Проточная часть многоступенчатой паровой турбины с сопловым регулированием содержит первую регулирующую и последующие нерегулируемые ступени. При других способах регулирования турбины применяются только нерегулируемые ступени.

Регулирующая ступень характеризуется тем, что при изменении нагрузки подвод пара к ней осуществляется через несколько открытых регулирующих клапанов, каждый из которых открывает доступ пара к самостоятельной (изолированной) группе сопел, а степень парциальности подвода пара 0,8...0,96 и изменяется в процессе эксплуатации. Вследствие этого проходная площадь сопел (направляющего аппарата) регулирующей ступени при работе турбины может изменяться, регулироваться. В нерегулируемых ступенях площадь проходных сечений диафрагм остается постоянной, не регулируется при изменении нагрузки турбины.

В качестве регулирующей ступени паровых турбин в зависимости от ряда факторов может применяться одновенечная ступень давления (ступень Рато) или двухвенечная ступень скорости (ступень Кертиса). Из теории турбомашин известно, что зависимости относительного внутреннего КПД - от характеристического отношения скоростей

х = u/c 0 этих ступеней имеют одинаковый характер (здесь u - окружная скорость на среднем диаметре ступени; c 0 - условная изоэнтропийная скорость). Однако они значительно различаются максимальными КПД и оптимальных отношений скоростей.

Вследствие дополнительных потерь во второй паре лопаточных решеток двухвенечной ступени . Тем не менее, на режимах работы с малыми отношениями х в диапазоне от х=0 до х=х в КПД двухвенечной ступени выше, чем одновенечной (рис.1, при . КПД ступеней скорости и давления равны).

Оптимальное отношение скоростей ступени определяется выражением

, (13)

где - коэффициент скорости соплового аппарата, - угол выхода потока из соплового аппарата, п - число венцов рабочих лопаток, - степень реактивности ступени.

Для двухвенечной ступени меньше, чем для одновенечной . Это означает, что при максимальных КПД и одинаковой окружной скорости на среднем диаметре и в ступени Кертиса сработается больше перепад энтальпий, чем в ступени Рато. Кроме того, КПД ступени скорости при переменных режимах работы изменяется меньше, чем КПД ступени давления, если .

При заданных начальных давлении и температуре Т о и конеч качестве регулирующей ступени в турбинах малой и средней мощности ступень Кертиса, в турбинах большой мощности- ступень Рато. В основе этой рекомендации лежат следующие соображения. Так как в ступени скорости срабатывается больше перепад энтальпий, чем в ступени давления, то в камере регулирующей ступени скорости (в камере, в которой вращается рабочее колесо регулирующей ступени) установятся ниже давление, плотность и температура пара. В связи с этим:

1. На нерегулируемые ступени останется меньше перепад энтальпий, для срабатывания которого потребуется меньшее число нерегулируемых ступеней.

2. Пониженное давление пара в камере регулирующей ступени способствует уменьшению утечки пара через переднее концевое уплотнение турбины и повышает КПД турбины.

3. Пониженная плотность пара в камере регулирующей ступени, перед первой нерегулируемой ступенью, позволяет выполнить даже первые нерегулируемые ступени с направляющими и рабочими лопатками приемлемой длины при полном впуске пара и тем самым уменьшить потери от конечной длины лопаток, а при парциальном подводе обеспечить повышенный КПД путем выбора варианта ступени с минимальными суммарными потерями от конечной длины лопаток и от парциальности.

4. Пониженные давление и температура пара в камере регулирующей ступени снижают рабочие напряжения и, следовательно, допускают применение более дешевых материалов для деталей, расположенных в окрестности камеры регулирующей ступени (так, для корпуса турбины- чугун вместо стали или нелегированные стали вместо легированных).

Таким образом, применение двухвенечной ступени скорости в качестве регу­лирующей в проточной части турбин малой и средней мощности позволяет создать турбину более простой конструкции, достаточно надежную, сравнительно дешевую, с малыми габаритами и вполне экономичную в широком диапазоне режимов работы. Отметим, что указанные преимущества использования ступени скорости при сопловом регулировании проявляются тем больше, чем выше начальные параметры пара.

В турбинах большой мощности эти достоинства регулирующей двухвенечной ступени становятся менее значительными, в них оказываются более рациональными регулирующие одновенечные ступени давления.

Конструкция регулирующей ступени должна быть тем проще, чем меньше мощность турбины.

Расчётный режим работы турбины – один из основных факторов, определяющих размеры проточной части турбины и характеризующийся максимальным к.п.д. преобразования энергии. В качестве расчётного принимается наиболее вероятный режим эксплуатации турбины в составе ПТУ, то есть такой режим, при котором турбина должна работать наибольшее число часов в году.

На практике паровые турбины малой и средней мощности значительную часть времени работают с нагрузкой меньше номинальной. Исходя из этого мощность турбины на расчетном режиме, которая называется расчетной или экономической, принимается равной:

N э = (0,8…0,9) N ном;

N э =0,86*30000=25800 кВт.

2.2 Частота вращения ротора турбины

Частота вращения ротора паровой турбины, предназначенной для привода генератора электрического тока, в большинстве случаев рассматривается как заданная величина. Для получения переменного электрического тока с частотой 50 Гц ротор двухполюсного генератора должен вращаться с частотой n=3000 об/мин; (n c =50 с-1).

Роторы турбины и генератора мощностью Nном>4 МВт целесообразно непосредственно соединять между собой, так как это упрощает конструкцию, снижает стоимость изготовления, повышает экономичность и долговечность, облегчает эксплуатацию турбогенератора. В таком случае ротор турбины должен иметь такую частоту вращения, что и ротор генератора.

2.3 Способ регулирования

В процессе эксплуатации паровой турбины вырабатываемая ею мощность в каждый момент времени должна равняться потребляемой. Это равенство мощностей достигается регулированием расхода пара через турбину при неизменных начальных и конечных параметрах пара или при изменяющемся начальном давлении пара. В соответствии с графиком нагрузки расход пара должен изменяться таким образом, чтобы турбина развивала требуемую мощность в пределах от нуля до номинальной.

Выбираем сопловое регулирование, так как весь поток пара отдельными частями протекает через последовательно включаемые регулирующие клапаны, каждый из которых осуществляет подвод пара только к своей группе сопел; применяется в турбинах, проектируемых для работы с большими колебаниями нагрузки: при малых расходах пара потери энергии меньше, чем при дроссельном регулировании.

2.4 Регулирующая ступень

Проточная часть многоступенчатой паровой турбины с сопловым регулированием содержит первую, регулирующую и последующие нерегулируемые ступени. При других способах регулирования применяются только нерегулируемые ступени

Регулирующая ступень характеризуется тем, что при изменении нагрузки подвод пара к ней осуществляется через несколько открытых регулирующих клапанов, каждый из которых открывает доступ пара к самостоятельной (изолированной) группе сопел, а степень парциальности подвода пара   0,8…0,96 и изменяются в процессе эксплуатации. В силу этого проходная площадь сопел (направляющего аппарата) регулирующей ступени турбины может изменяться, то есть регулироваться. В нерегулируемых ступенях площадь проходных сечений диафрагм остается постоянной, то есть не регулируется при изменении нагрузки турбины.

2.5 Проточная часть исходной двухвенечной ступени скорости

Применяем для нашей турбины КС-Б(№113),которая имеет проточную часть более сложной конструкции, чем группа КС-А: периферийные и корневые обводы проточной части выполняются коническими, осевые и радиальные зазоры между ротором и статором снабжены развитой системой осевых и радиальных уплотнений. В силу этого двухвенечные ступени КС-Б обладают более высокой экономичностью, при том незначительно изменяющуюся при переменных режимах работы, но они менее технологичные и более дорогие. Поэтому применение их предпочтительно для турбин мощностью свыше 12000 кВт. Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной ступени скорости типа КС – Б представлены в табл. 1.

Таблица 1

Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной ступени скорости типа КС – Б.

Параметр	Тип ступени
Угол выхода сопловых лопаток α 11 , град.
Угол входа рабочих лопаток I венца β 11 , град.
Угол выхода рабочих лопаток I венца β 21 , град.
Угол входа направляющих лопаток α 21 , град.
Угол выхода направляющих лопаток α 12 , град.
Угол входа рабочих лопаток II венца β 12 , град.
Угол выхода рабочих лопаток II венца β 22 , град.
Отношение площадей проходных сечений: а) I рабочего венца и сопел f 21 /f 11 б) направляющего аппарата и сопел f 12 /f 11 в) II рабочего венца и сопел f 22 /f 11
Отношение высот (длин) лопаток: а) I рабочего венца и сопел а=l 21 /l 11 б) направляющего аппарата и I рабочего венца в) II рабочего венца и направляющего аппарата
Осевая ширина профиля лопаток: а) сопел В 11 , мм б) I рабочего венца В 21 ,мм в) направляющего аппарата В 12 ,мм г) II рабочего венца В 22 ,мм
Шаг лопаточной решетки: а) сопел t 11 , мм б) I рабочего венца t 21 ,мм в) направляющего аппарата t 12 ,мм г) II рабочего венца t 22 ,мм

В турбинах с сопловым парораспределением первая ступень, работающая с изменяющейся степенью парциальности при изменении расхода пара, называется регулирующей. Сопла регулирующей ступени объединены в группы, расположенные в сопловых коробках. Каждая сопловая коробка сообщается со своим регулирующим клапаном. Обычно турбина имеет четыре регулирующих клапана, следовательно, четыре сопловых коробки, четыре группы сопел. При сопловом парораспреде-лении регулирующие клапаны работают последовательно, поэтому по мере открытия или прикрытия клапанов изменяется число активных сопел, следовательно, изменяется степень парциальности ступени. И даже при всех полностью открытых клапанах степень парциальности регулирующей ступени меньше единицы за счет промежутков между сопловыми коробками. Регулирующая ступень конструктивно отделена от последующих ступеней. Это обеспечивает интенсивное перемешивание пара и относительно равномерное распределение его по окружности последующих ступеней, что способствует их нормальной работе. На регулирующую ступень назначается повышенный теплоперепад. Регулирующие ступени могут иметь один или два ряда рабочих лопаток. Отсюда их название: одно- или двухвенечные. Каждый тип имеет свои достоинства и недостатки. Одновенечная ступень при расчетном режиме имеет более высокий КПД (η oi = 0,78–0,82), чем двухвенечная, но при частичных нагрузках её КПД падает более интенсивно. КПД двухвенечной ступени ниже (η oi = 0,75–0,78), но устойчивее при частичных нагрузках. Двухвенечная ступень способна переработать значительно более высокий теплоперепад, чем одновенечная, что позволяет снизить число нерегули-руемых ступеней турбины, упростить её конструкцию, а также снизить утечку пара через переднее концевое уплотнение. Высокий теплоперепад двухвенечной ступени способствует увеличению удельного объема пара в первых нерегулируемых ступенях, что обеспечивает увеличение высоты лопаток и степени парциальности. А это, в свою очередь, повышает КПД этих ступеней. Кроме того, высокий теплоперепад двухвенечной ступени обеспечивает снижение температуры пара, что позволяет применять более дешевые стали для головной части турбины. С другой стороны, высокий теплоперепад, назначаемый на двухвенечную ступень с пониженным КПД, приводит к некоторому снижению КПД всей турбины. Для одновенечных ступеней со средним диаметром 1,0–1,1 м оптимальное значение тепло-перепада составляет 80–120 кДж/кг, а для двухвенечных – 150–250 кДж/кг.

Тип регулирующей ступени, а, следовательно, и теплоперепад, выби-раются в зависимости от типа и назначения проектируемой турбины. Турбина большой мощности, которую целесообразно использовать как базовую, должна иметь максимальный КПД на расчетном режиме. Для неё следует выбирать одновенечную регулирующую ступень, хотя это приве-дет к некоторому усложнению и удорожанию конструкции. Турбина малой мощности может проектироваться как полупиковая, или пиковая. Здесь большое значение имеет устойчивость её КПД при нерасчетных режимах и более низкая стоимость. Поэтому для такой турбины следует выбирать двухвенечную ступень . На практике двухвенечные ступени приме-няются в турбинах малой мощности, в турбинах с противодавлением и с регулируемыми отборами пара.

Для выбранного типа регулирующей ступени задаются характерис-тическим отношением скоростей U /C a (отношением окружной скорости к фиктивной), которое определяет уровень КПД проектируемой ступени. Для одновенечных ступеней его оптимальное значение обычно составляет (U /C a ) opt = 0,4–0,43, а для двухвенечных – (U /C a ) opt = 0,26–0,33 (бóльшие значения – для мéньших теплоперепадов ). Парциальный подвод, а также малая высота лопаток несколько снижают (U /C a ) opt .

Выбранный теплоперепад регулирующей ступени откладывается на диаграмме H –S от точки (рис. 2, 3), после чего оцениваются размеры ступени в следующем порядке:

фиктивная скорость, м/с:

;

окружная скорость, м/с:

;

средний диаметр ступени, м:

где n = 3000 об/мин.

Минимальное значение d рс = 0,8 м, максимальное – 1,1 м; если диаметр выходит из этого интервала, следует перезадаться теплоперепадом или значением (U /C a ) opt ;

теплоперепад сопловой решетки, кДж/кг:

где ρ Т – суммарная степень реактивности; для одновенечных ступеней ρ Т = 0,03–0,07, для двухвенечных – ρ Т = 0,06–0,12;

абсолютная теоретическая скорость истечения из сопел, м/с:

проходная площадь сопловой решетки, м 2:

где – удельный объем за сопловой решеткой регулирующей ступени, м 3 /кг, рис. 3; μ 1 – коэффициент расхода сопловой решетки, первоначально принимается μ 1 = 0,97;

В качестве регулирующей степени в современных паровых турбинах с сопловым (количественным) парораспределением применяют двух или трехвенечные ступени скорости или одновенечную степень давления.

Двухвенечная ступень представляет собой 2 ряда рабочих лопаток, которые размещены на одном рабочем колесе. Сопла же размещены только перед первым рядом рабочих лопаток, а между первым и вторым рядом рабочих лопаток размещаются направляющие лопатки, служащие только для изменения направления движения потока.

Применение одновенечной или двухвенечной регулирующей ступени обуславливаются экономическими и конструктивными соображениями.

Одновенечная ступень при расчетном режиме имеет более высокий КПД чем двухвенечная, однако при переменных нагрузках КПД ее изменяет более резко. Двухвенечная регулирующая ступень скорости на расчетном режиме имеет более низкий КПД, чем одновенечная, однако при переменных нагрузках КПД ее более устойчив. Двухвенечная ступень перерабатывает значительно большие теплоперепады, чем одновенечная, что приводит к сокращению числа нерегулируемых ступеней, уменьшение длины и упрощение конструкции турбины в целом, позволяет уменьшить утечки пара через переднее концевое уплотнение.

С другой стороны, большой тепловой перепад, приходящийся на 2 - венечную ступень, приводит к снижению КПД всей турбины, так КПД регулирующей ступени ниже, чем регулируемых ступеней давления. Выбор типа регулирующей ступени во многом зависит от объемного расхода пара на турбину.

Применение турбин только с многовенечными ступенями скорости оправданно при необходимости использования больших перепадов тепла при минимальном числе ступеней (это приводы вспомогательных механизмов, резервных, когда вопросы минимальной стоимости, компактности и простоты конструкции являются более важными, чем повышение КПД - это, например, механизмы периодического действия).

Регулирующая ступень, как правило, выполняется по активному принципу, позволяет осуществлять в них парциальный подвод пара, что позволяет, в свою очередь осуществлять сопловое парораспределение, дающее во всех условиях лучшие эксплуатационные показатели, чем другие типы парораспределения.

Определение среднего диаметра регулирующей ступени

Диаметр регулирующей ступени определяется величиной теплового перепада и отношением. Отношение окружной скорости U к фиктивной (установленной) изоэнтропной скорости, вычисляемой по располагаемому теплоперепаду на всю ступень, можно определить по графику .

Фиктивная изоэнтропная скорость пара подсчитывается по располагаемому теплоперепаду ступени:

Окружная скорость вращения диска по среднему диаметру ступени:

Средний диаметр ступени:

где n - число оборотов ротора турбины, n=3000 об/мин;

Расчет сопловой решетки

Определение типа сопловой решетки

1. Располагаемый тепловой перепад сопловой решетки:

где - располагаемый тепловой перепад регулирующей ступени, кДж/кг;

степень реакции ступени, для одновенечной ступени: % = 0,1

2. Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки при изоэнтропном расширении:

3. Число Маха для теоретического процесса в соплах:

где а 1t - скорость звука на выходе из сопловой решетки при изоэнтропном истечении

где К - показатель изоэнтропы, К=1,3 для перегретого пара;

давление пара за соплами (рис 1), Па;

теоретический удельный объём пара за соплами (рис 1), м 3 /кг.

Число Маха, подсчитанное по формуле, может быть проверено по графику рис. 2.4 , где оно дано в функции относительного конечного давления за соплами:

4. Форма профиля канала в первую очередь определяется безразмерной скоростью потока М1t (число Маха). По величине М1t выбирается тип решетки. М1tприменяются профили решеток с суживающимися каналами.

Расчет суживающихся сопл

1. Определяем выходное сечение суживающихся сопл:

G ут - количество пара, утекающее через переднее концевое уплотнение турбины, кг/с;

теоретический удельный объём пара за соплами, м 3 /кг;

Коэффициент расхода сопловой решетки, принимается равным 0,97 (для пара практически с любым перегревом);

Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки при изоэнтропном расширении, м/с.

2. Произведение степени парциальности ступени на высоту сопловой решетки:

где - степень парциальности ступени, представляет собой долю рабочих лопаток от общего числа, которые в данный момент времени находятся против сопл подачи пара на рабочее колесо;

l 1 - высота сопловой решетки, мм;

d pc - средний диаметр регулирующей ступени, м;

Выходной угол сопл выбирается из таблицы 2.1 .

3. Оптимальная степень парциальности для одновенечной ступени:

Значение должно подставляться в сантиметрах.

4. Высота сопловой решетки:

5. Потери тепла в соплах:

где - располагаемый тепловой перепад сопловой решетки, кДж/кг;

Скоростной коэффициент сопловой решетки, принимается в зависимости от l 1 (рис 2.5) , =0,962.

6. Тип профиля сопловой решетки выбирается по известным М1t=0,647 и =14о из приложения 2 .

Тип профиля сопловой решетки: С-90-15А

7. По характеристике выбранной решетки принимается относительный шаг tопт:

Шаг решетки:

где t опт - оптимальный относительный шаг (приложение 2 ), t опт =0,80;

b - хорда профиля (приложение 2 ), b=5,15 см = 51,5 мм;

8. Выходная ширина канала сопловой решетки:

9. Число сопел:

Расчет одновенечной регулирующей ступени

1. Степень реакции, принятую ранее (2.2), следует распределить по венцам:

где степень реакции первого венца рабочих лопаток;

2. Тепловой перепад, используемый в соплах (), откладывается от точки.

Тепловой перепад, используемый на лопатках:

откладывается согласно распределению степени реакции по лопаточному аппарату ступени, для построения процесса расширения пара в диаграмме через концы отрезков проводятся изобары.

Построение треугольников скоростей и определение всех их элементов дает возможность выбрать типы профилей лопаточных решеток, определить потери в лопаточном аппарате, относительный лопаточный КПД, шаг и количество лопаток.

3. Выходной треугольник скоростей первого венца строится по углу, скоростям С1 и U в масштабе 1 мм. - 5 м/с.

где - берем из таблицы 2;

U - окружная скорость вращения диска;

С 1 - абсолютная скорость пара на выходе из сопловой решетки:

Коэффициент скорости сопловой решетки, =, принимаем равным 0,95;

Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки при изоэнтропном расширении, м/с;

4. Графически из входного треугольника скоростей определяем величину относительной скорости на входе в рабочую решетку первого венца и угол (рис 3) и проверяем по формулам:

5. Для выходного треугольника скоростей определяем угол на выходе из рабочей решетки первого венца:

6. Выходная высота рабочей решетки равна входной высоте:

Выходная площадь рабочей решетки:

где G - расход пара на турбину, кг/с;

V 2t - удельный объём пара за рабочей решеткой первого венца, определяется в результате построение процесса расширения пара в is-диаграмме, которое производится следующим образом. От конца теплового перепада в соплах вверх откладывается величина потерь в соплах (отрезок ав), через точку «в» проводится линия энтальпии - константа до пересечения с изобарой (точка с). Располагаемый перепад на рабочей решетке первого венца будет равен отрезку сd. Значение V 2t берется по изохоре в точке d.

V 2t =0,052 м 3 /кг;

Коэффициент направляющей решетки, определяется по (рис 2.6) в зависимости от степени реакции и состояния пара, =0,942;

Теоретическая относительная скорость пара на выходе из рабочей решетки первого венца:

Действительная относительная скорость на выходе из рабочей решетки первого венца:

где - скоростной коэффициент, определяется в зависимости от l 2 величины углов и по графику (рис 2.9) , =0,873.

По определенным и строится входной треугольник скоростей.

Из выходного треугольника скорости определяется абсолютная скорость выхода пара С 2 и угол выхода потока в абсолютном движении графически проверяются по формулам:

7. Определяем потери тепла в рабочей решетке первого венца:

8. Определяем потери тепла с выходной скоростью:

9. Выбор профилей лопаточных решеток производится по известным углам и, и числом Маха. Типовые ступени скорости приведены в приложении.

где - скорость звука в изоэнтропном процессе на выходе из решеток первого венца:

где К =1,3 (для перегретого пара);

Па, (рис 2);

м 3 /кг, (рис 2).

10. По относительным шагам решеток определяются шаги t:

• а) сопловой решетки: мм, профиль С-90-15А
• б) рабочей решетки первого венца: мм, профиль Р-26-17А

b c , - хорды выбранного профиля соответствующей решетки.

11. Количество лопаток для любой решетки:

Полученные значения округляем до ближайшего целого числа.

• 12. Относительный лопаточный КПД ступени:
  • а) по потерям энергии в проточной части:

б) по проекциям скоростей:

Тепловой расчет ступени выполнен правильно, т.к. величины КПД, вычисленные по данным формулам, должны иметь расхождения не более 1 - 2 % (0,01-0,02).

13. Определяем потери тепла на трение и вентиляцию:

где N ТВ - мощность, затраченная на трение и вентиляцию, кВт.

Коэффициент, зависящий от состояния пара для насыщенного и влажного пара; для перегретого пара;

V cp = V 2t =0,052 м 3 /кг - удельный объём пара на выходе из сопла;

Опт - степень парциальности при впуске пара;

G - расход пара на турбину.

В is-диаграмме, откладывая потери тепла на трение и вентиляцию, и потери с выходной скоростью находим использованный теплоперепад на регулирующую ступень. На рис. 2 равны отрезку zк, - отрезку уz. Точка «О» - точка конца процесса в ступени.

Расчет одновенечной ступени сводится в таблицу 2.

Таблица 2. Сводная таблица расчета одновенечной ступени скорости

	Наименование			Примечание
Сопловые	1го венца
	Расход пара
	Средний диаметр
	Окружная скорость
	Начальное давление
	Начальная температура
	Располагаемый теплоперепад ступени
	Степень реакции			Принимается
	Располагаемый теплоперепад решетки
	Давление пара за решеткой				По диаграмме рис. 2.7
	Удельный объем пара за решеткой
	Коэффициент расхода			По рис. 2.6
	Выходная площадь
	Угол входа
	Угол выхода
	Профиль решетки
	Степень парциальности		Определяется как
	Хорда профиля
	Относительный шаг
	Число лопаток
	Коэффициент скорости
	Действительная скорость выхода
	Потеря энергии в решетке
	Потеря с выходной скоростью
	Относительный лопаточный КПД		Величина?о двум способам подсчета
	Потери на трение диска
	Использованный теплоперепад

РАСЧЕТ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ МНОГОСТУПЕНЧАТЫХ ТУРБИН

Главные конструктивные особенности тур­бины, ее проточной части определяются сле­дующими факторами;

1) параметрами пара перед турбиной и давлением за турбиной;

2) мощностью турбины;

3) частотой вращения ротора;

4) наличием или отсутствием промежуточ­ного перегрева пара;

5) наличием или отсутствием регулируе­мых отборов пара;

6) опытом и традициями турбинных заво­дов, имеющимся в их распоряжении парком станков по изготовлению деталей и узлов турбины;

7) требованиями эксплуатации: скоростью пуска и нагружения турбины, диапазоном из­менения нагрузки турбины и т. п.;

8) унификацией узлов и деталей турбины;

9) технологичностью конструктивных ре­шений и связанными с ней трудозатратами на изготовление турбины;

10) ремонтопригодностью конструкции турбины, ее узлов и деталей.

При конструировании турбины обычно являются затраты на выработку едини­цы электроэнергии.

При конструировании и расчете проточной части турбины обычно бывают заданы следу­ющие величины:

1) номинальная электрическая мощность турбогенератора N э ;

2) начальные параметры пара р о и t о ;

3) параметры пара после промежуточного пароперегревателя р пп и t пп (если имеется промежуточный перегрев пара);

4) давление отработавшего пара р 2 (р к ),

5) температура питательной воды на вы­ходе из системы регенерации t п.в ;

6) частота вращения ротора турбины п .

Номинальной мощностью турбины называ­ют ту наибольшую мощность, которая может развиваться на зажимах электрического гене­ратора в течение практически любого отрез­ка времени не только при номинальных пара­метрах пара, но и при их отклонениях от номинальных пара­метров, оговоренных в технических усло­виях на поставку турбины (при снижении начального давления, ухудшении вакуума и т. д.). Наряду с номинальной мощностью для паровых турбин используют также понятие максимальной мощности , которая превышает номинальную мощность при отклонениях па­раметров пара от номинальных значений (уг­лубление вакуума, повышение давления пе­ред турбиной в допустимых пределах и т. д.) и при отключении регенеративных подо­гревателей.

В качестве начальных параметров пара р о и t о понимают давление и температуру па­ра перед стопорным клапаном турбины. Дав­ление пара непосредственно за котлом выше давления перед стопорным клапаном за счет гидравлических потерь в паропроводе от кот­ла до турбины; температура пара за котлом также выше температуры перед стопорным клапаном из-за потерь теплоты паропрово­дом.

Параметры пара после промежуточного перегревателя р пп и t пп указывают обычно по состоянию перед отсечными клапанами ЧСД. Давление промежуточного перегрева р пп вы­бирают на основе экономических расчетов по минимуму затрат на выработку электрической энергии.

Давлением отработавшего пара р 2 (р к ) на­зывают давление в выходном сечении вы­хлопного патрубка турбины. Для конденсаци­онных турбин расчетное давление за турби­ной р к зависит от среднегодовой температуры охлаждающей воды, определяется оно также на основе технико-экономических расчетов по минимуму затрат на выработку электриче­ской энергии.

Расчетную температуру питательной воды t пп в выбирают по предварительной оценке экономичности всей станции. Если рассмат­ривать экономичность только паротурбинной установки, то целесообразной температурой питательной воды является температура на­сыщения при давлении на входе в котел. Од­нако в этом случае КПД котла снижается за счет повышения температуры уходящих га­зов. Температура t п.в в в зависимости от на­чального давления находится обычно в сле­дующих пределах: при р о =24,0 МПа t п.в =260-270 °С; при р о =13,0 МПа t п.в =230- 235°С; при р о =10,0 МПа t п.в =215-220°С.

Частота вращения ротора турбины опре­деляется чаще всего частотой вращения при­водимой машины. Для электрического гене­ратора с двухполюсным ротором и при ча­стоте переменного тока 50 Гц частота враще­ния роторов турбины и генератора равна 50 с- 1 . Если мощность турбины мала (N э ≤4000 кВт), частоту вращения ротора тур­бины целесообразно выполнять повышенной, а между турбиной и генератором устанавли­вать понижающий частоту вращения редук­тор.

Для турбиночень большой мощности(N э >>500-1000 МВт) для сокращения числа цилиндров низкого давления целесообразно использовать частоту вращения п =25 с- 1 при четырехполюсном роторе электрического генератора.

Приступая к расчету турбины, выбирают расчетную мощность, т. е. мощность, соот­ветствующую наибольшей экономичности тур­бины N э эк . Для турбин, работающих в доста­точно широком диапазоне изменения нагруз­ки, в качестве расчетной принимают мощ­ность, равную 0,8-0,9 номинальной. Круп­ные турбины, которые предполагается экс­плуатировать при полной их загрузке в тече­ние продолжительного времени, обычно име­ют расчетную мощность, близкую к номи­нальной, N э эк = (0,9-1,0) N э н . Турбины для АЭС проектируются, как правило, при усло­вии N э эк =N э н .

Далее выбирают тепловую схему паротур­бинной установки - число регенеративных по­догревателей, давление в деаэраторе, темпе­ратуру питательной воды на выходе из подо­гревателей, параметры пара приводной тур­бины питательного насоса, давление проме­жуточного перегрева, для турбин АЭС - дав­ление в промежуточном сепараторе и т. д. Для расчета тепловой схемы на основе ста­тистических данных по экономичности турбин предварительно оценивают протекание про­цесса в h,S -диаграмме.

В результате расчета тепловой схемы оп­ределяют расходы пара во всех ступенях, а также расходы пара в регенеративные подо­греватели. Кроме того, вычисляют другие тепловые характеристики паротурбинной установки - удельный расход пара, удель­ный расход теплоты, η э.

Конструкция ступеней турбины, размеры элементов проточной части в большой степе­ни зависят от объемного пропуска пара - произведения массового расхода пара на его удельный объем Gυ . От первых ступеней тур­бины к последним удельный объем пара значительно возрастает. Так, при параметрах пара р о =23,5 МПа и t о =540°С удельный объем υ в 2500 раз меньше удельного объема пара за последней ступенью турбины при р к =3,4 кПа. Поэтому объемный расход пара в первых ступенях существенно меньше, чем в последних ступенях турбины.

В связи с особенностями проектирования проточной части все ступени конденсационной турбины разделяют на четыре группы:

1) регулирующие ступени;

2) ступени малых объемных пропусков па­ра (первые нерегулируемые ступени турбин небольшой мощности);

3) промежуточные ступени с относитель­но большим объемным пропуском пара;

4) последние ступени, работающие в части низкого давления турбины при очень боль­шом объемном пропуске пара.

Регулирующая ступень - это первая сту­пень турбины при сопловом парораспределе­нии. При дроссельном парораспределении ре­гулирующая ступень в турбине отсутствует. Основной конструктивной особенностью регу­лирующей ступени является изменяющаяся степень парциальности при изменении расхо­да пара на турбину. В связи с этим сопла регулирующей ступени объеди­нены в группы. К каждой группе сопл пар подводится через самостоятельный регулиру­ющий клапан. При одном открытом клапане работает одна группа сопл и поэтому ступень работает при малой степени парциальности. По мере открытия следующих регулирующих клапанов степень парциальности растет. При всех открытых регулирующих клапанах сте­пень парциальности регулирующей ступени всегда меньше единицы. Регулирующая сту­пень конструктивно отделена емкой камерой от последующих нерегулируемых ступеней. Эта камера необходима для растекания пара в окружном направлении, чтобы обеспечить подвод пара к первой нерегулируемой ступе­ни по всей окружности без существенных аэ­родинамических потерь энергии.

По условиям экономичной работы турбины с сопловым парораспределением при перемен­ном расходе пара в регулирующей ступени необходимо срабатывать повышенный тепло­вой перепад H 0 рс .

Регулирующие ступени выполняют как од­новенечными, так и двухвенечными. Одновенечные активные регулирующие ступени обычно применяют для срабатывания сравни­тельно малых тепловых перепадов - до 80- 120 кДж/кг. Двухвенечные ступени применя­ют для перерабатывания сравнительно высо­ких тепловых перепадов-100-250 кДж/кг.

Теплоперепад и соответственно тип регу­лирующей ступени выбирают с учетом следу­ющих особенностей влияния регулирующей ступени на конструкцию и экономичность турбины.

1. Применение двухвенечной регулирую­щей ступени и, следовательно, большого теп-лоперепада H 0 рс приводит к сокращению числа нерегулируемых ступеней и снижению стоимости изготовления турбины. Однако в этом случае снижается КПД турбины при мощности, близкой к номинальной, так как экономичность двухвенечной регулирующей ступени существенно ниже, чем экономич­ность заменяемых нерегулируемых ступеней. Следует, однако, заметить, что потери энер­гии регулирующей ступени за счет явления возврата теплоты частично используются в последующих нерегулируемых ступенях. Поэтому при оценке снижения экономичности за счет регулирующей ступени необходимо учи­тывать явление возврата теплоты.

2. При большом тепловом перепаде регу­лирующей ступени снижаются утечки пара через переднее концевое уплотнение, так как уменьшается давление в камере регулирую­щей ступени и, следовательно, перед перед­ним концевым уплотнением. Этот эффект осо­бенно заметен для турбин малой мощности, где относительная величина утечки велика.

3. Повышенный тепловой перепад регули­рующей ступени обеспечивает снижение тем­пературы пара в камере регулирующей сту­пени и, следовательно, применение относи­тельно дешевых низколегированных сталей для ротора и корпуса турбины.

В современных мощных турбинах в каче­стве регулирующей ступени применяют одновенечную ступень, так как преимущества по­вышенного теплоперепада по технико-эконо­мическим расчетам не оправдываются.

В турбинах АЭС, работающих на насы­щенном паре, лопатки регулирующей ступени часто аварийно разрушаются в связи с боль­шими возмущающими усилиями при вибраци­ях лопаток. Эти усилия обусловлены специ­фикой течения влажного пара в клапанах и соплах регулирующей ступени. Поэтому сов­ременные мощные турбины АЭС, работаю­щие, как правило, при постоянной нагрузке, проектируют с дроссельным парораспределе­нием.

Двухвенечные ступени находят примене­ние в качестве регулирующих ступеней в тур­бинах малой мощности, а также в турбинах с противодавлением и в турбинах с регули­руемыми отборами пара.

Первые нерегулируемые ступени турбин небольшой мощности (ступени с малым объ­емным пропуском пара) отличаются неболь­шими высотами сопловых и рабочих лопаток. Для повышения КПД этих ступеней необхо­димо всеми возможными путями увеличивать высоту этих лопаток.