Парові турбіни як основний двигун на теплових електростанціях

Умови капіталістичного господарства перешкоджають, однак, використання всіх переваг комбінованого вироблення тепла і електричної енергії. У самому справі, ємність теплового споживання за кордоном у більшості випадків обмежується споживанням підприємства, на якому встановлюється турбіна. Тому турбіни, що допускають використання тепла відпрацьованої пари, за кордоном частіше за все будуються на невеликі потужності (до 10 - 12 МВт) і розраховуються на забезпечення теплом та електричною енергією лише індивідуального промислового підприємства. Характерно, що найбільш великі (25 МВт, а потім 50 і 100 МВт) турбіни з відбором пари були побудовані в Радянському Союзі, так як плановий розвиток народного господарства створює сприятливі умови для комбінованого вироблення тепла і електричної енергії.

У післявоєнний період у всіх технічно розвинених європейських країнах, а також у США спостерігається все прискорюється розвиток енергетики, яке призводить до все більшого зростання потужності енергетичних агрегатів. Водночас зберігається тенденція застосування все більш високих початкових параметрів пари.

Конденсаційні одновальні турбіни досягають потужності 500 - 800 МВт, а при двохвальною виконанні  вже побудовано установки потужністю 1000 МВт.

У міру збільшення потужностей доцільним було і підвищення початкових параметрів пари, які послідовно вибиралися на рівні 90, 130, 170, 250 і, нарешті, 350 бар, при цьому підвищувалися також і початкові температури, які склали 500, 535, 565, 590, а в окремих випадках до 650 ° С. Слід мати на увазі, що при температурах, що перевищують 565 ° С, доводиться застосовувати дуже дорогі і менш вивчені сталі аустенітного класу. Це призвело до того, що останнім часом спостерігається тенденція до деякого відступу в область температур, що виключають необхідність використання аустенітних сталей, тобто температур на рівні 540 ° С.

Велике значення для розвитку турбін малої потужності і, особливо для розвитку суднових парових  турбін мали успіхи, досягнуті в 1915-1920 рр.. в області побудови редукторів. До цього часу суднові турбіни виконувалися на число оборотів, дорівнює кількості обертів гребних гвинтів, тобто 300 - 500 об / хв, що знижувало економічність установки і призводило до великих габаритах та ваг турбін.

З того часу, коли в роботі зубчастих редукторів були досягнуті повна надійність і висока економічність, суднові турбіни забезпечуються редукторним приводами і виконуються на підвищене число оборотів, яке відповідає найвигіднішим умов роботи турбіни.

Для стаціонарних турбін малої потужності також виявилося  доцільним застосування редукторною передачі між турбіною і генератором. Найбільше число оборотів, можливе при безпосередньому з'єднанні валів турбіни та генератора 50-периодной змінного струму, становить 3000 об / хв. При потужностях нижче 2,5 МВт це число оборотів невигідно для конденсаційної турбіни. З розвитком редукторостроенія виявилося можливим виконувати турбіни на більш високі числа оборотів (5000-10000 про I хв), що дозволило підвищити економічність турбін невеликої потужності, а головне зменшити їх розміри і спростити конструкцію.

Типова  конструкція сучасної парової турбіни

При проектуванні парової турбіни враховують ряд  висунутих до неї вимог:

- Надійність і безаварійність роботи;

- Висока теплова економічність;

- Висока рівномірність обертання і швидкохідність, що допускає використання швидкохідних електрогенераторів з можливістю їх безпосереднього з'єднання з валом двигуна;

- Можливість отримання у двигуні будь-якої необхідної одиничної потужності;

- Можливість автоматизації роботи всієї установки;

- Простота обслуговування установки;

- Компактність двигуна і його відносна дешевизна;

- Можливість роботи по замкнутому циклу.

Розглянемо  конструкцію типовою сучасної активної турбіни на прикладі турбіни високого тиску Ленінградського металевого заводу. Потужність цієї турбіни 50 тис. кВт при 3000 об / хв. Турбіна працює пором з початковим тиском 88 бар при температурі 535 ° С.

Перші 19 дисків помірного діаметра виконані за одне ціле з валом турбіни. Наступні три диски посаджені з натягом на вал. На ободах кожного диска укріплені робочі лопатки. Диски розділені нерухомими проміжними діафрагмами. У кожній діафрагмі розміщена нерухома соплова решітка, в якій потік пари прискорюється і набуває необхідний напрям для входу в канали робочої грати, утвореної робочими лопатками. Поступове збільшення від щабля до щабля висоти соплових решіток і робочих лопаток пояснюється тим, що в міру розширення пара обсяг його зростає. Це вимагає поступового збільшення прохідних перерізів проточної частини. Соплові решітки перший регулюючої ступені зміцнені в пароподводящіх патрубках, які уварені в корпус турбіни. Пар до сопел першого регулюючої ступені підводиться через чотири регулюючих клапана, два з яких розташовані на верхній половині корпусу, а два - з боків нижньої частини корпусу. Частина корпусу, що охоплює ступені високого тиску, виконана у вигляді сталевої виливки. Сходи низького тиску розташовуються в зварний частини корпусу. Вихідний патрубок турбіни також зварений з листям стали, і за допомогою зварювання з'єднується з конденсатором. За рахунок охолодження відпрацьованої в турбіні пара в конденсаторі підтримується тиск нижче атмосферного. Зазвичай це тиск становить 0,03 - 0,06 бар. У корпусі турбіни передбачено кілька патрубків для відбору пари з проміжних ступенів турбіни. Ці відбори використовуються для підігріву живильної води, що подається в паровий котел.

При зміні навантаження виявляється необхідним змінювати витрата протікає через турбіну пари. Це досягається відповідним відкриттям регулюючих клапанів. Завдяки тому, що клапани закриваються і відкриваються послідовно, частина пари, що проходить через повністю відкриті клапани, не піддається мятію і надходить до сопел першого ступеня з повним початковим тиском. Лише та частка пара, яка проходить через частково відкритий клапан, дросселируется в клапані і підходить до своєї сопловой групі зі зниженим тиском. Спосіб управління впуском пари в турбіну, при якому доступ пари до сопловим групам відкривається послідовно, називається сопловим паророзподілом. Перший ступінь, отримує в залежності від навантаження турбіни пар з різного числа соплових груп, називається регулюючої ступенем. Поряд з таким способом паророзподілу існує також дросельний спосіб підведення пари, яка відрізняється тим, що всю кількість підводиться до турбіни пара проходить через загальний регулюючий клапан. При часткових навантаженнях турбіни пар піддається мятію внаслідок часткового закриття дросельного регулюючого клапана.

Вал турбіни  лежить на двох підшипниках, які сприймають вага ротора. Передній підшипник в турбіні, одночасно фіксує осьове положення ротора по відношенню до статора і сприймає осьові зусилля, діючі на ротор. Таким чином, передній підшипник є комбінованим опорно-наполегливим підшипником. Запекла його частина побудована за принципом сегментного підшипника Мітчел.

У місцях, де вал проходить через корпус турбіни, розташовані ущільнення, які називаються кінцевими ущільненнями валу. Переднє ущільнення валу служить для зменшення витоку пари з корпусу турбіни в машинне приміщення. Заднє ущільнення попереджає можливість засмоктування атмосферного повітря у вихлопній патрубок і конденсатор турбіни. Засмоктування повітря в конденсатор призвело б до підвищення тиску в ньому та зменшення економічності роботи турбіни. Для того щоб попередити просочування повітря в конденсатор, до заднього ущільненню підводиться пар низького тиску. У місцях, де вал проходить через центральні отвори проміжних діафрагм, встановлені проміжні ущільнення, що перешкоджають витік пари з одного ступеня до іншої, минаючи соплові решітки щаблі.

Правий кінець валу турбіни за допомогою муфти  з'єднаний з ротором генератора, один з підшипників якого розташований на корпусі вихлопного патрубка турбіни.

Передній  кінець валу турбіни гнучкою муфтою з'єднаний з валом двостороннього відцентрового масляного насоса, який усмоктувальним патрубком спирається на приплив в картері переднього підшипника. У порожнину всмоктування насоса масло подається під невеликим надлишковим тиском за допомогою інжектора.

Масляний  насос забезпечує підведення масла до органів управління системи регулювання (з тиском 20 бар), а також за допомогою інжектора подає масло до підшипників генератора і турбіни (при тиску 0,5 бар). На кінці валу насоса розташовується швидкохідний пружний регулятор швидкості, який управляє золотниками системи регулювання.

У поперечних розточеннях переднього кінця валу турбіни розміщені два бойка  запобіжного вимикача, який викликає повне припинення подачі пари до турбіни  у разі підвищення швидкості її обертання на 10 - 12%.

У сучасних турбінах великої потужності передбачається спеціальне валоповоротное пристрій, за допомогою якого можна повільно обертати вал непрацюючої турбіни. Валоповоротное пристрій складається з електродвигуна, пов'язаного з черв'ячною передачею.

Черв'як за допомогою черв'ячного колеса обертає проміжний валик, на якому, на гвинтовій шпонці, розташовується ведуча шестерня. Остання може зміщуватися в осьовому напрямку і входити в зачеплення з великою шестернею, укріпленої на напівмуфті, що з'єднує вал турбіни і вал генератора. При пуску турбіни, коли її вал прискорюється пором, ведуча шестерня провертається по гвинтових шпонці і автоматично виходить із зачеплення з шестернею, що сидить на напівмуфті турбіни.

Корпус турбіни, а також корпуси підшипників мають горизонтальний роз'єм на рівні осі валу турбіни. Для того щоб розібрати турбіну, необхідно розбовтати з'єднання фланців горизонтального роз'єму корпусу турбіни і корпусів підшипників. Після цього можуть бути підняті кришки корпусів.

Сучасні турбіни  для приводу генераторів електричного струму розраховуються на роботу з постійним числом оборотів. Збереження постійності числа оборотів забезпечується автоматичним регулюванням.

Управління  органами регулювання здійснюється маслом. Тому система регулювання зазвичай поєднується з системою змащення.

У підшипниках турбіни виділяється значна кількість тепла, яке необхідно відводити для того, щоб температура підшипника не перевищувала допустимої (приблизно 60 ° С). Відведення тепла від підшипника забезпечується циркуляційної системою змащення, при якій масло не тільки зменшує тертя, створюючи плівку між валом і вкладками підшипника, але і служить для охолодження підшипника. Нагріту олію, яка покидає підшипник, після охолодження знов використовується для мастила.

Деталі ротора парової турбіни (лопатки, диски), навіть при нормальному числі обертів  турбіни, піддаються високих напруг, які викликаються відцентровими силами. Підвищення числа обертів турбіни понад робочий призводить до такого збільшення відцентрових сил, яке може викликати аварію турбіни. Для того щоб оберегти турбіну від недопустимого підвищення числа оборотів у разі несправної роботи основної системи регулювання, сучасні турбіни забезпечуються запобіжними вимикачами. Запобіжний вимикач розташовується, як правило, на валу турбіни. У випадку якщо число оборотів турбіни перевищить нормальне число оборотів на 10-12%, запобіжний вимикач викликає швидке закриття пускового клапана турбіни та її зупинку.

Особливості великих парових турбін

Підвищення  параметрів пари і одиничної потужності агрегатів, а також введення проміжних  перегрівів пара зумовили застосування турбін з великим числом циліндрів. Збільшення витрати пари, з одного боку, підвищує економічність перших ступенів турбіни внаслідок збільшення висот лопаток в циліндрі високого тиску (ЦВТ), а з іншого боку, ускладнює проектування останніх ступенів. Прагнення підвищити термічний ККД циклу приводить до зменшення абсолютного тиску в конденсаторі до 0,03 - 0,035 бар, що значною мірою збільшує об'ємну витрату пари останнім ступенем. Для отримання мінімальних втрат з вихідною кінетичної енергією необхідна, можливо, велика ометаєму лопатками площу. Необхідна її величина досягається, по-перше, збільшенням довжини лопатки і діаметра останнього ступеня, по-друге, збільшенням кількості паралельних потоків пари в частині низького тиску (ЧНД). З цією метою можливо також застосування двоярусних лопаток.

Максимальна довжина лопатки багато в чому визначається второпаю еніямі міцності. Разом з тим проблема створення довгих ло Паток не тільки характеристика міцності, але і аеродинамічна. Зі збільшенням відносної довжини лопаток зростає небезпека відриву потоку в кореневій області. Це серйозна перешкода на шляху подальшого збільшення відносної довжини лопаток. Сучасні методи проектування дозволяють уникнути відривів потоку на розрахункових режимах. При часткових же навантаженнях в таких щаблях мають місце відриви потоку, що охоплюють широку область у кореневої частини колеса. Ці явища знижують економічність останніх ступенів, а також надають несприятливий вплив на в ібраціонную міцність колеса.

Число виходів  пари для дуже потужних агрегатів  вже зараз досягає восьми. З отриманням максимальної площі виходу пов'язаний в опитування про вибір числа валів агрегата. Одновальний агрегат простіше і зазвичай дешевше вального. У той же час двухвальний агрегат дозволяє застосувати різну швидкість обертання обох валів. Зменшення швидкості обертання ЧНД дозволяє збільшити вхідну площу останнього ступеня при тому ж рівні допускаються н апряженій і зменшити втрати з вихідною швидкістю.

Д вухвальние агрегати отримали широке поширення  за кордоном. Це відноситься не тільки до дуже потужним установкам звичайного типу, але також до атомних агрегатів, що працюють при порівняно низьких параметрах пари і мають величезні об'ємні витрати в останніх щаблях турбін. Крім того, в ряді країн (США, країни Латинської Америки та ін) застосовується частота до рітіческого струму 60 Гц, що значно ускладнює завдання створення довгих лопаток при високій швидкості обертання (3600 об / хв).

У питанні  про те, якому з варіантів (одновального або двухваль ному) віддати перевагу, немає єдиної думки. В кінці 50-х років провідні фахівці зарубіжних фірм «Броун-Бовері», «Дж енерал Електрик» і «Сіменс» вважали максимальної економічно вигідною потужністю одновального агрегату квітня 2000 - 500 МВт. ​​Останнє десятиліття помітно змінило тенденцію більшості заводів і фірм у цьому питанні . Вітчизняні та закордонні заводи і фірми проектують і виготовляють одновальні турбіни, потужності яких значно перевищують величини, ще кілька років тому вважалися «граничними». (В даний час виготовляються і проектуються турбіни потужністю 800 і 1200 МВт - ЛМЗ, 765 МВт - «Дженерал Електрик», 800 - 1000 МВт - «Сіменс», 600 МВт - фірми Англії, Франції, Італії та ін.) Західнонімецька фірма «Сіменс» на підставі техніко-економічних розрахунків в даний час вважає безперспективним випуск двохвальним агрегатів до 1000 МВт. У той же час американськими та західноєвропейськими фірмами випускається велика кількість двохвальним агрегатів. Найбільш потужні агрегати (800 - 1300 МВт) за кордоном в даний час виготовляються двохвальним. У СРСР випускалися одновальні турбіни потужністю до 800 МВт. ​​В даний час ЛМЗ і ХТГЗ виготовляють більш потужні одновальні машини.