Файл: Клапанов в системе парораспределения.docx

Переменный режим турбинной ступени

При изменении мощности турбины, определяемой расходом водяного пара и отклонением его термодинамических параметров от номинальных значений, располагаемые теплоперепады ее ступеней , а также параметры u/c_ф и r могут существенно изменяться. При этом теплоперепады меняются в разных ступенях по-разному: наиболее сильно в регулирующей ступени ЦВД и последних ступенях ЦНД.

 

Рассмотрим влияние уменьшения теплоперепада  в ступени на основе анализа треугольников скоростей, представленных на рис. 11.2, а. В условиях работы турбины с постоянной частотой вращения окружные скорости не меняются (u =const). Очевидно, что при этом уменьшается абсолютная скорость за сопловой решеткой (с₁₁<с₁) и возрастает отношение u/c_ф. Тогда новое значение относительной скорости w₁₁₁ определяет отрицательный угол атаки на входе в рабочую решетку (d₁=b₁-b₁₁) и соответствующее снижение экономичности ступени в условиях нерасчетного обтекания рабочих лопаток. При этом w _21  2, что изменяет значение и направление абсолютной скорости с₂ на выходе из рабочей решетки (d ₂ =a ₂ -a ₂₁).

Изменение треугольников скоростей при увеличении располагаемого теплоперепада в ступени показано на рис. 11.2, б. Здесь увеличение скорости с₁₁ приводит к формированию положительного угла атаки d ₁ на входе в рабочую решетку и возможному отрыву потока в области выпуклой поверхности рабочих лопаток. При этом отношение u/c_ф уменьшается, что сказывается на экономичности турбинной ступени.

 



а)



б)

Рис. 11.2. Треугольники скоростей при расчетном и уменьшенном теплоперепадах ступени(а); при расчетном и увеличенном теплоперепаде ступени (б)

 

Кроме отношения скоростей на изменение КПД ступени может оказать влияние отношение давлений   из-за изменения потерь при обтекании решеток и перераспределения теплоперепадов Н _0с, Н _0p.

Применительно к паровой турбине надежность — это бесперебойная выработка мощности при предусмотренных затратах топлива и установленной системе эксплуатации, технического обслуживания и ремонтов, а также недопущение ситуаций, опасных для людей и окружающей среды.

Безотказность — это свойство турбины непрерывно сохранять работоспособное состояние в течение некоторой наработки.

Полный установленный срок службы турбины ТЭС должен быть не менее 40 лет, а турбин АЭС — не менее 30 лет.

Для турбин ТЭС, а точнее для их деталей, работающих при температуре свыше 450 °С, кроме такого показателя долговечности, как срок службы, вводится другой показатель — ресурс — суммарная наработка турбины от начала эксплуатации до достижения предельного состояния. На этапе проектирования предельное состояние определяется как назначенный ресурс. По определению — это ресурс, при достижении которого эксплуатация турбины должна быть прекращена независимо от ее технического состояния. На самом деле при достижении назначенного ресурса турбина может сохранить значительную дополнительную работоспособность (остаточный ресурс) и, учитывая ее высокую стоимость, срок работы турбины продляют. Учитывая нелогичность применительно к турбине термина «назначенный ресурс», стали употреблять термин «расчетный ресурс». Таким образом, расчетный (назначенный) ресурс — это наработка турбины, которая гарантируется заводом-изготовителем; при ее достижении должен быть рассмотрен вопрос о ее дальнейшей эксплуатации.

ГОСТ не регламентирует расчетного ресурса (он должен быть установлен в технических условиях или техническом задании на ее проектирование в каждом конкретном случае). Долгие годы расчетный ресурс составлял 100 тыс. ч, сейчас — как правило, 200 гыс. ч. Подробнее вопрос о ресурсе рассматривается в гл. 14.

Важнейшим требованием к турбине является высокая экономичность. Коэффициент полезного действия турбины оценивается по КПД ее цилиндров.

Коэффициент полезного действия цилиндра характеризуется той долей работоспособности пара, которую удалось преобразовать в механическую энергию. Наивысшую экономичность имеет ЦСД: в хороших турбинах КПД составляет 90—94 %. Коэффициент полезного действия ЦВД и ЦНД существенно меньше и в среднем составляет 84—86 %. Это уменьшение обусловлено существенно более сложным характером течения пара в решетках очень малой (несколько десятков миллиметров в первых ступенях ЦВД) и очень большой (1 м и более) в последних ступенях ЦНД высотой решеток. Рассчитать это течение и подобрать под него профили лопаток затруднительно даже при современных вычислительных средствах. Кроме того, значительная часть проточной части ЦНД работает влажным паром, капли влаги имеют скорость существенно меньшую, чем пар, и оказывают на вращающиеся рабочие лопатки тормозящее действие.

Кроме приведенных технических требований ГОСТ содержит многочисленные другие требования, в частности, к системе защиты турбины при возникновении аварийных ситуаций, к маневренности (диапазон длительной работы — обычно 30—100% номинальной мощности; продолжительности пуска и остановки, число возможных пусков и др.), к системам регулирования и управления турбиной, к ремонтопригодности и безопасности (пожаробезопасности, уровня вибрации, шума и т.д.), методам контроля параметров рабочих сред (пара, масла, конденсата), транспортирования и хранения.

2. 
   Зависимость между расходом и параметрами пара перед и за решеткой. Сетка расходов А.В. Шегляева.
   

3. 
   Условия работы последней ступени конденсационной турбины при перемнном давлении за ступенью.
   

Последние ступени конденсационных паровых турбин с точки зрения переменного режима работы находятся в особых условиях. С одной стороны, давление пара р₂ за этими ступенями, определяемое давлением в конденсаторе р_к, зависит от многих факторов:расхода пара, температуры и расхода охлаждающей воды, загрязнения трубок конденсатора и т.д. Другой важной особенностью последней ступени является максимальная из всех ступеней турбины веерность и в связи с этим наибольшее расхождение в параметрах потока в корневой и периферийной зонах, наибольшее изменение по высоте профилей рабочих лопаток.

Если в решётках последней ступени не возникает критической скорости, то изменение давления за ступенью будет отражаться также и на давлении перед ступенью. Начиная с режима, когда при понижении давления в одной из решёток последней ступени будет достигнута скорость звука, дальнейшее понижение давления отработавшего пара не будет влиять на давления и скорости пара во всех решётках, расположенных вверх по потоку от этого критического сечения.

На рис.1, а показаны треугольники скоростей последней ступени при различном давлении отработавшего пара. Звёздочкой отмечена критическая относительная скорость выхода w_2* из рабочей решётки. При повышении противодавления уменьшаются не только скорости при выходе из ступени, но и скорости пара при выходе из сопловой решётки. Треугольники скоростей, отвечающие этому случаю, имеют индекс 1. При понижении противодавления ниже критического треугольник входа остаётся неизменным, а скорость w₂ начинает превышать критическую за счёт расширения пара в косом срезе рабочей решётки. Это сопровождается отклонением потока пара в косом срезе. По мере понижения противодавления можно достигнуть предельного расширения в косом срезе, после чего последующее расширение будет происходить за ступенью турбины, при этом прекращается увеличение проекции w₂×cosb₂ с понижением давления р₂, а следовательно, прекращается также и увеличение мощности последней ступени.

4. 
   
   

Если при изменении давления р₂ критическая скорость сначала возникает в выходном сечении сопловой решётки, то здесь расширение будет также происходить в косом срезе и сопровождаться отклонением струи пара. После достижения критической скорости w_2* в выходном сечении рабочей решётки дальнейшее понижение давления за ступенью не вызовет изменения давления в зазоре между сопловой и рабочей решётками и будет влиять на скорость выхода из рабочей решётки. Этому случаю соответствуют треугольники рис. 1,б, причём скорости с₁, w₁, w₂, c₂ отвечают тому давлению, при котором скорость w₂ достигла критической, скорости c₁₂, w₁₂, w₂₂, c₂₂ соответствуют достижению критической скорости с_1* при выходе из сопловой решётки. Треугольники с индексами 1 изображают скорости при докритическом протекании пара, а треугольники с векторами c₁₄, w₁₄, w₂₄, c₂₄ отвечают предельному расширению пара в косом срезе рабочих решёток.

При понижении давления за ступенью и неизменном расходе пара окружное усилие R_u, передаваемое на лопатки ступени, возрастает лишь до тех пор, пока растёт сумма проекций скоростей: 

После того как исчерпается возможность расширения в косом срезе рабочей решётки, дальнейшее понижение р₂ будет вызывать лишь увеличение осевой составляющей R_a, в то время как окружная составляющая R_u, а следовательно, и мощность ступени будут сохраняться неизменными.

Таким образом, при заданном расходе пара каждая ступень при понижении противодавления способна увеличивать мощность не беспредельно, а только до вполне определённого уровня.

4.Работа многоступенчатой турбины при переменном режимы работы. Распределение давления и теплоперепадов в ступенях турбины при ихменениях расхода рабочего тела, а также его параметров.

Рассмотрим как изменяется давление в ступенях турбины при изменении расхода пара. Допустим, что для расчётного режима известны секундный расход пара G₀, протекающего через проточную часть, и параметры пара в каждой ступени. Известны также размеры сопловых и рабочих решёток.

Будем считать сопловые и рабочие решётки рядом последовательных сопротивлений, расположенных на пути протекания пара.

Давление пара р_1а в произвольной промежуточной точке турбины представим в виде суммы:

р_1а = р₂ +åDр,

 

где р₂ – давление при выходе из группы ступеней; åDр – сумма перепадов давлений в ступенях данной группы. Перепады D₁р, D₂р… возникают вследствие сопротивления, создаваемого решётками ступеней при произвольном расходе пара.

Если в какой либо ступени из данной группы скорость пара станет равной или больше критической, давление за этой ступенью не будет влиять на параметры в предыдущих ступенях, а расход пара при неизменной площади проходного сечения будет зависеть только от параметров перед решётками предыдущих ступеней. Отношение произвольного расхода пара через группу ступеней к расчётному при этом можно представить в виде:

 

 .

 

Здесь р₀₀, Т₀₀, х₀₀ – параметры, соответствующие расчётному расходу пара G₀; р₀₁, Т₀₁, х₀₁ – параметры, соответствующие изменившемуся режиму с новым расходом пара G.

Во многих случаях приближённо можно считать, что температура пара в промежуточных ступенях при изменении расхода сохраняется постоянной. Тогда для перегретого пара при х₀₁ = х₀₀ = 1 уравнение упрощается:

 

 .

 

Таким образом, до тех пор, пока в ступени сохраняются критические скорости, давление пара во всех предыдущих ступенях изменяется прямо пропорционально расходу пара.

Для случая, когда ни в одной из ступеней рассматриваемой группы не возникает критической скорости, связь между давлениями и расходом пара при условии постоянства температуры можно представить для i-й ступени в следующем виде:

 

 .

Для группы ступеней это выражение можно представить в виде:

 

 .

 

Поскольку конечное давление i-й ступени равно начальному давлению (i + 1)-й ступени, все промежуточные значения давлений исключаются. В результате для группы ступеней получим:

 

 ,

 

где e₀₁ = р₀₁/р₀₀ – относительные давления перед группой ступеней; e_z = р_z/р₀₀ – относительные давления за группой ступеней.

При изменении температуры перед группой ступеней, работающих с докритическими скоростями перегретого пара, это выражение запишется в виде:

 

 . (1)

 

Для конденсационной турбины р_z = р_к и вторые члены под корнем e_z1² и e_z0² настолько малы по сравнению с первыми, что ими можно пренебречь, тогда:

 

 . (2)

 

Закон изменения расходов пара в соответствии с формулами (1) и (2) был установлен на основании опытов А.Стодолы, а теоретически обоснован Г.Флюгелем.

Если давление при выходе из рассматриваемой группы ступеней изменяется пропорционально расходу пара, то уравнение (1) преобразуется к виду:

 

 .

 

Следовательно, когда давление в кокой либо ступени турбины изменяется пропорционально расходу пара, то и во всех предыдущих ступенях оно также будет изменяться пропорционально расходу пара.

Зная перераспределение давлений в ступенях турбины при режимах, отличающихся от расчётных, нетрудно найти теплоперепады ступеней при этих режимах. Пользуясь уравнением для идеального газа, выразим приближённо теплоперепад произвольной ступени следующим образом:

 

 .

 

В случае, когда рассматриваемая ступень или одна из последующих ступеней турбины работает с критическими скоростями, что характерно для конденсационных турбин, давления изменяются пропорционально относительным расходам пара q: p_I = q×p_I0; p_II = q×p_II0 и отношение этих давлений p_II/p_I = p_II0/p_I0 не зависит от расхода пара.

Следовательно, теплоперепад ступени

 



 

может изменяться лишь в той степени, в какой меняется произведение р_I×v_I перед ступенью. Но это произведение обычно сохраняется постоянным или меняется незначительно. Поэтому теплоперепад промежуточных ступеней, после которых имеются ступени, работающие с критическими скоростями, в частности теплоперепады промежуточных ступеней конденсационных турбин, не зависят от расхода пара. КПД этих ступеней также сохраняются постоянными, поскольку отношение u/c_ф в турбине, работающей при всех нагрузках с неизменной частотой вращения, не меняется.

Относительные потери на трение, вентиляцию и на перетекание, кроме потерь от влажности, в этих ступенях сохраняются почти неизменными.

Внутренняя мощность, развиваемая ступенью, после которой имеются ступени, работающие с критическими скоростями, выразится следующим образом:

 

N_i = G×H₀×h_oi = const×G,

 

т.е. мощность ступени прямо пропорциональна количеству протекающего пара.

Несколько сложнее определить теплоперепад ступени, когда она является одной из группы ступеней, работающих со скоростями, меньшими, чем критические.

В этом случае каждое из давлений р_I, p_II может быть выражено так:

p_I²=q²×(p_I0² – p₂₀²) + p₂₁²; p_II²=q²×(p_II0² – p₂₀²) + p₂₁²,

а квадрат их отношения – в виде:

 

 .

 

При малом давлении р₂₀ по сравнению с p_II0 и p_I0, что, например, характерно для первых и отчасти средних ступеней конденсационных турбин, значением р₂₀² можно пренебречь по сравнению с p_II0², p_I0² тогда выражение принимает вид:

 

 .

 

Отсюда ясно, что при малых значениях давлений пара за группой ступеней р₂₁ изменение конечного давления p_II будет влиять на теплоперепад ступени лишь при очень малых расходах пара, причём по мере уменьшения расхода отношение p_II/p_I будет возрастать, а теплоперепад рассматриваемой ступени сокращаться.

Чем ближе давления p_II0 и p_I0 к давлению отработавшего пара, которое будем считать постоянным, тем сильнее влияет изменение расхода пара на отношение p_II/p_I и тем интенсивнее сокращается теплоперепад ступени при уменьшении расхода пара. Поэтому при изменении расхода пара через группу нерегулируемых ступеней в первую очередь изменяются теплоперепады последних нерегулируемых ступеней. Теплоперепады же первых нерегулируемых и промежуточных ступеней изменяются незначительно. И только при очень большом отклонении расхода пара от расчётного возникает существенное изменение теплоперепадов в промежуточных, а затем и в первых нерегулируемых ступенях.

Другими словами, при снижении нагрузки турбины давление пара во всех её ступенях, в том числе и перед последней ступенью, снижается. Давление отработавшего пара в конденсационной турбине снижается значительно меньше, а в турбине с противодавлением вообще поддерживается постоянным. Из этого следует, что при уменьшении расхода пара перепад давлений на последнюю ступень турбины, особенно турбины с постоянным противодавлением, сокращается, а это значит, что и теплоперепад ступени при неизменном противодавлении также сокращается. Перепад давлений, а следовательно, и теплоперепады в предпоследних ступенях при снижении нагрузки турбины будут сокращаться медленнее, поскольку одновременно с понижением давления перед этими ступенями снижается давление и за ними.

5. 
   Дроссельное парораспределние. Потери дросселирования в конденсационной и проводавленчаской турбинах.  
   

 При дроссельном парораспределении турбины весь расход пара при частичных нагрузках подвергается процессу дросселирования. При этом его состояние меняется по закону h₀₀+0,5c₀₀²=h₀₁+0,5c₀₁², где индекс 0 характеризует параметры пара, подводимого к турбине (свежего пара), а индекс 1 – за регулирующим клапаном (перед сопловой решеткой первой ступени турбины). Поскольку скорости с₀ обычно малы, то кинетическими энергиями 0,5c₀²пренебрегают и тогда при дроссельном парораспределении энтальпия пара перед первой ступенью сохраняется постоянной и равной энтальпии свежего пара (h₀₁=h₀₀=const).

Процесс расширения водяного пара в h,s- диаграмме для турбин с дроссельным парораспределением представлен на рис. 12.4,а. При пониженной нагрузке регулирующие клапаны открыты частично, поэтому давление перед сопловой решеткой первой ступени турбины сокращается с р₀₀ до р₀₁(точка с). Давление отработавшего пара будем считать неизменным и равным р₂ (р_кдля конденсационной турбины).

 

1   2   3   4   5   6   7

---

А) б)

Рис. 12.4. Процесс расширения в турбине с дроссельным парораспределением (а)

Располагаемый теплоперепад турбины при снижении расхода пара уменьшится с Н₀₀ до Н₀₁ и процесс расширения изобразится линией сd (рис. 12.4,а). При этом для конденсационной турбины давления перед всеми ступенями изменяются пропорционально расходу. Следовательно, располагаемые теплоперепады во всех ступенях, за исключением последней, практически не изменяются. Поэтому уменьшение теплоперепада турбины при G₁<G₀ в широком диапазоне изменения расходов происходит в основном за счет ее последней ступени. Относительный внутренний КПД турбины в сравнении с расчетным режимом при дросселировании уменьшается:

Здесь коэффициент дросселирования g_др=Н₀₁/Н₀₀, а h_oi¹ – КПД проточной части турбины при частичном расходе G₁. Коэффициент дросселирования не зависит от совершенства проточной части, а определяется только относительным расходом пара и его параметрами. На рис. 12.4,б показана зависимость  , которая свидетельствует о том, что по мере увеличения противодавления р₂ снижение коэффициента g_др происходит все интенсивнее при уменьшении расхода пара. Относительный внутренний КПД турбины по мере увеличения противодавления при снижении нагрузки будет уменьшаться еще резче, поскольку одновременно с уменьшением g_др будет уменьшаться h_oi¹. Поэтому не целесообразно применение дроссельного парораспределения в турбинах типа Р.

6. 
   Сопловое парораспределение. Распределение расхода пара и давлений в группах сопл регулирующей ступени.
   

При сопловом парораспределении изменение расхода пара осуществляется несколькими регулирующими клапанами, открывающимися последовательно (рис. 12.6). Каждый клапан (группа клапанов) обслуживает свой сегмент сопловой решетки регулирующей ступени, которые устанавливаются в корпусах соответствующих сопловых коробок. Конструктивным признаком паровых турбин с сопловым парораспределением является наличие в ней регулирующей ступени. В турбинах с дроссельным парораспределением таких ступеней нет, поэтому их экономичность на расчетном режиме выше, чем турбин с сопловым парораспределение

---

Распределение давлений пара и теплоперепадов в турбине с сопловым парораспределением при изменении нагрузки необходимо рассматривать отдельно для потоков с расходами G_А и G_В. Допустим, что расчетный пропуск пара через турбину G₀ обеспечивается тремя полностью открытыми клапанами при расчетном давлении в камере регулирующей ступени р_рс0=р₁₀, а четвертый клапан является перегрузочным (рис. 12.6,а). Расчетные пропуски пара G_I0, G_II0, G_III0 через каждую группу сопел c соответствующим числом сопловых каналов z₁, z₂, z₃ регулирующей ступени при расходе G₀ через турбину определяются из выражений: G_I0=z₁G₀/Sz; G_II0=z₂G₀/Sz; G_III0=z₃G₀/Sz. (12.5)

По расчетному отношению давлений e₁₀=р₁₀/р₀ с помощью сетки относительных расходов (рис. 11.1,б) по верхней кривой (e₀=1) находится значение относительного расхода q₀ и далее вычисляются критические расходы пара через каждую группу сопел при давлении перед ними р₀: G_Iкр=G_I0/q₀; G_IIкр=G_II0/q₀; G_IIIкр=G_III0/q₀. (12.6)

Пропуски пара через полностью открытые клапаны при другом расходе через турбину (при новом e_II=р_II/р₀) находят с помощью сетки расходов, по которой определяется значение q₁:

G_I=G_Iкрq₁; G_II=G_IIкрq₁; G_III=G_IIIкрq₁. (12.7)

Расход пара через частично открытый клапан равен разности полного расхода пара в турбину и суммы пропусков через полностью открытые клапаны:

G_n=G- (G_I+G_II+…+G_n-1). (12.8)

Проведя такой расчет при разных расходах пара через турбину, можно построить диаграмму распределения потоков пара между отдельными группами сопл (рис. 12.8,а) и относительных давлений (рис. 12.8,б) за регулирующими клапанами.

 

а) б)

Рис. 12.8. Диаграмма распределения расходов пара между группами сопел (

---

а) и относительных давлений (б) за регулирующими клапанами в турбине с сопловым парораспределением

 

Представленная диаграмма показывает, что расходы пара через полностью открытые клапаны сохраняются постоянными только до тех пор, пока отношение давления в камере регулирующей ступени к давлению свежего пара меньше критического (р₁/р₀<e_*=0,546). При отношении этих давлений, большем критического, расходы пара через полностью открытые клапаны по мере увеличения нагрузки и соответствующего повышения давления в камере регулирующей ступени уменьшаются.

Представленная диаграмма показывает, что располагаемый теплоперепад регулирующей ступени существенно изменяется. Его наибольшее значение имеет место при открытии одного клапана, когда закрыты остальные. При этом напряжения изгиба в лопаточном аппарате максимальны. Кроме того, формируются опасные колебания рабочих лопаток из-за периодического прохождения ими одной открытой сопловой решетки. Поэтому в ряде турбин открывают одновременно два клапана.

При сопловом парораспределении потери от дросселирования относятся не ко всему расходу пара, а только к той его части, которая протекает через частично открытый клапан. Поэтому экономичность турбин с сопловым парораспределением при частичных нагрузках выше, чем с дроссельным, где потери от дросселирования относятся ко всему расходу пара. По этой причине сопловое парораспределение получило наибольшее распространение в турбинах ТЭС, которые преимущественно в сравнении с турбинами АЭС работают при частичных нагрузках. Турбины, обеспечивающие несение базовой нагрузки в энергосистемах, выполняются с дроссельным парораспределением.

---