуется турбине, его направляют (после предварительного охлаждения) в конденсатор, не допуская потери пара путем его выброса в атмосферу. Для возможности принятия такого «сброса» пара конденсатор оборудуется специальным приёмно-сбросным устройством. Кроме того, в конденсатор обычно направляют конденсат из коллекторов дренажей паропроводов, уплотнений, и др. и вводят добавку химически очищенной воды для восполнения потерь конденсата в цикле.

2. Устройство поверхностного конденсатора.

1- корпус;

2- трубная доска;

3- конденсатные трубки;

4- приёмный патрубок;

5- конденсатосборник;

6- патрубок отсоса паровоздушной смеси;

7- воздухоохладитель;

8- паронаправляющий щит;

9,10- входной и выходной патрубки для воды;

11- паровое пространство;

12- перегородка.

Торцевые стороны конденсатора закрыты трубными досками, между которыми размещены конденсатные трубки, выходящие своими концами в водяные камеры. Камеры разделены перегородкой, которая делит все конденсатные трубки на две секции, образующие так называемые «ходы» воды (на схеме два хода). Вода поступает в нижнюю камеру, затем поднимается вверх и идёт обратным ходом в верхнюю камеру. Число ходов воды бывает от одного до четырёх.

Пар, поступающий из турбины, конденсируется на поверхности трубок с охлаждающей водой. Конденсат стекает вниз корпуса и собирается в конденсатосборнике.

Удаление воздуха (паровоздушной смеси) из конденсатора производится воздухоотсасывающим устройством через специальный патрубок- 6. в целях уменьшения объёма отсасываемой смеси её охлаждают в специальном объёме конденсатора - воздухоохладителе.

3. Рабочий процесс в конденсаторе.

В конденсатор поступает не чистый пар, а смесь содержащая воздух (и возможны другие газы), которые подсасываются из атмосферы и растворены в паре. В частности, в конденсаторы одноконтурных турбин АЭС, работающие радиоактивным паром, в результате радиолиза воды в реакторе, попадают водород и кислород.

Давление в конденсаторе складывается из парциальных давлений пара и воздуха, приблизительно следующим соотношением:

,

где Р_п- парциальное давление пара;

Р- давление поровоздушной смеси;

относительное содержание воздуха в паре.

Допустимое количество присосов воздуха в ТУ обычно много меньше 1% (например: для турбин 300 МВт, при номинальном режиме

%).

Следует иметь в виду, что концентрация воздуха в конденсаторе увеличивается вследствие конденсации пара и на входе в эжектор доля воздуха в смеси может составлять .

Увеличение присосов воздуха в конденсатор не только увеличивает давление в нём, но и способствует переохлаждению конденсата, под которым понимают разность температуры конденсата t_н, соответствующей давлению p₂ в горловине конденсатора. Так как t_н определяется не давлением смеси р, а парциальным давлением пара р_п, которое меньше давления смеси, то и температура t_к меньше.

Вследствие переохлаждения температура конденсата в конденсатосборнике t_к<t_н, поэтому деаэрация конденсата идёт вяло и кислород, захваченный падающими каплями, остаётя в конденсате, вызывая коррозию металла трубопроводов от конденсатора до деаэратора.

Кроме того, снижение температуры конденсата означает уменьшение энтальпии рабочего тела, поступающего в регенеративную систему, а это приводит к дополнительным затратам для получения номинальных параметров свежего пара.

Характеристика эжектора представляет собой семейство линий, выражающих зависимость между давлением в патрубке отсоса паровоздушной смеси р₂” и количеством отсасываемого воздуха G_в при определённой температуре отсасываемой смеси t_см. Пологий участок характеристики называется рабочим, а крутой - перегрузочным.

4. Конструкция трубного пучка.

Трубный пучок - совокупность трубок, на которых осуществляется конденсация пара - разбивают на две части: основной пучок и пучок воздухоохладителя.

Главной задачей основного пучка является обеспечение массовой конденсации пара при малом гидравлическом сопротивлении. Главной задачей воздухоотделителя является понижение температуры смеси, поступающей к эжектору. Трубный пучок воздухоотделителя может содержать до 30% всех трубок.

Пар, поступающий в конденсатор, сначала проходит через основной пучок, где происходит массовая конденсация и затем поступает в пучок воздухоотделителя.

20. Тепловой расчёт конденсатора

Задача теплового расчёта конденсатора является определение площади поверхности теплопередачи, необходимой для достижения заданного давления Р_к на выходе из турбины.

Из уравнения теплообмена между паром и охлаждающей водой:

, [Вт],

где Q_k- тепловая мощность конденсатора, [Вт];

F_k- площадь поверхности охлаждения конденсатора;

- средний коэффициент теплопередачи конденсатора, [Вт/м²К];

- средняя разность температур между паром и водой, [С⁰];

, [К],

где - недогрев воды в конденсаторе;

t_п- температура пара, поступающего в конденсатор[С⁰] ;

Для поверхностных конденсаторов С⁰ (большие значения относятся к одноходовым конденсаторам).

- средний коэффициент теплопередачи;

Для определения среднего коэффициент теплопередачи в конденсаторе можно воспользоваться формулой Л.Д.Бермана:

,

где а- коэффициент чистоты, учитывающий влияние загрязнения поверхности .

,

- скорость движения охлаждающей воды в трубах;

d₂- внутренний диаметр трубок, (мм);

t_1B- температура охлаждающей воды при входе в конденсатор, (С⁰);

Ф_z- коэффициент, учитывающий влияние числа ходов воды Z в конденсаторе,

;

ф_d- коэффициент, учитывающий влияние паровой нагрузки конденсатора,

;

при паровых нагрузках от номинальной d_к^ном до d_к^т= (0,9-0,012t_1B) d_к^ном_;

если d_к< d_к^гр, то , .

Определение геометрических размеров.

Определение геометрических размеров: длину и число трубок, диаметр трубной доски.

1. Количество трубок в конденсаторе:

,

где Z- число ходов;

скорость.

Определяют поперечный размер конденсатора.

2. Длина конденсатных трубок равна расстоянию между трубными досками:

, (м)

Определяют габаритные размеры конденсатора и величину гидравлического сопротивления (по воде).

Условный диаметр трубной доски:

, (м)

Отношение .

Обозначения: d₁, d₂- наружный и внутренний диаметр конденсаторных трубок, (м);

- скорость движения воды в трубках (м/с);

W-расход охлаждающей воды (м³/с);

Z-число ходов охлаждающей воды;

- коэффициент использования трубной доски.

Гидравлическое сопротивление конденсатора - это разность давлений охлаждающей воды на входе и выходе из конденсатора.

, [Па]

h₁ и h₂ - сопротивление течения воды в трубках, на входе и выходе,

h₃- сопротивление течения воды в водяных камерах.

- коэффициент трения,

- коэффициент, учитывающий способ крепления конденсаторных трубок в трубной доске,

- плотность охлаждающей воды (кг/м³),

- скорость воды в входных и выходных патрубках (м/с).

Для турбин 300 МВт и выше Н_к = 35-40 кПа

Паровое сопротивление конденсатора - зависит от конструкции трубного пучка, скорости пара межтрубном пространстве и других факторов.

Определить аналитически очень сложно из-за сложного характера течения пара в межтрубном пространстве, сопровождается процессом конденсации.

Обычно оценивается приблизительно на основании экспериментальных данных. Для современных ТА Па.

3. Требования к элементам конструкции конденсатора.

Наиболее ответственным элементом конструкции является конденсатные трубки. Основное требование к ним - стойкость против коррозии. По этому их изготавливают из сплавов цветных металлов на основе меди, латуни или нержавеющей стали.

Совокупность конденсаторных трубок называется трубным пучком, к ним предъявляются следующие требования:

– создание постоянной скорости протекания пара;

– организация наиболее короткого и прямого пути паро-воздушной смеси к месту отсоса;

– улавливание и отвод конденсата на промежуточных уровнях по высоте пучка;

– создание зеркала конденсата пара для конденсатора;

Общей особенностью компоновки трубного пучка конденсаторов

паровых турбин является выполнение его в виде ленты, свернутый симметрично относительно вертикальной оси. Такая компоновка увеличивает периметр входной части основного пучка и снижает скорость натекания пара на трубки, чем достигается уменьшения парового сопротивления конденсатора.

4. Воздушная и гидравлическая плотность конденсатора.

Воздушная плотность конденсатора характеризуется присосами воздуха в паровое пространство; что существенно ухудшает условия теплообмена, приводит к росту парового сопротивления конденсатора снижению температуры пара и как следствие переохлаждению конденсата.

Значительные присосы могут вызвать перегрузку воздухо-удаляющих устройств и ухудшение вакуума; а также падение деаэрирующей способности конденсатора и повышение насыщения конденсата кислородом.

Гидравлическая плотность конденсатора характеризуется присосами охлаждающей воды. Практически определить величину присосов трудно, и по этому о них судят по жесткости конденсата, которая не должна превышать 0,5 мкг-экв/кг для прямоточных котлов и блоков АЭC и находятся в пределах от 10 до 1 мкг-экв/кг для котлов с естественной циркуляцией и давлением Мпа.

Компоновка трубных пучков:

- для уменьшения потерь давления в пучке, скорость пара между трубками при входе в пучок не более м/с;

- необходимо обеспечивать беспрепятственное и равномерное распределение пара по периметру пучка и по длине конденсатора;

- пароподводящие каналы должны обеспечивать сквозной проход пара между пучками труб к уровню конденсата в конденсатосборнике для регенеративного подогрева конденсата.

Перемещение положения определит применение ленточной

компоновки трубных пучков в современных конструкциях конденсаторов.

Поверхность охлаждения F_k находится в пропорциональной зависимости от мощности турбин и в основном определяет затраты на конденсатор.

Практически для любой схемы расположения конденсатора, его габаритные размеры по условиям компоновки с турбиной граничат размерами фундамента и ЧНД турбины.

С увеличением единичной мощности турбоагрегата относительные размеры ЧНД снизятся и условия для размещения конденсатора ухудшаются, увеличение размеров (поперечных) в основном за счет высоты.



21. Газотурбинные установки

По принципу действия ГТ аналогична ПТ, с тем отличием, что рабочим теплом является не пар, а газообразные продукты сгорания топлива в смеси с воздухом или нагретые до высоких температур газы (воздух и.т.д.).

В ее проточной части расширение рабочего тела(газа) также сопровождается превращением теплоты в кинетическую энергию газового потока, которая затем преобразуется в механическую работу на валу вращающегося ротора.

ГТУ имеет ряд достоинств по сравнению с ПТУ:

1) они более компактны, так как топливо сжигается не в громоздком котле, а в небольшой по размерам камере сгорания, кроме того в ГТУ нет конденсационной установки;

2) они более маневренны: обеспечивают быстрый запуск и нагружение(от 30 сек. До 30 мин.);

3) проще по конструкции и в обслуживании;

4) при одинаковой мощности с ПТ. ГТ менее емки в смысле затраты металла;

5) следовательно, имеют более низкую стоимость;

6) почти не требуют воды для охлаждения.

Недостатки ГТУ по сравнению с ПТУ:

1) меньше единичная мощность;

2) более низкий КПД (при сегодняшнем развитии);

3) менее долговечный в эксплуатации;

4) более требовательны к сортам и качеству топлива.

ГТУ обычно применяют в качестве пиковых, полупиковых и резервных установок из-за возможности быстрого запуска. Так как они имеют небольшие массогабаритные показатели и просты в обслуживании, то их устанавливают и на передвижных электрических станциях (энергопоезда, плавучие Эл. станции типа «северное сияние») и т.п.

Дальнейшее развитие ГТ направлено на повышение их единично мощности, экономичности, долговечности, надежности.

Компрессор засасывает из атмосферы воздух, сжимает его до заданного давления и подает в камеру сгорания. Туда же насосом подается топливо, которое впрыскивается через специальную форсунку и, смешиваясь с воздухом, сгорает. Продукт сгорания, смешиваясь с охлаждающим воздухом, поступают в ГТ. В зону горения подается (20-40)% от общего, нагнетаемого компрессором, воздуха, которое участвует в процессе горения, это так называемый первичный воздух. Остальные(60-80)% воздуха вводятся в поток уже после активной зоны горения. Смешиваясь с продуктами сгорания этот вторичный (охлаждающий) воздух понижает температуру газов перед ГТ до нужного значения.

Для обеспечения интенсивного и полного сгорания топлива температура в КС должна поддерживаться на уровне (1800-2300) К, а допустимая в настоящее время температура газов на входе в ГТ (900-1400)К - по условиям надежности и долговечности лопаточного аппарата.

Мощность, развиваемая ГТ, частично затрачивается на привод компрессора и других вспомогательных механизмов, а остальная часть преобразуется в эл. энергию на клеммах генератора. Запуск ГТУ производится пусковым эл. двигателем, а зажигание с помощью эл. свечи в КС.

р₄=р₁

р₃=р₂

Для термодинамического цикла ГТУ приняты следующие допущения:

1) цикл замкнутый и осуществляется с постоянным количеством идеального газа, имеющего постоянную теплоемкость и химический состав;

2) все процессы обратимы, так как они протекают без потерь;

3) сжатие в компрессоре и расширение в турбине происходят адиабатно (S=const).

На рисунке: 3-4' - адиабатное сжатие воздуха в (К) с повышением давления с Р₃ до Р₄ и температуры с Т₃ до Т'₄.

3-4 - процесс действительного сжатия (с учетом внутренних потерь в К).

Теплота в КС подводится по изобаре 4-1 (2-3) и по температуре возрастает до Т₁₍₃₎.

1-2' - изоэнтропное расширение газов в турбине,

1-2 - действительный процесс расширения в ГТ.

2'-3 - отвод теплоты с понижением температуры до начального значения Т₃. В действительности 2-3 условный замыкающий процесс с охлаждением газов за ГТ в атмосфере.

Термический КПД цикла ГТУ.

,

где - степень повышения давления в компрессоре;

- степень повышения температуры в цикле,

.

Внутренний относительный КПД компрессора:

,

L_ok - работа изоэнтропного сжатия 1 кг. воздуха в термодинамическом цикле.

L_k - в действительном цикле.

Внутренний относительный КПД турбины:

В реальной ГТУ имеется целый ряд потерь, которые разделяются на внутренние и внешние.

Внутренние связаны с изменением состояния рабочего тела. К ним относят:

1) внутренние потери в компрессоре (учитываются з^к_oi);

2) внутренние потери в ГТ (з^ГТ_oi);

3) потери теплоты в КС, которые учитываются с помощью теплового КПД КС з^кс_т;

4) гидравлические потери в воздушном тракте ГТУ;

5) гидравлические потери в газовом тракте;

6) потери, связанные с расходом воздуха на охлаждение деталей ГТ (лопаток, дисков).

Внутренние потери в ГТУ оцениваются внутренним КПД установки:

,

где L_i - внутренняя полученная работа ГТУ [кДж/кг],

q_k.c. - действительное количество теплоты на нагрев 1 кг. воздуха от Т₄₍₂₎ до Т₁₍₃₎, [кДж/кг].

.

Следовательно, внутреннее КПД ГТУ:

з^гту_i=f(в,ф, з^гт_oi, з^k_oi, з^kc_oi).

К настоящему времени достигнуто з^k_oi=0.83ч0.90, з^гт_oi0,85ч0,90.

Как видно из рисунка, увеличением ф - КПД непрерывно возрастает, увеличивать ф можно путем увеличения Т₁ или уменьшения Т₃ . Допустимая температура в настоящее время Т₁=(1000:1400) К; (в форсированных ГТ авиационных Т₁= до 1600 К). Зависимость з_i=f(в) имеет более сложный характер, з_i-max при в=в_опт.

Внутренняя мощность ГТУ: Н_i= G_в^. L_i , [кВт] ,

где G_в-расход воздуха ,

L_i - внутренняя полезная работа .

L_i можно определить через разность теплоперепадов в ГТ и компрессоре: L_i=H_о^ГТ*з_oi^ГТ-H_o^k*з_oi^k,

где H_o^гт=С_р(Т₁-Т₂?),

Н_о^к=С_р(Т₄?-Т₃).

Удельный расход воздуха:d_i=3600*=

чем он меньше, тем меньше размеры ГТУ.

Удельный размер теплоты:q_i=,

Характеризует экономичность ГТУ.

Внешние потери в ГТУ:

-потери на трение в подшипниках ГТ и К,

-потери из-за утечек газа через концевые уплотнения,

-затраты на привод вспомогательного механизма (масляный насос, т.п.).

Эти потери учитываются механическим КПД ГТУ: з_м^ГТУ=,

где L_е- удельная эффективная работа ,

L_е=L_i-L_м,

L_м-сумма внешних потерь, отнесенная к 1 кг воздуха.

Способы повышения экономичности ГТУ:

1) повышение температуры газов перед ГТ,

2) применение регенерации теплоты отработавших газов,

3) ступенчатое сжатие воздуха с промежуточным охлаждением,

4) ступенчатое сгорание (с подогревом газа),

5) организация ПГ цикла,

6) утилизация теплоты уходящих газов для производства пара и горячей воды.



22. Одновальные ГТУ с регенерацией

Одним из способов повышения экономичности ГТУ явл. использование теплоты уходящих газов для подогрева воздуха перед камерой сгорания. В этом случае, воздух после компрессора поступает через регенератор, представляющий собой теплообменный аппарат поверхностного типа, в который направляются и отработавшие в ГТ газы высокой температуры. Часть теплоты они передают воздуху и затем удаляются в атмосферу.

При использовании регенерации снижается оптимальная степень повышения давления в_опт., а следовательно, возрастает коэффициент полезной работы-д:

д=1-

Экономия в расходе топлива достигает 22-28%. Однако, установка регенератора приводит к дополнительным гидравлическим потерями по воздуху, и по газам, что снижает КПД ГТУ.

Степень регенерации:R==.

23. ГТУ со ступенчатым сжатием и со ступенчатым сгоранием

Из термодинамики известно, что работа сжатия будет наименьшей, если процесс приблизить к изотермическому и уменьшить затраты энергии применяют ступенчатое сжатие с промежуточным охлаждением воздуха после каждой ступени компрессора в специальных воздухоохладителях (холодильниках).

Степень повышения давления в К1:

в₁=Р*/Р₃

в₂=Р₄/Р*

Общая степень повышения давления:

в=в₁*в₂=Р₄/Р₃

С применением промежуточного охлаждения воздуха, КПД ГТУ повышается, причем тем значительнее, чем больше степень регенерации-R. Увеличивается оптимальная степень повышения давления в_опт. Создаются условия для повышения единичной мощности ГТУ.

Повышение экономичности, снижение удельного расхода газа, увеличение единичной мощности могут быть достигнуты также с использованием ступенчатого сжигания топлива в камерах сгорания. В этом случае процесс расширения газа в ГТ приближается к изотермическому, а следовательно возрастает КПД и полезная работа ГТУ.



В этом случае коэффициент избытка воздуха следует выбирать таким, чтобы сгорание в КС2 происходило без дополнительной подачи воздуха.

Из рассмотрения циклов ГТУ с промежуточным подогревом газа и со ступенчатым сжатием явствует, что чем больше ступеней, тем ближе соответствующий процесс к изотермическому. Однако число ступеней в той и другой схемах как правило бывает не больше двух из-за значительного усложнения и удорожания установки.

Сложные и многовальные ГТУ.

С увеличением единичной мощности ГТ значительно снижаются капитальные затраты и эксплуатационные расходы.

В настоящее время единичная мощность ГТУ ?150 мВт. Что ограничивает предельную мощность ГТУ можно понять из следующего определения полезной мощности простейшей одновальной ГТУ:

N_е=G_r(H_o^т*з_оi^т*з_м^т- ),

где G_r-расход газов через ГТ [кг/с],

H_o-изоэнтропные теплоперепады в ГТ и в К,[кДж/кг],

з_oi, з_м-относительные внутреннее и механическое КПД ГТ и К.

Из формул видно, что часть развиваемой турбиной мощности затрагивается на привод компрессора, а это для простейших схем ГТУ составляет до (70-75)%.

Кроме того, вследствие меньшей теплоемкости С_р газов (смеси продуктов сгорания с воздухом) по сравнению с водяным паром и более высокой температуры на выходе из турбин, располагаемый теплоперепад Н_о^т в ГТ в 4-6 раз меньше, чем в паровой.

С целью увеличения мощности и экономичности открытых ГТУ применяют сложные и многовальные схемы, в которых осуществляются ступенчатое сжатие воздуха, ступенчатый подогрев газа, регенерация и т.д.

Кроме того они позволяют сохранять высокий КПД ГТУ при работе на частичных нагрузках.

ГТ как бы разделена на 2 части, соединенные между собой патрубком.

Турбины высокого давления являются приводом компрессора и работает с переменной частотой вращения. Турбина низкого давления (ТНД) вращает с постоянной частотой эл. генератор.

Практическим примером сложной двухвальной ГТУ может служить ГТ-100-750-2 ЛМЗ.



Воздух сжимается в компрессоре низкого давления (КНД) до Р=0,42 МПа. Подача компрессора G_в=435 кг/с, а его КПД=88%. Далее воздух направляется через охлаждаемый водой двухсекционный воздухоохладитель (Во) в компрессор высокого давления, где сжимается до Р=2,55 МПа и поступает в камеру сгорания высокого давления. Компрессор ВД вращается на номинальном режиме с частотой 69 с^-1 турбиной ВД.

Температура газов перед обеими турбинами на номинаьном режиме поддерживается 1020 К (~750⁰с), КПД ГТУ при этом достигает 28%.

В схеме также предусмотрен теплофикационный подогреватель (ТП), использующий теплоту отработавших в ТНД газов. Сетевая вода предварительно подогревается в одной секции ВО, а затем нагревается в ТП и поступает потребителю.



24. Расширение пара в косом срезе турбинной решетки

На рисунке суживающаяся тепловая решетка. Косой срез канала - пространство канала, ограниченная контуром АВС и высотой l₁. При дозвуковых скоростях патока на выходе из сопла (Р₁ > Р_кр) расширение патока осуществляется суживающейся части потока до сечения АВ, в области косого среза расширения не происходит, давление в области косового среза равно давлению за соплом Р₁, а соответственно скорость пропорциональна С_1.

При фиксированном давлении перед соплом Р₀ и уменьшении давления Р₁ скорость патока С₁ в минимальном сечении канала (сечении АВ) будет увеличиваться. При уменьшении давления Р₁ за соплом до критического, в минимальном сечении канала (АВ) устанавливается критическое давление Р_кр и критическая скорость С_кр.

При дальнейшем снижении давления Р₁, в критическом сечении (АВ) скорость и давление будут оставаться критическими, т.к. изменения давления за соплом не будет распространяться внутрь сопла выше сечения АВ. Объясняется это тем, что скорость распространения волн давления равна скорости звука, а в сечении АВ скорость потока равна скорости звука.

При Р₁ < Р_кр в точке А давление скачком изменяется от Р_кр до Р₁, в этом случае точка А становиться источником возмущения в области косого среза изобара давления распространяется в вдоль лучей - линий Маха, исходящих из точки А. В них поток ускоряется за счет расширения от давления Р_кр в минимальном сечении до давления Р₁ за соплом.

При С=а волна разряжения перпендикулярна потоку и совпадает с изобарой критического давления в сечении АВ.

При скорости С>а волна разряжения составляет с направлением потока угол .

При наличии пучка изобар, исходящих из точки А, на частицу в косом срезе будет задействовать не только перепад давлений направления скорости патока, но и перепад давлений в перпендикулярном направлении:

Первый увеличивает скорость частиц потока, а второй изменяет направление движения частиц, т.к. отклоняет поток в сторону увеличения угла выхода потока . Таким образом в косом срезе происходит увеличение скорости патока до сверхзвуковой с одновременным отклонением потока на угол .

- угол отклонения патока в косом срезе можно вычислить, применяя уравнение неразрывности потока для сечения АВ и СD.

.

- плщадь минимального сечения;

.

Получаем:- формула Бэра.



Где С_кр и - критическая скорость и удельный объем в критическом сечении АВ; С_1t и - скорость и удельный объем на выходе из решетки при изоэнтропном расширении и патока.

Расширение патока в косом срезе суживающейся решетки может осуществляться при уменьшении давления Р₁ до некоторого предельного значения Р_1пр , предельное расширение наступает в случае, когда последняя волна разряжения, выходящая из точки А, располагается вдоль линии АС, то есть угол волны равен углу вектора скорости С₁ : .

При уменьшении давления за сопловой решеткой ниже предельного Р_1пр - расширение патока происходит за пределами косого среза. В этих режимах течение распределения давлений прфилей решетки, остается неизменным, и, следовательно, постоянным остается усилие, действующее со стороны лопатки на поток.

По этому в режимах изменение давления Р₁ за соплами не изменяет окружной составляющей скорости, то есть

при этом осевая составляющая скорости будет увеличиваться при уменьшении давления Р₁ за счет расширения патока в осевом направлении за пределами косого среза

.



Изменения скорости потока за соплом при изменении давления Р₁ могут быть представлены виде годографа скоростей .

;

;

отношение давления;

;

к_возд=1,4.

В режиме предельной расширительной способности косого среза (Р₁=Р_{1 пр}) осевая составляющая скорости равна скорости звука в потоке за соплом.

, т.е. ;

;

.



Отсюда уравнение для предельной степени расширения потока в косом срезе:

,

т.о. зависит от угла и свойств пара (газа).

При достигается максимальный угол отклонения потока за суживающимся соплом:

.

Использовать суживающиеся сопла для получения сверх звуковых потоков (путём расширения в косом срезе) целесообразно только в том случае, если угол отклонения в косом срезе

в этом случае суживающиеся сопла работают устойчиво.

При потери в суживающихся соплах (волновые потери) возрастают и целесообразнее использовать расширяющиеся сопла.

Для расширяющиеся решёток, по аналогии с суживающимися, из уравнения неразрывности можно получить формулу для определения угла отклонения в косом срезе:

.



Расширение пара в косом срезе происходит и в рабочих лопатках:

.

25. Концевые и диафрагменные уплотнения турбин

В многоступенчатой турбине имеются концевые и диафрагменные уплотнения. Кроме того, в проточной части ступеней выполняют периферийные уплотнения по бандажу и уплотнения у корня рабочих лопаток.

Концевые уплотнения устанавливаются в местах выхода вала из корпуса турбины. В областях высокого давления уплотнения ограничивают выход пара из турбины, а в областях пониженного давления (ниже атмосферного) препятствуют подсосу воздуха в турбину и конденсатор.

Рис.1. Схема переднего концевого уплотнения ротора ЦВД мощной турбины:

1 - пар из камеры регулирующей ступени;

2,3,4 - отсосы в подогреватели;

5 - пар от регулятора давления;

6 - отсос в вакуумный эжекторный холодильник;

7 - подсос воздуха.

Рис.2. Схема уплотнений турбины К-200-130:

1 - регулятор подачи пара на уплотнения; 2 - коллектор уплотняющего пара; 3 - предохранительный клапан; 4 - отсос пара во II отбор; 5 - отсос пара в IV отбор; 6 - отсос пара в сальниковый подогреватель; 7 - отсос пара из концевых камер в сальниковый подогреватель с эжектором.

Все уплотнения разделены на отдельные камеры. В предпоследнюю камеру подается уплотняющий пар с регулируемым давлением, несколько большим атмосферного. Из последней камеры пар отсасывается с помощью эжектора, и в ней создается давление ниже атмосферного.

Аналогичным образом организовано и концевое уплотнение вала ЦНД, находящегося под разрежением, с той лишь разницей, что оно имеет только две камеры: подачи уплотняемого пара и отсоса смеси пара и воздуха.

В турбинах одноконтурных АЭС, когда рабочей средой является радиоактивный пар, концевые уплотнения должны быть абсолютно герметичны.

Лабиринтовые уплотнения.

Для уменьшения протечек пара между вращающимися и неподвижными элементами широкое применение получили лабиринтовые уплотнения.

Рис.3: 1 - сегмент уплотнения;

2 - гребешки;

3 - участок вала;

4 - расширительная камера.

Уплотнение состоит из ряда последовательных узких кольцевых щелей, образованных гребешками и поверхностью ротора, и относительно широких камер.

Пар, проходя между гребешком и валом, приобретает кинетическую энергию, которая затем гасится в расширительной камере.

...