Реферат: Паровые турбины как основной двигатель на тепловых электростанциях

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

Особенности крупных паровых турбин

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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.

Страницы: 1, 2, 3