Помощь по Теле2, тарифы, вопросы

Ротор паровой турбины может быть барабанного, дискового или комбинированного типа.

Барабанный ротор применяют при умеренной окружной скорости, большом числе ступеней давления, малых перепадах давлений между ступенями и необходимости очень жесткой конструкции. Эти условия соответствуют особенностям реактивных турбин.

Дисковый ротор применяют при большой окружной скорости, небольшом числе ступеней давления и значительных перепадах давлений между ступенями; все эти условия имеют место в турбинах активного типа.

Комбинированный ротор чаще всего состоит из одного двухвенечного диска в части высокого давления и барабана в части низкого давления; двухвенчатый диск дает возможность уменьшить длину барабана, так как может использовать большой перепад давлений. Ротры этого типа часто устанавливают на активно-реактивные турбины небольшой и средней мощности.

Реже применяется вариант комбинированного типа, имеющий в части высокого давления один двухвенечный и несколько одновенечных дисков, а в части низкого давления - барабан. Встречаются и другие разновидности роторов.

Рассмотрим по отдельности основные части ротра.

Валы. Существует довольно много различных конструкций валов, но их можно разделить на две группы:

• Гладкие валы (рис. 49) , имеющие одинаковый диаметр по всей длине вала, где насаживаются диски. Эти валы применяются только для небольших турбин, причем диски сажаются обычно на особые промежуточные кольца или втулки (рис. 51)
• Ступенчатые валы , имеющие ряд уступов, на каждый из которых насаживается один или два диска. Такая форма вала выгодна с точки зрения его прочности и, кроме того, облегчает снимание и насаживание дисков.

На передний конец вала обычно насаживают упорный гребень и червяк или шестерню, передающие движение регулятору и масляному насосу, а на задний конец - соединительную муфту. На переднем конце вала устанавливается также регулятор безопасности.

Валы изготавливают отковкой из высококачественной стали, после чего проводят соответствующую термическую обработку. Обточка и проверка вала производятся очень тщательно, так как даже почти незаметный изгиб его вызывает вибрацию турбины.

Для вала любой вообще машины существует строго определенное число оборотов, при достижении которого он начинает очень сильно вибрировать; это число оборотов называется критическим числом оборотов вала и зависит от его длины, диаметра и профиля, а также от веса и расположения дисков (распределения нагрузки) и от расположения и типа подшипников.

Кроме собственный или свободный колебаний тела, возможны вынужденные колебания его, вызываемые периодически действующими внешними силами. Если внешняя сила действует на тело периодически и частота действия этой силы совпадает с частотой собственных колебаний тела или имеет величину, меньшую частоты собственных колебаний в целое число раз, то наступает резонанс колебаний , причем происходит значительное увеличение их амплитуды, часто разрушающе действующее на тело.

В паровой турбине вынужденные колебания вызываются толчками пара при прохождении лопаток мимо сопел и рядом других причин. Частота этих колебаний зависит от числа оборотов вала. То число оборотов вала, которое равно частоте собственных колебаний вала (в минуту), и является его критическим числом оборотов .

При числах оборотов, больших или меньших критического, вал будет работать спокойно за исключением тех моментов, когда число оборотов оказывается меньше критического в целое число раз. В эти моменты вибрация усиливается, хотя и не достигает такой степени, как при критическом числе оборотов.

Валы паровых турбин бывают жесткого и гибкого типа. Первые работают при числах оборотов ниже критических; вторые - при числах оборотов выше критических.

Таким образом при пуске турбины с жестким валом приходится переходить только через резонансные числа оборотов (меньшие критического в целое число раз), а при пуске турбины с гибким валом - и через критическое число оборотов. Эти моменты нужно знать заранее и переходить через них быстро и в полном соответствии с указаниями, данными в инструкции завода-изготовителя турбины.

Диски. Каждый диск, как уже говорилось выше, несет один или несколько рядов лопаток, вставленных хвостами в проточенные по окружности диска пазы, насаженных на обод диска или насаженных и приклепанных к нему.

Диски можно выполнять из высококачественной стали, так как они могут быть хорошо прокованы. Поэтому в них и допускают большие напряжения; роторы дискового типа находят широкое применение при больших окружных скоростях.

Материалом дисков служит как простая углеродистая сталь, так и специальные стали (хромоникелевая, хромоникелемолибденовая и другие). Заготовки для дисков тщательно испытывают в заводских лабораториях, и никакие дефекты в них не допускаются; поверхность диска тщательно обрабатывают.

В дисках тех ступеней турбины, которые должны работать без реакции или с малой степенью реакции, обычно сверлят по нескольку отверстий для выравнивания давлений по обе стороны диска.

Посадка дисков на вал производится всегда с значительным натягом, диск насаживают горячим с таким расчетом, чтобы увеличение диаметра отверстия втулки во время эксплуатации турбины было меньше, чем полученное от нагревания при посадке диска.

Дело в том, что во время пуска и в нормальной работе диаметр диска слегка увеличивается за счет нагрева и действия центробежных сил; это вызывает ослабление натяга и посадки диска на валу. Отсутствие натяга при работе может вызвать "болтание" диска, опасную для турбины вибрацию ротора и быть причиной аварии. Рациональное закрепление дисков на валу является поэтому задачей особенно важной.

Существует ряд способов насадки дисков, из которых мы отметим следующие:

1. Насаживание дисков на особые надетые на вал кольца (рис. 51а) ; способ этот применяют многие турбостроительные заводы. Фирма Броун-Бовери выполняет эти кольца пружинящими, что должно сохранять плотность посадки при расширении диска от нагревания и центробежной силы (рис. 51б) . Однако опыт эксплуатации показал неудовлетворительность такого способа посадки дисков при высоких температурах пара.
2. Насаживание дисков на слегка конические разрезные втулки (рис.51в) ; способ этот имеет то достоинство, что степень натяжения при непрессовывании можно установить с большой точностью, чем при обычной посадке.

   Для предупреждения проворачивания дисков их закрепляют плоскими шпонками, поочередно расположенными с двух или трех сторон вала в целях сохранения балансировки ротора. Крайний диск ротора закрепляется гайкой, кольцом или иным способом. Перед насаживанием посадочные поверхности вала и втулок дисков обычно смазывают графитом для предохранения от прикипания. Между втулками соседних дисков, а также между гайкой и втулкой последнего диска должны быть оставлены зазоры порядка 0,1 - 0,2 мм для свободного расширения дисков при нагревании.

3. В области высоких температур большие диски снабжаются "пальцевыми втулками (рис. 51г ). В таких дисках центральное отверстие растачивается до диаметра, значительно превышающего диаметр вала. После этого в диск с натягом впрессовывается втулка, которая затем растачивается до диаметра вала с припуском на натяг для посадки на вал. В запрессованной втулке просверливается в радиальном направлении ряд отверстий, куда загоняются штифты (пальцы). Собранный таким образом диск с втулкой обычным способом надевается на вал.

   Цель этого устройства следующая: если во время работы турбины диск вследствие расширения от нагревания и центробежной силы начнет терять натяг и ослабнет на втулке, то пальцы не позволят диску расцентроваться и болтаться на втулке. Втулка же, плотнго сидящая на валу и имеющая примерно равную с ним температуру и небольшую массу, свой натяг сохранит.

Иногда посадка дисков на вал с помощью пальцевых втулок применяется и в высоконапряженных больших дисках ступеней низкого давления мощных современных турбин.

В настоящее время получили большое распространение роторы, вал которых откован заодно с дисками. Достоинством их являются отсутствие посадок, могущих ослабнуть в эксплуатации турбины, и меньшая длина, так как отпадает необходимость крепления дисков на валу, вследствие чего втулочные части дисков могут быть тоньше. Ввиду того что отковать ротор большого диаметра из одного слитка стали очень трудно, наибольшее применение цельнокованые роторы имеют для частей высокого давления многокорпусных турбин и для быстроходных турбин небольшой мощности. Главный недостаток этих роторов заключается в том, что в случае повреждения одного из дисков приходится заменять весь ротор целиком.

Довольно часто на цельнокованый ротор насаживают один или несколько съемных дисков большого диаметра.

Статическое и динамическое уравновешивание роторов

Для спокойной работы турбины ее ротор перед установкой должен быть безукоризненно отбалансирован (уравновешен) статически и динамически .

Рассмотрим этот вопрос подробнее; допустим, что мы имеем тонкий диск (рис. 56а) , центр тяжести которого лежит в точке 2 , находящейся на некотором расстоянии от центра вращения 1 ; причиной этого может быть неоднородность материала диска или неправильная (несимметричная) его обточка. При вращении такого диска появится неуравновешенная центробежная сила, величина которой будет тем больше, чем больше скорость вращения диска, его масса и расстояние центра тяжести от центра вращения. Направление действия этой силы будет лежать на диаметре, проходящем через центр тяжести, причем сила будет направлена наружу (см. стрелку на рис. 56б ). На практике величина центробежной силы в быстроходных машинах может достигать нескольких тонн и наличие ее скажется сильными вибрациями вала.

Например, для небольшого диска весом 100 кг с центром тяжести, смещенным всего лишь на 0,1 мм, величина неуравновешенной центробежной силы при 5000 об/мин будет равна 280 кг, то есть почти в 3 раза превысит вес самого диска.

Для того чтобы уравновесить эту силу, достаточно поместить некоторый груз где-либо на том же диаметре, но с другой стороны от центра вращения (например в точке 3 (рис. 56) , подобрав его величину так, чтобы возникшая новая центробежная сила имеющая обратное направление, была равна по величине первой силе. В нахождении величины этого груза и места его приложения и заключается статическая балансировка. Практически возможно и другое решение этой задачи, а именно вместо утяжеления стороны, противоположной положению центра тяжести, можно облегчить удалением металла ту сторону, где он находится, и тем сместить его до совпадения с центром вращения. Снимать металл следует по большой поверхности, чтобы не ослабить диска в каком-либо сечении.

Нахождение плоскости в которой лежит центр тяжести, сравнительно не сложно; если дать возможность диску свободно повернуться на оси, то при остановке его центр тяжести окажется внизу (рис. 56г) . Для этой цели вал с диском укладывают на параллельные строго горизонтальные шлифованные призмы из закаленной стали (ножи) или шарикоподошипники, на которых он может поворачиваться с минимальным трением (рис. 57)

Величину добавляемого груза или количество металла, которое необходимо снять, находят путем постепенных проб; часто для этой цели пользуются какой-нибудь мастикой, кусочки которой налепляют на диск и по достижении его уравновешенности взвешивают. Точно уравновешенный диск, будучи помещен на ножи, должен останавливаться в любом положении.

Для динамической балансировки ротор устанавливают в специальный станок (рис. 59) , в котором один конец вала ротора ложиться в подшипник с шаровым вкладышем, а другой конец - в подшипник, зажатый между двумя пружинами; этот подшипник благодаря упругому закреплению может в известных пределах перемещаться в горизонтальном направлении (рис. 60). По колебаниям конца вала во время его вращения, отмечаемым особым указателем или индикатором, определяют место, где нужно расположить уравновешивающий груз, и необходимый вес груза.

Конструкция основных узлов и деталей паровых турбин

Общие представления об устройстве паровых турбин

Лекция 3

При низком значении сопротивления акустическая система может выйти из строя, обратная же ситуация возможна, но при этом снижается мощность выходного сигнала.

Характеристики акустической системы

a) Полоса воспроизводимых частот – это амплитудно-частотная зависимость звукового давления или преобразование динамиком электрического сигнала в звуковой в заданном диапазоне частот (20Гц – 20 кГц).

b) Чувствительность звуковой колонки характеризуется звуковым давлением, которое она создаст на расстоянии 1 метр при подаче на ее вход электрического сигнала мощностью 1 Вт. Чувствительность определяется как среднее звуковое давление в определенной полосе частот. Чем выше значение этой характеристики, тем лучше акустическая система передает динамический диапазон музыкальной программы (90 – 110 и более дБ).

c) Коэффициент гармоник или нелинейные искажения. Это искажения появляющиеся при воспроизведении звука. Для высококачественных акустических систем класса Hi-Fiэтот коэффициент не должен превышать:

1,5 % - 1% в диапазоне частот 250 – 6300 Гц.

d) Мощность. Электрическая мощность, которую выдерживает акустическая система. Мощность подразделяется на шумовую , синусоидальную , долговременную , кратковременную .

Очень часто на практике производители указывают некоторую абстрактную мощность акустической системы (100, 200 Вт и больше). В результате это значение может оказаться совершенно не тем что вы ожидаете. В реальности, в паспорте акустической системы должно быть указано несколько значений мощности.

e) Электрическое сопротивление. Составляет 4, 8 или 16 Ом. Стандартами допускается снижение реального электрического сопротивления от номинального значения не более чем на 20 % в диапазоне частот 20-20000 Гц.

3.2Устройство паровой турбины

Паровая турбина представляет собою роторный лопаточный двигатель, в котором энергия давления поступающего из котла пара сначала преобразуется в кинетическую энергию пара, вытекающего с большой скоростью из сопел, а затем, на лопатках ротора,- в механическую энергию вращения вала. Сопла это направляющие аппараты, предназначенные для преобразования внутренней энергии пара в кинетическую энергию упорядоченного движения молекул.

Схема простейшей паровой турбины представлена на рис. 3.1.

Основной частью турбины является ротор, состоящий из вала 1 с насаженным на нем рабочим колесом 2, на котором укреплены рабочие лопатки 3 изогнутой формы. Перед диском с рабочими лопатками имеется сопло 4, из которого пар поступает на рабочие лопатки турбины.

1 – вал; 2 – рабочее колесо; 3 – рабочая лопатка; 4 – сопло

Рисунок 3.1– Принцип действия турбины

Сопло и рабочее колесо составляют одну ступень. На рисунке 1.1, таким образом, представлена принципиальная схема одноступенчатой турбины.

Полученный в парогенераторе перегретый пар при температуре 600 С и давлении 30 МПа по паропроводам передаётся в сопла.

Если перед входом в сопло пар имел некоторую начальную скорость и начальное давление (см. рис. 3.2), то после выхода из сопла в результате расширения пара происходит увеличение его скорости до значения и уменьшение давления до значения . Скорость входа пара на рабочую лопатку называют абсолютной скоростью. Температура пара также при этом значительно понижается.

После выхода из сопла пар подается на рабочие лопатки турбины. Если турбина активная, то между ее рабочими лопатками расширения пара не происходит, следовательно, давление пара не меняется. Абсолютная скорость движения пара уменьшается с до вследствие вращения турбины со скоростью V. V – это окружная или переносная скорость.

Рисунок 3.2 – Схема активной турбины

Конструктивно турбина выполняется в виде нескольких ступеней, каждая из которых состоит из одного венца сопловых лопаток и одного венца рабочих лопаток.

Реактивными турбинами называют такие турбины, у которых расширение пара происходит не только в соплах перед поступлением пара на рабочие лопатки, но и на лопатках самого рабочего колеса. Это достигается тем, что канал, образованный рабочими лопатками выполняется суживающимся.

Изменение параметров пара в реактивной ступени турбины показано на рис. 3.3. В соплах турбины происходит частичное расширение пара до промежуточного давления .

Дальнейшее расширение пара до давления происходит в каналах между лопатками. Абсолютная скорость пара в сопле увеличивается до значения , а в началах между лопатками уменьшается из-за вращения лопаток до значения .

Рисунок 3.3 – Схема работы реактивной турбины

В настоящее время турбины выполняют многоступенчатыми, причем водной и той же турбине могут быть как активные, так и реактивные ступени.

3.2Устройство паровой турбины

Турбина состоит из трех цилиндров (ЦВД, ЦСД и ЦНД), нижние половины корпусов которых обозначены соответственно 39 , 24 и18 . Каждый из цилиндров состоит из статора , главным элементом которого являются неподвижный корпус, и вращающегося ротора . К полумуфте 12 присоединяется полумуфта ротора электрогенератора (не показан), а к нему - ротор возбудителя. Цепочка из собранных отдельных роторов цилиндров, генератора и возбудителя называется валопроводом . Его длина при большом числе цилиндров (а самое большое их число в современных турбинах - 5) может достигать 80 м.

Рис. 3.4 Устройство паровой турбины

Валопровод вращается во вкладышах 42 , 29 , 23 , 20 и т.д. опорных подшипников скольжения на тонкой масляной пленке Как правило, каждый из роторов размещают на двух опорных подшипниках. Расширяющийся в турбине пар заставляет вращаться каждый из роторов, возникающие на них мощности складываются и достигают на полумуфте 12 максимального значения.

Каждый из роторов помещают в корпус цилиндра (см., например, поз. 24 ). При больших давлениях (а в современных турбинах оно может дос­тигать 30 МПа » 300 ат) корпус цилиндра (обычно ЦВД) выполняют двухстенным (из внутреннего 35 и внешнего 46 корпусов). Это уменьшает разность давлений на каждый из корпусов, позволяет сделать его стенки более тонкими, облегчает затяжку фланцевых соединений и позволяет турбине при необходимости быстро изменять свою мощность.

Все корпуса в обязательном порядке имеют горизонтальные разъемы 13 , необходимые для установки роторов внутри цилиндров при монтаже, а также для легкого доступа внутрь цилиндров при ревизиях и ремонтах. Пар внутри турбины имеет высокую температуру, а ротор вращается во вкладышах на масляной пленке, температура масла которой как по соображениям пожаробезопасности, так и необходимости иметь определенные смазочные свойства, не должна превышать 100 °С (а температура подаваемого и отводимого масла должна быть еще ниже). Поэтому вкладыши подшипников выносят из корпусов цилиндров и размещают их в специальных строениях - опорах Таким образом, вращающиеся концы каждого из роторов соответствующего цилиндра необходимо вывести из невращающегося статора, причем так, чтобы с одной стороны исключить какие-либо (даже малейшие) задевания ротора о статор, а с другой - не допустить значительную утечку пара из цилиндра в зазор между ротором и статором, так как это снижает мощность и экономичность турбины. Поэтому каждый из цилиндров снабжают концевыми уплотнениями (см. поз. 40 , 32 , 19 ) специальной конструкции.

Турбина устанавливается в главном корпусе ТЭС на верхней фундаментной плите. В плите выполняются прямоугольные окна по числу цилиндров, в которых размещаются нижние части корпусов цилиндров, а также осуществляется вывод трубопроводов, питающих регенеративные подогреватели, паропроводы свежего и вторично перегретого пара, переходный патрубок к конденсатору.

После изготовления турбина проходит контрольную сборку и опробование на заводе-изготовителе. После этого ее разбирают на более-менее крупные блоки, доводят до хорошего товарного вида, консервируют, упаковывают в деревянные ящики и отправляют для монтажа на ТЭС.

При работе турбины пар из котла по одному или нескольким паропроводам (это зависит от мощности турбины) поступает сначала к главной паровой задвижке, затем к стопорному (одному или нескольким) и, наконец, к регулирующим клапанам (чаще всего - 4 ). От регулирующих клапанов (на рис. 3.4 не показаны) пар по перепускным трубам 1 (на рис. 3.4 их четыре: две из них присоединены к крышке 46 внешнего корпуса ЦВД, а две других подводят пар в нижние половины корпуса) подается в паровпускную камеру 33 внутреннего корпуса ЦВД. Из этой полости пар попадает в проточную часть турбины и, расширяясь, движется к выходной камере ЦВД 38 . В этой камере в нижней половине корпуса ЦВД имеются два выходных патрубка 37 . К ним приварены паропроводы, направляющие пар в котел для промежуточного перегрева.

Вторично перегретый пар по трубопроводам поступает через стопорный клапан (не показан на рис. 3.4) к регулирующим клапанам 4 , а из них - в паровпускную полость ЦСД 26 . Далее пар расширяется в проточной части ЦСД и поступает в его выходной патрубок 22 , а из него - в две перепускные трубы 6 (иногда их называют ресиверными), которые подают пар в паровпускную камеру ЦНД 9 . ЦВД и ЦСД, ЦНД почти всегда выполняют двухпоточными: попав в камеру 9 , пар расходится на два одинаковых потока и, пройдя их, поступает в выходные патрубки ЦНД 14 . Из них пар направляется вниз в конденсатор. Перед передней опорой 41 располагается блок регулирования и управления турбиной 44 . Его механизм управления 43 позволяет пускать, нагружать, разгружать и останавливать турбину.

Уплотнение представлено на рис. 3.5.

Рис.3.5. Лабиринтное уплотнение для валов турбин

В обойме 7 , имеющей такую же конструкцию, как и обойма диафрагм выполнена кольцевая расточка 1 , в которую вставляются сегменты уплотнений 3 (по три сегмента в каждую половину обоймы). Сегменты имеют тонкие (до 0,3 мм) кольцевые гребни, устанавливаемые по отношению к валу с очень малым зазором (0,5-0,6 мм). Совокупность кольцевых щелей между гребнями 4 и кольцевыми выступами 6 и кольцевых камер между ними называется лабиринтовым уплотнением . Высокое гидравлическое сопротивление, которым оно обладает, обеспечивает малую утечку пара помимо проточной части турбины.

Типичная рабочая лопатка (рис. 3.6) состоит из трех основных элементов: профильной части 1 ; хвостовика 2 , служащего для крепления лопатки на диске; шипа 6 прямоугольной, круглой или овальной формы, выполняемого на торце профильной части лопатки за одно целое.

Рис.3.6.Рабочая лопатка ЦВД и ЦСД

Лопатки изготавливаются из нержавеющей стали, содержащей 13 % хрома, методом штамповки и последующего фрезерования и набираются на диске через два специальных колодца, в которые затем устанавливаются замковые лопатки с хвостовиками специальной формы.

Отдельно прокатывают бандажную ленту 7 , в которой пробивают отверстия, соответствующие форме шипов и расстоянию между ними. Лента нарезается на куски со строго рассчитанным числом объединяемых лопаток. Бандажная лента надевается на шипы, которые затем расклепываются. Ряд соседних лопаток (обычно от 5 до 14), объединенных бандажной лентой (бандажом), называется пакетом рабочих лопаток . Главная цель пакетирования - обеспечить вибрационную надежность рабочих лопаток (не допустить их поломки от усталости вследствие колебаний). После расклепки шипов на бандажах рабочих лопаток ротор устанавливают на токарный станок и окончательно протачивают гребни уплотнений.

На рис. 3.6 показана лишь одна из типичных конструкций, которые отличаются большим разнообразием как типов хвостовиков, так и бандажей. В современных конструкциях бандажи фрезеруют заодно с профильной частью (с шириной бандажа, равной шагу лопаток), иногда соединяют рабочие лопатки в пакете сваркой.

Рис.3.7 Ротор двухпоточного ЦНД мощной турбины

На рис. 3.7 показан двухпоточный ротор ЦНД в процессе обработки на токарном станке. Первые две ступени имеют ленточ­ные бандажи, а последние ступени - две проволочные связи.

Главным элементом проточной части турбины, определяющим весь ее облик, является рабочая лопатка последней ступени. Чем большую длину она имеет и чем на большем диаметре она установлена (иными словами, чем больше площадь для прохода пара последней ступени), тем более экономичнее турбина. Поэтому история совершенствования турбин - это история создания последних ступеней. В начале 50-х годов ЛМЗ была разработана рабочая лопатка длиной 960 мм для последней ступени со средним диаметром 2,4 м, и на ее базе созданы турбины мощностью 300, 500 и 800 МВт. В конце 70-х была создана новая рабочая лопатка длиной 1200 мм для ступени со средним диаметром 3 м. Это позволило создать новую паровую турбину для ТЭС мощностью 1200 МВт и для АЭС мощностью 1000 МВт.

Рис.3.8 Опора валопровода

На рис. 3.8 показана одна из опор валопровода. Основанием 12 нижняя половина корпуса 2 устанавливается на фундаментную раму (на рисунке не показана). В расточку корпуса на колодках 1 , 4 и 10 помещается нижняя половина вкладыша 3 . Внутренняя поверхность 8 обеих половин вкладыша выполнена цилиндрической или овальной и залита баббитом, - легкоплавким антифрикционным сплавом на основе олова, допускающего вращение ротора на очень низкой частоте вращения даже при отсутствии смазки. Прямо на поверхность вкладыша 8 и на аналогичную поверхность соседнего вкладыша при монтаже турбины укладывается ротор. Сверху его накрывают верхней половиной вкладыша и притягивают к нижней половине шпильками, ввинчиваемыми в отверстия 9 . Затем устанавливается крышка корпуса подшипника.

Масло для смазки шеек валов подается насосами из масляного бака, установленного на нижней отметке конденсационного помещения. Размер масляного бака зависит от мощности турбины: чем больше мощность, тем больше цилиндров и, следовательно, роторов и их опор, требующих смазки. Кроме того, с ростом мощности растет диаметр шеек, и эти два обстоятельства требуют большого расхода масла и соответственно масляного бака большой емкости, достигающей 50-60 м 3 . Для смазки подшипников используется либо специальное (турбинное) минеральное масло, либо синтетические негорючие масла. Последние намного дороже, но зато пожаробезопаснее.

От насосов по трубопроводам масло, пройдя через маслоохладители , поступает к емкостям, располагаемым в крышках подшипника, а из них - к отверстиям 6 и к выборке 7 , раздающей масло на всю ширину шейки вала. Масло за счет гидродинамических сил «загоняется» под шейку вала, и таким образом вал «плавает» на масляной пленке, не касаясь баббитовой заливки. Масло, пройдя под шейкой вала, выходит через торцевые зазоры вкладыша и стекает на дно корпуса подшипника, откуда самотеком направляется обратно в масляный бак. Вкладыш опоры показан на рис. 3.9.

Рис.3.9 Опорный вкладыш опоры валопровода

3.4. Типы паровых турбин и области их использования

Для понимания места и роли паровых турбин рассмотрим их общую классификацию. Из большого разнообразия используемых паровых турбин, прежде всего можно выделить турбины транспортные и стационарные .

Транспортные паровые турбины чаще всего используются для привода гребных винтов крупных судов.

Стационарные паровые турбины - это турбины, сохраняющие при эксплуатации неизменным свое местоположение. В настоящей книге рассматриваются только стационарные паровые турбины.

В свою очередь стационарные паровые турбины можно классифицировать по ряду признаков.

1. По назначению различают турбины энергетические, промышленные и вспомогательные.

Энергетические турбины служат для привода электрического генератора, включенного в энергосистему, и отпуска тепла крупным потребителям, например жилым районам, городам и т.д. Их устанавливают на крупных ГРЭС, АЭС и ТЭЦ. Энергетические турбины характеризуются, прежде всего, большой мощностью, а их режим работы - постоянной частотой вращения, определяемой постоянством частоты сети .

Основным производителем энергетических паровых турбин в России является Ленинградский металлический завод (Санкт-Петербург). Он выпускает мощные паровые турбины для ТЭС (мощностью 1200, 800, 500, 300 и 200 МВт), ТЭЦ (мощностью 180, 80 и 50 МВт и менее), АЭС (мощностью 1000 МВт).

Другим крупным производителем энергетических паровых турбин является Турбомоторный завод (ТМЗ, г. Екатеринбург). Он выпускает только теплофикационные турбины (мощностью 250, 185, 140, 100 и 50 МВт и менее).

На ТЭС России установлено достаточно много мощных паровых тур­бин Харьковского турбинного завода (ХТЗ, Украина) (мощностью 150, 300 и 500 МВт). Им же произведены все паровые турбины, установленные на АЭС России мощностью 220, 500 и 1000 МВт.

Таким образом, в настоящее время в России функционирует всего два производителя мощных паровых турбин. Если говорить о зарубежных производителях турбин, то их число также является небольшим. Большинство из них являются транснациональными объединениями. В Европе главными производителями паровых турбин являются компании Siemens (Германия), Acea Brown Bovery (ABB, германско-швейцарское объединение), GEC-Alsthom (англо-французское объединение), Scoda (Чехия). В США производителями мощных энергетических турбин являются компании General Electric и Westinghouse, в Японии - Hitachi, Toshiba, Mitsubisi. Все перечисленные производители выпускают паровые турбины вплоть до мощности 1000 МВт и выше. Технический уровень некоторых из них не только не уступает нашим производителям, но и превосходит их.

Промышленные турбины также служат для производства тепловой и электрической энергии, однако их главной целью является обслуживание промышленного предприятия, например, металлургического, текстильного, химического, сахароваренного и др. Часто генераторы таких турбин работают на маломощную индивидуальную электрическую сеть, а иногда используются для привода агрегатов с переменной частотой вращения, например воздуходувок доменных печей. Мощность промышленных турбин существенно меньше, чем энергетических. Основным производителем промышленных турбин в России является Калужский турбинный завод (КТЗ).

Вспомогательные турбины используются для обеспечения технологического процесса производства электроэнергии - обычно для привода питательных насосов и воздуходувок котлов.

Питательные насосы энергоблоков мощностью вплоть до 200 МВт приводятся электродвигателями, а мощностью выше - с помощью паровых турбин, питаемых паром из отбора главной турбины. Например, на энергоблоках мощностью 800 и 1200 МВт установлено соответственно по два и три питательных турбонасоса мощностью 17 МВт каждый, на энергоблоках мощностью 250 (для ТЭЦ) и 300 МВт - один питательный турбонасос мощностью 12 МВт; на энергоблоках мощностью 1000 МВт для АЭС используется два питательных насоса мощностью 12 МВт.

Котлы энергоблоков мощностью 800 и 1200 МВт оборудованы соответственно двумя и тремя воздуходувками, привод которых осуществляется также паровыми турбинами мощностью по 6 МВт каждая. Основным производителем вспомогательных паровых турбин в России является КТЗ.

2. По виду энергии, получаемой от паровой турбины, их делят на конденсационные и теплофикационные.

В конденсационных турбинах (типа К) пар из последней ступени отводится в конденсатор, они не имеют регулируемых отборов пара , хотя, как правило, имеют много нерегулируемых отборов пара для регенеративного подогрева питательной воды, а иногда и для внешних тепловых потребителей. Главное назначение конденсационных турбин - обеспечивать производство электроэнергии , поэтому они являются основными агрегатами мощных ТЭС и АЭС. Мощность самых крупных конденсационных турбоагрегатов достигает 1000-1500 МВт.

Теплофикационные турбины имеют один или несколько регулируемых отборов пара , в которых поддерживается заданное давление. Они предназначены для выработки тепловой и электрической энергии, и мощность самой крупной из них составляет 250 МВт. Теплофикационная турбина может выполняться с конденсацией пара и без нее. В первом случае она может иметь отопительные отборы пара (турбины типа Т) для нагрева сетевой воды для обогрева зданий, предприятий и т.д., или производственный отбор пара (турбины типа П) для технологических нужд промышленных предприятий, или тот и другой отборы (турбины типа ПТ и ПР). Во втором случае турбина носит название турбины с противодавлением (турбины типа Р). В ней пар из последней ступени направляется не в конденсатор, а обычно производственному потребителю. Таким образом, главным назначением турбины с противодавлением является производство пара заданного давления (в пределах 0,3-3 МПа). Турбина с противодавлением может также иметь и регулируемый теплофикационный или промышленный отбор пара, и тогда она относится к типу ТР или ПР.

Теплофикационные турбины с отопительным отбором пара (типа Т) спроектированы так, чтобы при максимальной теплофикационной нагрузке ступени, расположенные за зоной отбора, мощности не вырабатывали. В последние годы ряд турбин проектируются так, что даже при максимальной нагрузке последние ступени вырабатывают мощность. Такие турбины относятся к типу ТК.

3. По используемым начальным параметрам пара паровые турбины можно разделить на турбины докритического и сверхкритического начального давления, перегретого и насыщенного пара, без промежуточного перегрева и с промежуточным перегревом пара.

Как уже известно критическое давление для пара составляет примерно 22 МПа, поэтому все турбины, начальное давление пара перед которыми меньше этого значения, относятся к паровым турбинам докритического начального давления. В России стандартное докритическое давление для паровых турбин выбрано равным 130 ат (12,8 МПа), кроме того, имеется определенный процент турбин на начальное давление 90 ат (8,8 МПа). На докритические параметры выполняются все паровые турбины для АЭС и ТЭЦ (кроме теплофикационной турбины мощностью 250 МВт), а также турбины мощностью менее 300 МВт для ТЭС. Докритическое начальное давление зарубежных паровых турбин обычно составляет 16-17 МПа, а максимальная единичная мощность достигает 600-700 МВт.

Все мощные конденсационные энергоблоки (300, 500, 800, 1200 МВт), а также теплофикационный энергоблок мощностью 250 МВт выполняют на сверхкритические параметры пара (СКД) - 240 ат (23,5 МПа) и 540 °С. Переход от докритических параметров пара к СКД позволяет экономить 3-4 % топлива.

Все турбины ТЭС и ТЭЦ работают перегретым паром, а АЭС - насыщенным (с небольшой степенью влажности).

Все мощные конденсационные турбины на докритические и сверхкритические параметры пара выполняют с промежуточным перегревом . Из теплофикационных турбин только турбина ЛМЗ на докритические параметры мощностью 180 МВт и турбина ТМЗ на СКД мощностью 250 МВт имеют промежуточный перегрев. Устаревшие конденсационные турбины мощностью 100 МВт и менее и многочисленные теплофикационные паровые турбины вплоть до мощности 185 МВт строятся без промперегрева.

4. По зоне использования турбин в графике электрической нагрузки паровые турбины можно разделить на базовые и полупиковые. Базовые турбины работают постоянно при номинальной нагрузке или близкой к ней . Они проектируются так, чтобы и турбина, и турбоустановка имели максимально возможную экономичность. К этому типу турбин следует, безусловно, отнести атомные и теплофикационные турбины. Полупиковые турбины создаются для работы с периодическими остановками на конец недели (с ночи пятницы до утра в понедельник) и ежесуточно (на ночь). Полупиковые турбины (и турбоустановки) с учетом их малого числа часов работы в году выполняют более простыми и соответственно более дешевыми (на сниженные параметры пара, с меньшим числом цилиндров). Электроэнергетика России в силу ряда причин всегда страдала от недостатка в энергосистеме полупиковых мощностей. Примерно 25 лет назад ЛМЗ спроектировал полупиковую конденсационную турбину мощностью 500 МВт на параметры 12,8 МПа, 510 °С/510 °С. Головной образец этой турбины предполагалось установить на Лукомльской ГРЭС (б. Белоруссия). Однако до сих пор ни одной специальной полупиковой турбины в России не работает. Вместе с тем в Японии и США работают десятки полупиковых турбин упрощенной конструкции.

5. По конструктивным особенностям паровые турбины можно классифицировать по числу цилиндров, частоте вращения и числу валопроводов.

По числу цилиндров различают турбины одно- и многоцилиндровые. Количество цилиндров определяется объемным пропуском пара в конце процесса расширения. Чем меньше плотность пара, т.е. меньше его конечное давление, и чем больше мощность турбины, т.е. больше массовый расход, тем больше объемный пропуск и соответственно требуемая площадь для прохода пара через рабочие лопатки последней ступени. Однако если рабочие лопатки делать длиннее, а радиус их вращения больше, то центробежные силы, отрывающие профильную часть лопатки, могут возрасти настолько, что лопатка оторвется. Поэтому с увеличением мощности сначала переходят на двухпоточный ЦНД, а затем увеличивают их число. Конденсационные турбины можно выполнить одноцилиндровыми вплоть до мощности 50-60 МВт, двухцилиндровыми - до 100-150 МВт, трехцилиндровыми - до 300 МВт, четырехцилиндровыми - до 500 МВт, пятицилиндровыми - вплоть до 1300 МВт.

По частоте вращения турбины делятся на быстроходные и тихоходные. Быстроходные турбины имеют частоту вращения 3000 об/мин = 50 об/с. Они приводят электрогенератор, ротор которого имеет два магнитных полюса, и поэтому частота вырабатываемого им тока равна 50 Гц. На эту частоту строят большинство паровых турбин для ТЭС, ТЭЦ и частично для АЭС в нашей стране и почти во всем мире. В Северной Америке и на части территории Японии быстроходные турбины строят на частоту вращения 3600 об/мин = 60 об/с, так как там принятая частота сети равна 60 Гц.

Ранее в говорилось о том, что поскольку из-за низких начальных параметров работоспособность пара в турбинах АЭС мала, а снижение капитальных затрат требует увеличения мощности, т.е. массы пропускаемого пара, то объемный расход на выходе из турбины оказывается столь значительным, что оказывается целесообразным переход на меньшую частоту вращения. Так как число магнитных полюсов в электрогенераторе должно быть целым и четным, то переход на использование четырехполюсного электрогенератора и получения той же частоты сети, что и при двухполюсном электрогенераторе, требует снижения частоты вдвое. Таким образом, тихоходные турбины в нашей стране имеют частоту вращения 1500 об/мин = 25 об/с.

Рис.3.10 Тихоходная турбина насыщенного пара мощностью 1160 МВт для американской АЭС

На рис. 3.10 показана тихоходная атомная турбина фирмы ABB мощностью 1160 МВт на частоту вращения 30 об/с. Гигантские размеры турбины хорошо видны в сравнении с фигурой человека, стоящего у средней опоры ее валопровода. Турбина не имеет ЦСД, и пар из ЦВД направляется в два горизонтальных сепаратора-пароперегревателя (СПП), а из них - раздается на три двухпоточных ЦНД. По такой же схеме на частоту вращения 25 об/с построены энергоблоки мощностью 1000 МВт на Балаковской и Ростовской АЭС.

Для АЭС, построенных для теплых климатических условий, т.е. для высокой температуры охлаждающей воды и соответственно высокого давления в конденсаторе), можно строить и быстроходные атомные турбины (рис. 3.11). Пар к ЦВД турбины поступает из реакторного отделения по четырем паропроводам 11 . Пройдя ЦВД, пар поступает к СПП 10 вертикального типа, а после них с помощью ресивера 3 раздается на три одинаковых двухпоточных ЦНД 4 . Под каждым ЦНД установлен свой конденсатор, также хорошо видный на макете.

По числу валопроводов различают турбины одновальные (имеющие один валопровод - соединенные муфтами роторы отдельных цилиндров и генератора) и двухвальные (имеющие два валопровода каждый со своим генератором и связанные только потоком пара). На российских тепловых электростанциях используют только одновальные турбины.В начале 70-х годов на Славянской ГРЭС на Украине построена единственная двухвальная турбина мощностью 800 МВт, да и то потому, что в то время не было электрогенератора мощностью 800 МВт.

Рис.3.11 Быстроходная атомная турбина мощностью 1093 МВт для испанской АЭС (“ Трилло”), построенная фирмой Siemens

Для обозначения типов турбин ГОСТ предусматривает специальную маркировку, состоящую из буквенной и числовой частей. Буквенная часть указывает тип турбины, следующее за ней число - номинальную мощность турбины в мегаваттах. Если необходимо указать и максимальную мощность турбины, то ее значение приводят через косую черту. Следующее число указывает номинальное давление пара перед турбиной в МПа: для теплофикационных турбин далее через косую черту указывают давление в отборах или противодавление в МПа. Наконец, последняя цифра, если она имеется, указывает номер модификации турбины, принятый на заводе-изготовителе.

Приведем несколько примеров обозначений турбин.

Турбина К-210-12,8-3 - типа К, номинальной мощностью 210 МВт с начальным абсолютным давлением пара 12,8 МПа (130 кгс/см 2), третьей модификации.

Трубина П-6-3,4/0,5 - типа П, номинальной мощностью 6 МВт, с на­чальным абсолютным давлением пара 3,4 МПа и абсолютным давлением отбираемого пара 0,5 МПа.

Турбина Т-110/120-12,8 - типа Т, номинальной мощностью 110 МВт и максимальной мощностью 120 МВт, с начальным абсолютным давлением пара 12,8 МПа.

Турбина ПТ-25/30-8,8/1 - типа ПТ, номинальной мощностью 25 МВт и максимальной мощностью 30 МВт, с начальным абсолютным давлением пара 8,8 МПа (90 ат) и абсолютным давлением отбираемого пара 1 МПа.

Турбина Р-100/105-12,8/1,45 - типа Р, номинальной мощностью 100 МВт максимальной мощностью 105 МВт, с начальным абсолютным давлением пара 12,8 МПа и абсолютным противодавлением 1,45 МПа.

Турбина ПР-12/15-8,8/1,45/0,7 - типа ПР, номинальной мощностью 12 МВт и максимальной мощностью 15 МВт, с начальным абсолютным давлением 8,8 МПа, давлением в отборе 1,45 МПа и противодавлением 0,7 МПа.

3.5. Основные технические требования к паровым турбинам и их характеристики

Для того чтобы увидеть, насколько совершенной машиной является паровая турбина, достаточно рассмотреть технические требования, предъявляемые к ней. Они сформулированы в государственных стандартах (ГОСТ). Здесь мы остановимся только на наиболее важных из них.

Прежде всего, к турбине предъявляется ряд требований, которые мож­но охватить одним термином - надежность . Надежность технического объекта - это его свойство выполнять заданные функции в заданном объеме при определенных условиях функционирования. Применительно к паровой турбине надежность - это бесперебойная выработка мощности при предусмотренных затратах топлива и установленной системе эксплуатации, технического обслуживания и ремонтов, а также недопущения ситуаций, опасных для людей и окружающей среды.

Важно подчеркнуть, что понятие надежности включает в себя и понятие экономичности. Бесперебойно работающая турбина, работающая с низкой экономичностью из-за износа или с ограничением мощности из-за внутренних неполадок, не может считаться надежной. Надежность - это комплексное свойство, характеризуемое такими подсвойствами, как безотказность, долговечность, ремонтопригодность, сохраняемость, управляемость, живучесть, безопасность. Не вдаваясь в строгие определения этих подсвойств, отметим главные из них.

Безотказность - это свойство турбины непрерывно сохранять работоспособное состояние в течение некоторой наработки. Средняя наработка на отказ для турбин ТЭС мощностью 500 МВт и более должна быть не менее 6250 ч, а меньшей мощности - не менее 7000 ч, а для турбин АЭС - не менее 6000 ч. Если учесть, что в календарном году 8760 ч и что какое-то время турбина не работает (например, по указанию диспетчера энергосистемы), то это означает, что отказы по вине турбины в среднем должны происходить не чаще 1 раза в год.

Полный установленный срок службы турбины ТЭС должен быть не менее 40 лет, а турбин АЭС - не менее 30 лет. При этом оговаривается два важных обстоятельства. Первое: этот срок службы не относится к быстро­изнашивающимся деталям, например, рабочим лопаткам, уплотнениям, крепежным деталям. Для таких деталей важен средний срок службы до капитального ремонта (межремонтный период). В соответствии с ГОСТ он должен быть не менее 6 лет (кроме того, на ТЭС и АЭС реализуется плановая система текущих и планово-предупредительных ремонтов).

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 тыс. ч. 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 он 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 т.д.), к системе регулирования и управления турбиной, к ремонтопригодности и безопасности (пожаробезопасности, уровня вибрации, шума и т.д.), методов контроля параметров рабочих сред (пара, масла, конденсата), транспортирования и хранения.

Паровая турбина вместе с относящимися к ней регенеративными подогревателями, конденсатором, насосами, трубопроводами и арматурой образует паротурбинную установку .

Современная паровая турбина состоит из большого числа деталей, тщательно изготовленных и собранных в единый агрегат. Мощности современных энергетических турбоагрегатов постоянно повышаются, и в настоящее время основной прирост мощностей в энергосистемах происходит за счет ввода агрегатов 300, 500, 800 МВт. На Костромской ГРЭС сооружен головной агрегат мощностью 1200 МВт.

Увеличение мощности турбоагрегатов позволяет сооружать ТЭС большой мощности при одновременном удешевлении их строительства и эксплуатации и снижении расходов топлива на выработанный киловатт-час. Наряду с экономичностью современная турбина должна отвечать высоким требованиям безопасности, надежности и маневренности. Требование высокой маневренности предъявляется ко всему энергетическому оборудованию. Турбина должна допускать быстрый пуск, набор и изменение нагрузки и остановку. Эта задача весьма сложна для агрегатов, работающих при высоких начальных параметрах пара (26 МПа, 540-570 °С) и имеющих стенки корпусов и фланцы большой толщины.

При разработке и эксплуатации турбин приходится сталкиваться с весьма сложными проблемами аэродинамики, теории колебаний, теплопередачи, изменения свойств материалов при высоких температурах и вибрации, автоматического регулирования и контроля турбоустановки.

Рис. 1. Схема простейшей турбины

На рис. 1 показана схема простейшей турбины , а на рис. 2 — схема устройства многоступенчатой паровой турбины . Простейшая турбина состоит из соплового аппарата 1, рабочей лопатки 2, вала 3 и диска 4 .

Рис. 2. Схема устройства многоступенчатой паровой турбины

1 — вал турбины; 2 — диски; 3 — рабочие решетки; 4 — нижняя половина корпуса; 5 — верхняя половина (крышка) корпуса; 6 — диафрагмы (нижние половины); 7, 8 – сопловые решетки; 9 – уплотнения диафрагмы; 10 – сопловая решетка первой ступени давления; 11 – переднее уплотнение; 12 – заднее уплотнение; 13 – опорные подшипники; 14 – упорный подшипник; 15 — соединительная муфта; 16 — червячная передача; 17 — масляный насос; 18 — фундаментные плиты; 19 — регулятор скорости; 20 — масляный бак; 21 — регулятор безопасности; 22 — камера отбора; 23 — окна для отбора пара; 24, 27 — опорные фланцы корпуса; 25, 26 — фланцы опорных блоков

Турбина состоит из вращающейся части — ротора и неподвижной части — статора . К ротору относятся вал и закрепленные на нем диски с рабочими лопатками . Статор включает в себя паровпускные органы, сопловые решетки , подшипники и др. Корпус турбины делается разъемным в горизонтальной плоскости по центровой линии вала. Нижняя его часть опирается на фундамент, а верхняя часть устанавливается на нижнюю и крепится по фланцам с помощью шпилек и гаек. Через паровпускные органы в сопловую коробку вводится свежий пар. Корпус заканчивается выхлопным патрубком, через который отработавший пар отводится из турбины.

В неподвижных каналах-соплах пар расширяется; при этом его давление и температура снижаются, скорость парового потока возрастает до нескольких сот метров в секунду и соответственно увеличивается его кинетическая энергия.

Она используется в подвижных рабочих лопатках, закрепленных на дисках, насаженных на вал турбины (рис. 2). Между дисками располагаются неподвижные перегородки — диафрагмы с закрепленными в них соплами. Диафрагма и диск с рабочими лопатками образуют ступень турбины .

При большом числе ступеней (20 — 30) турбина состоит из нескольких цилиндров . Частота вращения ротора паровых энергетических турбин обычно составляет 3000 об/мин или 50 с -1 , что соответствует принятой в СНГ частоте переменного тока 50 Гц.

На каждой ступени турбины лишь часть внутренней энергии пара преобразуется в механическую энергию, передаваемую с вала турбины на вал генератора электрического тока. Увеличение числа ступеней приводит к повышению КПД турбинной установки, так как в этом случае каждая ступень «работает» в более оптимальном режиме. Однако увеличение числа ступеней оправдывает себя лишь до определенного предела, так как с ростом числа ступеней турбина усложняется и становится дороже.

Крупные энергоблоки, работающие при высоком и закритическом давлении пара, выполняются с промежуточным перегревом . Пар высоких параметров, совершая работу в турбине, на последних ее ступенях увлажняется, а это приводит к снижению КПД и эрозионному воздействию капелек влаги на лопатки турбины. При использовании же промежуточного перегрева пара не только понижается его конечная влажность, но и повышаются показатели тепловой экономичности цикла. На рис. 3 дана схема одной из наиболее распространенных в нашей энергетике конденсационных турбин К- 300 — 240 мощностью 300 МВт , работающей при начальном давлении пара 240 атм (23,5 МПа). Температура свежего пара принята 540 — 560 °С, частота вращения 3000 об/мин.

Турбина состоит из трех цилиндров: цилиндра высокого давления (ЦВД), цилиндра среднего давления (ЦСД) и цилиндра низкого давления (ЦНД). В двенадцати ступенях ЦВД пар расширяется от указанных выше начальных параметров до давления 4 МПа, после чего направляется в промежуточный пароперегреватель (ПП), установленный в котле, и далее с давлением 3,5 МПа и температурой 540 — 560 °С поступает в ЦСД. В двенадцати головных ступенях ЦСД пар расширяется до давления 0,2 МПа, затем разделяется на два потока: одна треть проходит пять ступеней низкого давления, расположенных в ЦСД, и поступает в конденсатор , а две трети пара по перепускным трубам подаются в ЦНД, где, разделяясь на два потока, проходят по пяти ступеням низкого давления и направляются также в конденсатор. Давление пара за последними ступенями перед входом в конденсатор равно 0,0035 МПа. Разделение пара в части низкого давления на три потока связано с большими объемами пара в последних ступенях. Выпуск всего объема пара через одну решетку приводил бы к недопустимым по соображениям прочности высотам рабочих лопаток. Даже при разделении пара в последних ступенях на три потока высота лопаток составляет 960 мм, а окружная скорость на их вершинах — 540 м/с. При массе последней лопатки 9,8 кг центробежная сила, действующая на нее, равна ~950 кН.

Еще более сложны турбины большей мощности. Так, у турбин мощностью 500 МВт делается 4 выхлопа в конденсатор, а у турбины К-800-240 мощностью 800 МВт — шесть выхлопов в конденсатор. В турбине К-1200-240 мощностью 1200 МВт, установленной на Костромской ГРЭС, лопатки последних ступеней имеют длину 1200 мм, но для уменьшения центробежных сил они выполнены из более легкого титанового сплава.

Рис. 3. Изменение параметров рабочего тела в активной турбине:

1, 9 — камеры свежего и отработанного пара; 2,4,6 — сопла; 3,5,8 — рабочие лопатки; 7 — диафрагма.

Рис. 4. Схема турбины К-300-240 (z — число ступеней)

Теплофикационные турбины , устанавливаемые на ТЭЦ, могут иметь 1 или 2 регулируемых отбора (например, промышленный и теплофикационный). В теплофикационной турбине Т — 250 — 240 имеются 2 отбора пара для подогрева воды в системе теплоснабжения (из них один регулируемый) и, кроме того, может быть осуществлен предварительный нагрев сетевой воды в специальном подогревателе, встроенном в конденсатор.

Отработавший пар конденсационных турбин и турбин с промышленными и теплофикационными отборами поступает в конденсатор, где поддерживается давление значительно ниже атмосферного. В конденсаторе осуществляется отвод тепла от рабочего тела — пара — при возможно более низкой температуре и давлении с превращением пара в конденсат, идущий вновь на питание котлов. Здесь тепло отдается охлаждающей (циркуляционной) воде. Конденсат не должен смешиваться с охлаждающей водой, имеющей большое количество примесей. Поэтому конденсатор представляет собой теплообменник поверхностного типа.

На рисунке 5 приведена схема конденсатора паровой турбины.

Теплообмен от пара к охлаждающей воде происходит через стенки трубок небольшого диаметра, чаще всего латунных, внутри которых движется охлаждающая вода. В конденсатор поступает влажный пар; температура насыщения конденсирующегося пара t к тем ниже, чем ниже температура циркуляционной воды. При прямоточном водоснабжении, когда вода в конденсатор забирается из реки или пруда, ее температура колеблется от 2 до 20 °С (среднегодовая расчетная температура 10 — 12 °С). Если же водоснабжение является оборотным с охлаждением воды в градирнях, то температура воды меняется в зависимости от времени года от 10 — 12 °С до 35 -40 °С.

Рис.5. Схема конденсатора паровой турбины:
1 – патрубок для выхода воды, 2 – крышка водяных камер, 3 — водяные камеры, 4 – трубные решетки, 5 – корпус конденсатора, 6 – пароприемная горловина, 7 — трубки, 8 — сборник конденсата, 9 — патрубок для подвода воды, 10 — патрубок для удаления воздуха.

Обычно циркуляционная вода в конденсаторе нагревается на 8 -10 °С. При поддержании давления в конденсаторе p к = 0,0035 МПа температура конденсации составляет t k = 26,4 °С. В летнее время, когда температура охлаждающей воды выше среднегодовой расчетной, давление в конденсаторе может повышаться до 0,01 МПа, что соответственно снижает экономичность работы турбоустановки. На одну тонну конденсируемого пара расходуется 50 — 60 т охлаждающей воды.

Для поддержания хороших условий теплообмена и постоянного парциального давления воздуха, а вместе с ним и общего давления в конденсаторе просачивающийся в конденсатор воздух необходимо непрерывно удалять. Для этого устанавливаются воздухоотсасывающие устройства — пароструйные или водоструйные эжекторы.

Конденсат из нижней части конденсатора откачивается конденсатными насосами и подается через подогреватели в котел. Конденсатор устанавливается под турбиной и представляет собой горизонтально расположенный сосуд, сваренный из листовой стали. Внутри корпуса конденсатора на некотором расстоянии от его торцов ввариваются специальные пластины с отверстиями, называемые трубными досками, в которые завальцовываются трубки, образующие поверхности теплообмена. Корпус с торцов закрывается крышками так, что между крышками и трубными досками образуются водяные камеры.

Если в одной из камер установить горизонтальную перегородку, то по-лучим двухходовой конденсатор: охлаждающая вода поступает в нижний (подводящий) патрубок передней камеры, проходит по нижним рядам труб и через заднюю камеру поступает в верхние ряды труб, после чего удаляется из конденсатора.

Для рассмотренной выше турбины К-300-240 Ленинградского металлического завода конденсатор имеет следующие характеристики.

Cтраница 4

Испытания производились на образцах из крупных поковок применительно к лопаткам мощных паровых турбин.  

В плане 1959 - 1965 гг. большое значение отводится производству экономичных мощных паровых турбин (200 - 600 тыс. кет) высоких параметров пара (до 300 ата и 650 С), в том числе в блоке котел - турбина мощностью до 300 тыс. кет.  

Установки УЛ117 и УЛ118 предназначены для сварки диафрагм и пакетов лопаток мощных паровых турбин. Камеры установок могут поворачиваться на 180, что обеспечивает сварку в любом пространственном положении. На днищах камеры с двух сторон закреплены приставки, внутри которых размещены сварочные пушки и механизмы их перемещения. Внутри камеры установлена планшайба для вращения свариваемых изделий. Следует отметить также специальные установки УЛ178 и УЛ680М для сварки в высоком вакууме труб с трубными решетками теплообменных аппаратов.  

Выявленные в процессе исследований температурные и силовые перекосы относительно продольных осей цилиндров мощных паровых турбин блоков СКД позволили сделать предположение о возможности с помощью таких же периодических неравномерностей бороться с затрудненностью перемещений опорных элементов.  

Рассмотрим характерные особенности экспериментально-расчетных исследований на примере исследования термонапряженного состояния корпуса стопорного клапана мощной паровой турбины.  

Лишь небольшое число деталей, работающих в условиях высоких напряжений и температур (лопатки мощных паровых турбин, опоры, крепления и обдувочные устройства паровых котлов высокого давления) изготовляют из жаростойких и жаропрочных высоколегированных сталей.  

В связи с проблемой использования титановых сплавов в качестве материала рабочих лопаток последних ступеней мощных паровых турбин неизбежно встает вопрос о способах их соединения со скрепляющими связями. Пайка рабочих лопаток из титана обычными методами с использованием газовых горелок не может быть выполнена в связи с высокой реакционной способностью титана и образованием при пайке на поверхности детали толстого слоя окислов. Выход в данном случае был найден введением операции никелирования мест, подлежащих пайке. При наличии никелевого покрытия пайка титановых лопаток может быть выполнена обычным методом с использованием серебряного припоя.  

Сплавы на основе титана находят применение для рабочих лопаток последних ступеней цилиндра низкого давления мощных паровых турбин. Легирующими элементами являются алюминий, хром, молибден, олово. Наиболее приемлемы для лопаток последней ступени сплавы, содержащие около 4 - 5 % алюминия.  

Кроме этих данных в настоящей главе изложены также некоторые результаты расчетно-экспериментального изучения теплового и термонапряженного состояния роторов мощных паровых турбин, которые являются определяющими элементами при продлении ресурса турбоустановок, а также результаты экспериментального исследования зазоров в проточных частях ЦВД, ЦСД и ЦНД.  

Исследованные на стенде ЭРТ-1 ступени являются моделями ДРОС, предлагаемых ЛПИ в качестве разделителей потока для двухпоточных ЦНД мощных паровых турбин. Модели спроектированы и изготовлены с масштабом моделирования 6 25, обусловленным производительностью воздуходувной станции лаборатории турбиностроения.  

В данной главе приведены результаты промышленных исследований силового взаимодействия и возникающих при этом деформаций при перемещениях опорных элементов мощных паровых турбин блоков СКД.  

Тарельчатая муфта (рис. IX-2, д) относится к категории жестких муфт, нашедших большое распространение на мощных паровых турбинах тепловых электростанций. На нефтеперерабатывающих заводах тарельчатые муфты применяются в насосах типа КВН и Н500 - 420сг и в турбокомпрессорах. Для жестких муфт обязательным является тщательная центровка агрегатов и строгая перпендикулярность торцов полумуфт к осп вала. Муфты изготавливаются из стальных углеродистых поковок.  

Таблица 2.6 – Основные характеристик турбин насыщенного пара для АЭС с ВВЭР

Таблица 2.7 – Основные характеристик турбин насыщенного пара для АЭС с РБМК

3 ВОЗМОЖНЫЕ ПОВРЕЖДЕНИЯ УЗЛОВ

И ДЕТАЛЕЙ ПАРОВЫХ ТУРБИН

Из известных случаев повреждения турбин в большинстве основную роль играет человеческий фактор (вина персонала) и на втором месте вина завода-изготовителя.

Например, на турбине АТ-25 была оставлена заглушка на маслопроводе к первому подшипнику, что было обнаружено только после пуска турбины – в результате поврежден комбинированный подшипник.

Из-за заноса проточной части солями аварийно остановлена турбина ПТ-50-90/10. Манометр, по которому контролируют давление в контрольной ступени, из-за заноса импульсной трубки показывал одну и ту же величину. Причиной заноса явилось неудовлетворительное качество пара из-за неправильной сборки сепарационного устройства в барабанах котлов ПК-10 при монтаже.

Обнаружен прогиб ротора ЦВД турбины ПТ-50-90/10. Из-за дефицита мощности, в нарушение инструкции по эксплуатации, через 10 часов после аварийного останова турбины была отключена подача масла на подшипники и остановлено валоповоротное устройство для вскрытия цилиндра.

На одной из ТЭЦ ошибочно было слито масло с маслобака работающей турбины ПТ-25-90/10.

В приведенных случаях налицо вина обслуживающего персонала. Но есть и другие случаи:

Турбина К-100-90 аварийно остановлена из-за постороннего шума в ЦВД. После вскрытия обнаружена поломка двух лопаток регулирующей ступени ЦВД, высота которых порядка 50 мм. Нарушений инструкции по эксплуатации турбины не обнаружено. Аналогичный случай произошел на такой же турбине другой ТЭС.

После вскрытия цилиндров турбины ПТ-50-90/10 в капитальный ремонт на восьмой ступени ротора низкого давления обнаружены оборванными две диаметрально расположенных рабочих лопатки. Турбина до останова работала без замечаний, нарушений инструкции по эксплуатации не обнаружено. На диаграмме регистратора вибрации за полгода до останова зафиксировано буквально секундное по времени превышение нормы вибрации, т.е. ротор как бы самоотбалансировался и турбина до останова работала нормально.

Очевидно, что в последних двух случаях налицо заводской дефект.

3.1 Попадание в турбину воды и холодного пара

При попадании воды в турбину происходит водяной удар, что при большом количестве воды приводит к полному разрушению проточной части цилиндра, а при малых количествах - к резкому охлаждению участков ротора и статора, последующей их деформации, задеваниям и резкому усилению вибрации.

Заброс воды в турбину по паропроводам свежего пара возможен при пусковых режимах и при неудовлетворительной работе котла, особенно при резком наборе нагрузки на турбину, когда давление свежего пара перед турбиной быстро снижается, что приводит к увлечению воды из котла.

Также вода и холодный пар могут попасть в турбину из регенеративных подогревателей при неисправности дренажной системы последних или при повреждении трубок подогревателей.

В блочных установках заброс воды в турбину может произойти из трубопроводов промежуточного перегрева

пара при их недостаточном прогреве и дренировании или неисправности клапанов впрыска конденсата при регулировании температуры пара.

Признаками водяного удара являются:

- резкое снижение температуры свежего пара;

- резкое снижение температуры металла цилиндра турбины;

- гидравлические удары в паропроводах свежего пара, промперегрева, отборов и перепускных труб;

- металлический шум и удары внутри цилиндра турбины из-за короблений и задеваний внутри проточной части;

- увеличение осевого сдвига ротора и повышение температуры колодок упорного подшипника;

- появление «белого» пара (из-за большой влажности) из фланцевых соединений стопорного и регулирующих клапанов, цилиндра, концевых уплотнений.

При появлении хотя бы одного из признаков водяного (гидравлического) удара турбину нужно немедленно отключить кнопкой автомата безопасности и сорвать вакуум для уменьшения выбега (вращения) ротора.

3.2 Повреждения рабочих и направляющих лопаток

Самая дорогая и уязвимая часть турбины – рабочие и направляющие (сопловые) лопатки, повреждения которых происходят по причинам:

- гидравлических ударов, попадания посторонних предметов и задеваний о детали статора;

- недостаточной статической прочности, приводящей к отрыву бандажей, проволочных связей и рабочих лопаток;

- усталости материала из-за вибрации рабочих лопа-

- коррозионного, эрозийного и абразивного износа.

3.2.1 При попадании в проточную часть воды напряженность рабочих лопаток увеличивается из-за закупорки части каналов для прохода пара, вследствие чего растет разность давлений на венец, и соответственно напряжение изгиба в лопатках. Кроме того, заполнение нижней части корпуса водой или пароводяной смесью увеличивает сопротивление лопаток вращению, что приводит к излому лопаток.

Попадание в проточную часть посторонних предметов,

в основном, болтов, гаек, мелкого инструмента приводит сначала к сильным ударам, вызывающим выкрашивание лопаток, а затем к заклиниванию в каком-либо зазоре между рабочими и направляющими лопатками, что зачастую приводит к полному разрушению лопаточного аппарата ступени.

Задевание рабочих лопаток о направляющие может произойти из-за осевого сдвига ротора, большого относительного удлинения или укорочения ротора относительно статора при нарушении режима пуска.

Радиальные задевания возможны при изгибе вращающегося ротора или короблении корпуса турбины.

3.2.2 Отрыв рабочих лопаток от диска происходит только из-за грубых нарушений технологии их производства или эксплуатации, а также при значительном превышении частоты вращения ротора турбины при сбросе нагрузки из-за неудовлетворительной работы системы регулирования или неплотности регулирующих и защитных органов.

Особенно опасен отрыв лопаток последних ступеней, приводящий к сильной вибрации и повреждению трубной системы конденсатора.

Как правило, отрыву лопатки предшествует образование трещин, которые возникают из-за недоброкачественного материала, неправильной технологии ремонта, усталости материала, коррозии.

3.2.3 Возникновению вибрации лопаток способствуют возмущающие силы, источником которых являются технологические и конструктивные отклонения в проточной части, т.к. сопловые каналы невозможно выполнить строго одинаковыми (шагом, углами поворотов, проходными сечениями). Поэтому из сопловых каналов вытекают струи пара с несколько различными расходами, скоростями, в результате чего они с разной силой действуют на рабочие лопатки при прохождении последних перед ними.

Особенно сильным источником возмущающих сил является парциальный (частичный) подвод пара.

На рисунке 3.1 показаны три формы тангенциальных колебаний единичной короткой лопатки. С увеличением длины лопатки начинают играть значительную роль аксиальные и крутильные формы колебаний.

Знание собственных частот колебаний лопаток (производится с помощью ЭВМ) необходимо для отстройки их от резонанса, т.е. от совпадения с частотой возмущающих сил. Для отстройки от резонанса в мощных турбинах рабочие лопатки с помощью сварки или двойного бандажа соединяют в пакеты.

Рисунок 3.1 – Первые три главные формы колебаний единичной лопатки.

Вибрация рабочих лопаток приводит к усталости их материала, из-за чего в наиболее напряженных местах появляются трещины усталости, что является основной причиной повреждения рабочих лопаток (рисунок 3.2)

Рисунок 3.2 – Усталостный излом лопатки по отверстию под связывающую проволоку.

3.2.4 Коррозией называется процесс разрушения поверхности деталей под воздействием агрессивной внешней среды. Общая коррозия происходит при наличии в паре кислорода и его соединений – окиси и двуокиси углерода, поэтому основной мерой борьбы с коррозией является хорошая деаэрация питательной воды.

Эрозией называют поверхностное разрушение деталей вследствие механического воздействия капель, пленок и струек, содержащихся в основном паровом потоке. Обычно считают, что эрозия имеет механический и кавитационный

а) - входные кромки рабочих лопаток 20ой ступени турбины К-300 после 14 тыс.часов эксплуатации; б) -выходные кромки рабочих лопаток последних ступеней.

Рисунок 3.3 – Эрозия лопаток.

Для уменьшения эрозионного износа лопаток необходимо уменьшать влажность пара на последних ступенях турбин, дренирование (эвакуацию) образующейся влаги из проточной части и правильное проектирование ЦНД, исключающее образование зон обратных токов пара при малых нагрузках.

Абразивный износ рабочих лопаток первой ступени ЦВД и ЦСД является одним из видов эрозионного разрушения (рисунок 3.4).

а, б – регулирующая ступень; в – первая ступень ЦСД.

Рисунок 3.4 – Абразивный износ рабочих лопаток первых ступеней.

Причем, абразивом служат частицы окалины размером до 300 мкм, образующиеся на внутренних поверхностях нагрева, в основном прямоточных котлов. Интенсивному абразивному износу способствуют частые остановы и пуски котлов, особенно в пусконаладочный период, когда в котле создаются благоприятные условия для коррозии.