Паровые двигатели

Двигатель в традиционном понимании представляет собой некоторое тех­ническое устройство, которое выполняет механическую работу в окружа­ющей среде. При выполнении этой работы он отдает энергию в механи­ческой форме телам окружающей среды, с которыми он взаимодействует. Например, если двигатель поднял груз, то он передал этому грузу часть механической энергии. Следовательно, двигатель при выполнении своих функций расходует механическую энергию. Для непрерывного выполнения своих функций двигатель должен обладать запасом механической энергии.

Создать двигатели с большим запасом механической энергии крайне трудно, при этом они не будут мобильными. Поэтому инженерная прак­тика привела к созданию таких двигателей, запас механической энергии которых непрерывно восполняется путем преобразования иных видов энер­гии. В ходе исторического прогресса человечества сложилась наиболее оптимальная схема преобразования энергии: химическая энергия топлива преобразуется в тепловую энергию, а тепловая энергия преобразуется в механическую энергию.

Первым двигателем, работающим по такой схеме, была поршневая паро­вая машина[68]. В ходе технического прогресса поршневая паровая машина, как малоэффективная, была заменена лопаточной паровой машиной (тур­биной). Так как в качестве рабочего тела в паровой машине используется вода, то этот факт тормозил ее широкое применение в мобильных наземных

Транспортных системах. Требуется постоянное наличие запаса воды. При этом энергетическая установка является громоздкой. В зимних условиях вода замерзает.

Поэтому паровая турбина сохранилась до настоящего времени в стацио­нарных энергетических установках большой мощности (тепловые электро­станции, пароходы).

Неотъемлемой частью паровой энергетической установки на основе турбины является парогенератор (устройство для получения пара). В топке котлоагрегата происходит преобразование химической энергии топлива в тепловую энергию. Эта энергия в котлоагрегате передается рабочему телу (воде), которое преобразуется из жидкого состояния в паровое состояние. Пар из котлоагрегата поступает к паровой турбине, в которой происходит преобразование энергии из тепловой формы в механическую форму.

Пар в котле имеет высокую температуру и давление. Чем больше дав­ление пара, тем больше его потенциальная энергия упругой деформации. Пар может расшириться в поршневой машине, совершив при этом работу по перемещению поршня. В этом случае потенциальная энергия пара будет передана поршню.

Таким образом, в топке происходит преобразование химической энергии топлива в тепловую энергию. В котле в результате нагрева и изменения фазового состояния воды происходит преобразование тепловой энергии в механическую энергию (потенциальную).

Паровая турбина —это тепловой двигатель, в котором потенциальная энергия пара превращается в кинетическую энергию, а кинетическая, в свою очередь, преобразуется в механическую энергию вращения ротора. Ротор турбины непосредственно (с помощью соединительной муфты или через редуктор) соединяется с валом рабочей машины, которой может быть электрический генератор, насос, компрессор, гребной винт и др.

Принцип действия паровой турбины основан на двух последовательно протекающих процессах, первый из которых состоит в преобразовании тепловой энергии пара в кинетическую энергию его потока, а второй — в передаче кинетической энергии потока пара вращающемуся ротору. Превращение тепловой энергии пара в кинетическую осуществляется в соплах, где пар расширяется вследствие снижения давления и приобретает некоторую конечную скорость С\ и кинетическую энергию, равную для единицы массы пара cf/2.

Устройство простейшей паровой турбины показано на рис. 15.10. На валу 1 неподвижно закреплен диск 2 с одним венцом рабочих лопаток 5. Пар из котлоагрегата поступает в турбину через сопла закрепленные в передней части корпуса 5. Через выходной патрубок пар удаляется в окружающую среду.

Преобразование потенциальной энергии пара в турбине происходит в два этапа:

Рис. 15.10. Схема одноступенчатой ак­тивной турбины

Ния в сопле 4 скорость пара увеличивается от с0 до Ci (увеличивается кинетическая энергия). 2. Превращение кинетической энергии пара при прохождении через кана­лы решетки рабочих лопаток 3 в энергию вращения диска 2 и связан­ного с ним вала 1. При этом абсолютная скорость пара уменьшается.

Заметим, что при прохождении паром решетки рабочих лопаток 3 его давление может оставаться прежним, или будет понижаться. В первом случае пар полностью расширяется в сопле 4> а в0 втором случае он продолжает расширяться в каналах между лопатками 5. Следовательно, во втором случае пар в сопле 4 расширяется не полностью (только частично, но в большей степени, чем между лопатками 5). В первом случае турбину называют активной, а во втором —реактивной[69].

1-г0

Вал 1 турбины с закрепленным на нем диском 2 с лопатками 3 называ­ют ротором, а корпус 5 с неподвижно закрепленными соплами называют Статором.

Пар из парогенератора (котлоагрегата) поступает на вход в паровую турбину (рис. 15.11). В сопловом аппарате пар расширяется полностью (если турбина активного типа). Лопатки соплового аппарата по ходу потока сужаются, в результате чего скорость потока увеличивается, а давление — уменьшается. В сопловом аппарате происходит преобразование потенциальной энергии пара в кинетическую энергию в соответствии с

Рис. 15.11. Течение пара в турбинной Рис. 15.12. Диаграмма расширения пат ступени активного типа ра в активной ступени турбины в коор­

Динатах энтропия-энтальпия

Законом сохранения энергии. На выходе из соплового аппарата абсолютная Скорость пара равна сх.

При отсутствии теплообмена с окружающей средой энтальпия пара при движении в соплах уменьшается на величину (рис. 15.12):

Aha = H0-hla, (15.53)

Где HQ и Hia — энтальпия пара перед соплами и за ними. Значение Aha Нетрудно определить с помощью S—H—Диаграммы, если известны давление Ро и температура TQ пара перед соплом и давление пара р\ за соплом. Состояние пара перед соплом определяется на S—HrДиаграмме) точкой А Пересечения изобары р0 и изотермы TQ. При адиабатическом процессе рас­ширения до давления р\ располагаемая разность энтальпий определяется отрезком адиабаты:

АВ = Aha = H0— hla. (15.54)

В соответствии с выражением (7.82) выражение (15.54) можно записать в виде:

= = (15.55)

Где Cia — теоретическая скорость пара на выходе из сопла; с0 — скорость пара на входе в сопло, которая значительно меньше скорости выхода Cia.

Полагая, что с0 « 0, на основании зависимости (15.55) определим скорость пара на выходе из сопла:

Cla = Y/2Aha. (15.56)

При движении происходит трение пара о стенки сопла, вследствие, чего скорость его на выходе несколько меньше:

Сг=<р-с1а. (15.57)

Где ср = 0.95… 0.98 — коэффициент потерь скорости в сопле.

Уменьшение скорости связано с потерей в сопле части кинетической энергии, равной изменению энтальпии:

С2 -С2 с2 — и>2 с2 с2

А К = = Cl° \ С’° = f (1 — V2)- (15.58)

Из выражения (15.55) имеем:

F = + f (15-59)

Подставив выражение (15.59) в выражение (15.58), получим:

Ahc = (Д/1Л +1) (1 — У2). (15.60)

В результате трения пара о поверхности стенок происходит превращение кинетической энергии пара в тепловую энергию. Стенки канала нагрева­ются, а от них нагревается пар, что повышает конечную энтальпию потока пара от h\a до h\. Таким образом, трение не приводит к потере энергии, а лишь к изменению ее формы. Действительная разность энтальпий в этом случае равна Ah = hQ — h\.

Изменение давления р и абсолютной скорости с пара при его прохож­дении через сопла и рабочие лопатки турбины показано на рис. 15.10. Поток пара, выходящий из сопла 4 со скоростью С\ под некоторым углом к плоскости диска 2, протекает в каналах между рабочими лопатками 5, расположенными на ободе диска, закрепленного на валу 1 турбины.

Бели бы лопатки были неподвижны (вал турбины не вращался), то поток пара, обтекая лопатки, при постоянном сечении канала между ними и отсутствии потерь изменял бы только свое направление и оказывал при этом силовое воздействие на рабочую поверхность лопаток, не совершая полезной работы. Однако сила давления потока пара на лопатки застав­ляет ротор вращаться и при движении лопаток со средней окружной скоростью и поток пара совершает работу, равную произведению проекции силы полного давления потока пара на путь, проходимый лопатками по окружности. Под средней окружной скоростью лопаток понимают скорость на диаметре d (рис. 15.10), соответствующем середине высоты лопаток (диаметре ступени). Окружная скорость точек на середине высоты лопаток определяется по формуле:

7г-п d n-n-d /л*

« = о; • г = — = — , (15.61)

Где ш — угловая скорость турбины; г — средний радиус лопаток турбины; п — частота вращения турбины; D — диаметр турбины по середине высоты лопаток.

Поступая в каналы рабочих лопаток (рис. 15.11), пар имеет определен­ную относительную скорость (скорость пара относительно лопаток), которую определяют по треугольнику, построенному по известным вели­чинам Ci, гги c*i (треугольнику скоростей):

Wi = у/с( + и2 — 2исг Cosai (15.62)

И

(15.63)

При адиабатном течении потока пара в каналах между рабочими ло­патками его скорость на выходе w2 равна скорости на входе wi. Однако с учетом имеющихся потерь энергии при движении пара относительная скорость выхода потока из каналов рабочих лопаток W2 = ф • W\ (где ф = 0.96…0.97 — коэффициент потерь скорости в каналах рабочих лопаток). Уменьшение кинетической энергии потока в каналах рабочих лопаток вызывает увеличение конечной энтальпии пара:

= ^ = (15.64)

Для активной ступени угол (32 между направлением W2 и плоскостью диска выбирают несколько большим (на 3… 10°), чем угол ft. По значе­ниям W2J /32 и и строят треугольник выходных скоростей и определяют абсолютную скорость с2 выхода потока и угол ее к плоскости диска.

При движении в каналах рабочих лопаток, имеющих криволинейную форму, пар изменяет свое направление. Для изменения направления дви­жения потока пара лопатка прикладывает к нему некоторое усилие. В соответствии с третьим законом механики Ньютона со стороны пара к лопатке будет также приложена сила, которую называют центробежной. Эта сила создана искусственно путем применения криволинейного профи­ля. Эта сила распределена по поверхности лопатки.

Рассмотрим движение элементарной массы потока пара Dm через ка­налы ступени турбины (рис. 15.13). Поток пара входит в каналы рабочих лопаток под углом ах со скоростью С\ и выходит из них под углом а2 со скоростью с2. Результирующая центробежная сила действия потока на ра­бочие лопатки равна Д, а ее проекции на направление окружной скорости (в направлении оси х) и ось турбины (в направлении оси у) соответственно Ru и Ra. Усилие потока, действующее в направлении окружной скорости Ди, создает полезный крутящий момент на валу турбины, а усилие Яа, действующее в направлении оси турбины, является вредным, так как нагружает опоры (подшипники) в осевом направлении.

Sin ft = —sinai. Wx

Для определения полезного крутящего момента и мощности, разви­ваемой потоком пара при прохождении через каналы рабочих лопаток, воспользуемся уравнением количества движения. Изменение количества

Рис. 15.13. Силовое взаимодействие пара с лопатками турбины

Движения массы потока dm за промежуток времени dt, равное импульсу силы Ru, имеет вид

Rudt = (ciw — C2W)dm, (15.65)

Где С\и — проекция вектора Ci на направление окружной скорости щ c2w — проекция вектора с2 на направление окружной скорости и\

Так как С\и = cicosai, а c2w = c2cosa2, то выражение (15.65) можно представить в виде:

Rudt = (ci cosai — с2 cosa2) • Dm; Ru = (ci cosai — c2cosa2) • ^; Ru = (cicosai — c2cosa2) rh, (15.66)

Где m = dm/dt — секундный расход пара через канал, кг/с.

Учитывая, что а2 = тг — аь a cos(7r — a2) = cos2, то выражение (15.66) можно представить в виде:

R^ = (ci cosai — Сгcosa2) -rh. (15.67)

Если турбина имеет z лопаток, то результирующий момент на валу турбины будет равен:

Ми = Ru • г • z = (ci cosai — с2cosa2) • m • г • z, (15.68)

Где г — расстояние от оси вращения турбины до середины профиля лопат­ки.

Так как турбина имеет z лопаток, то она имеет столько же межлопа­точных каналов. В этом случае произведение

M-z = mc (15.69)

Представляет собой секундный расход пара через турбинную ступень. Тогда выражение (15.69) запишем в виде:

Ми = Ru • г • z = (ci cosai — с2cosa2) •Mc r. (15.70)

Мощность, развиваемая потоком пара на лопатках турбины, равна:

Nu = Mu — О; = mcr(cic0sai — C2COS2) — == mcu(ci cosai — C2COS2).

(15.71)

Таким образом, мощность, развиваемая потоком пара на рабочих ло­патках, пропорциональна проекциям скоростей входа и выхода потока на направление окружной скорости.

В направлении оси турбины действует сила i2a, равная:

Ra = wic(ci sina — C2sina2). (15.72)

Эта сила стремится сдвинуть ротор в горизонтальном направлении, по­этому в турбинах предусматривают специальные устройства для фиксации и защиты.

Наряду с активным принципом работы ступени используется реак­тивный, при котором процесс преобразования потенциальной энергии в кинетическую не заканчивается в соплах, а продолжается в каналах рабочих лопаток. Уменьшение давления пара в этом случае продолжается в процессе движения его как в соплах, так и в каналах рабочих лопаток. Сту­пень турбины, в которой осуществляется реактивный принцип расширения пара, называют реактивной. Доля энергии, преобразуемой в кинетическую энергию в соплах реактивной ступени, равна:

Д = (1-р)Д/1,

Где р—степень реакции (доля тепловой энергии пара, преобразуемой в кинетическую энергию при его движении в каналах рабочих лопаток).

Процесс расширения пара в реактивной ступени показан на рис. 15.14. Точка А характеризует состояние пара с параметрами р0, TQ перед соплами. Из сопл, где происходит расширение до промежуточного давления р\ пар выходит со скоростью,

Ci = Ipy/2(l—P)Ah. (15.73)

Потерю кинетической энергии в соплах определяют так же, как для активной ступени:

Ahc = (l-<P2)cf, (15.74)
С1а = У/2(1 -p)Ah.

Энтальпия пара, входящего в каналы рабочих лопаток с учетом потерь в соплах, характеризуется точкой С\. В каналах рабочих лопаток происходит дальнейшее расширение пара до давления р*, что вызывает увеличение относительной скорости от u>i, определяемой так же, как и для активной ступени, до

(15.75)

В реактивной турбине межлопаточные каналы по ходу потока сужают­ся, образуя как бы подвижные сопла. Пар в таких межлопаточных каналах также ускоряется, как в сопловом аппарате. Это приводит к тому, что относительная скорость W2 пара на выходе из рабочего колеса больше относительной скорости Wi пара на входе в рабочее колесо. Это означа­ет, что в межлопаточных каналах пар ускоряется (движется ускоренно). В результате ускорения газового потока возникает реактивная сила R (рис. 7.47), которая создает дополнительный момент, вращающий рабочее колесо[70].

(15.76)

Как в активной, так и в реактивной турбине пар выходит из ступени с некоторой абсолютной скоростью С2, называемой выходной скоростью. Следовательно, выходящий из турбины пар имеет кинетическую энергию, равную

Д/W = J •

Эта кинетическая энергия потока не реализуется в турбинной ступени и называется потерей энергии с выходной скоростью.

Как уже отмечалось, рабочие лопатки располагаются на круглом диске, образуя между собой каналы для прохода пара. Сопла закрепляются в статоре турбины и могут быть расположены напротив всех рабочих лопаток (по всей длине окружности) так, что пар, выходя из них, поступает сразу во все каналы, образуемые рабочими лопатками. Такой подвод пара называется полным. Если сопла располагаются напротив части каналов рабочих лопаток, т. е. так, что пар, выходя из них, поступает только в те каналы, которые в данный момент находятся перед соплами, такой подвод пара называют парциальным.

Для характеристики подвода пара вводят понятие степени парциаль — ности:

Где т — длина дуги, занятой соплами; D — средний диаметр окружности, по которой располагаются сопла.

Где

Степень парциальности е существующих паровых турбин находится в пределах 0.1…0.15.

Учитывая, что мощность представляет собой работу, выполненную в единицу времени, на основании выражения (15.71) определим работу, совершаемую паром в турбине в течение некоторого промежутка времени At:

L = Nu At = mcu(ci cos ax + c2 cos a2) At. (15.78)

Величина m = mc-At представляет собой расход пара через турбинную ступень в течение промежутка времени At. Определим работу, совершае­мую единицей массы пара в турбинной ступени:

I = — = = =u(ci cosai + с2 cosa2). (15.79)

То тсЫ тос

Совершенство ступени турбины характеризуется внутренним относи­тельным КПД на лопатках:

Г/ол = 7^, (15.80)

По

Где hQ — располагаемый теплоперепад.

Анализируя выражение (15.71), можно заключить, что для достижения высокого значения г/ол необходимо обеспечить определенное соотношение между окружной скоростью движения лопаток и и абсолютной скоростью истечения пара из сопла С\. В активных ступенях максимум г)ОЛ достигается при и « (0.4… 0.5) • В реактивных ступенях максимум r/ол достигается при и « Ci, если отношение теплоперепада, срабатываемого на лопатках, к располагаемому теплоперепаду, равно 0.5.

Одноступенчатые турбины имеют ограниченную мощность. По усло­виям прочности материала лопаток окружная скорость по центру лопа­ток не должна превышать 300…400 м/с, так как при большей скорости возникают слишком большие напряжения от центробежной силы. Это приводит к ограничению скорости пара на выходе из сопел, поскольку из-за необходимости обеспечения максимума r/ол необходимо соблюдать условие Ci « 2и. Это условие ограничивает допустимый теплоперепад hQ На турбине. Поэтому часто для увеличения мощности одноступенчатой турбины отступают от оптимального соотношения С\ « 2и, заведомо зани­жая КПД. Одноступенчатые активные турбины вследствие их простоты, надежности в эксплуатации и малых размеров широко применяют для привода вспомогательных агрегатов, экономичность работы которых не имеет большого значения.

Для повышения экономичности цикла паротурбинной установки в энер­гетике применяют многоступенчатые паровые турбины, в которых пар расширяется в последовательно расположенных ступенях. Число ступеней колеблется от 3-5 до 30 и более. При этом в каждой ступени распо­лагаемая разность энтальпий равна 40-50 кДж/кг. В этом случае число ступеней равно отношению располагаемой разности энтальпий всей тур­бины к выбранной на ступень. При расширении пара в ступенях часть тепловых потерь предыдущей ступени возвращается в тепловой процесс последующих и температура пара возрастает. При расчете турбин обычно принимают долю возвращаемых потерь а, равной 0.02-0.06. С учетом a

КПД проточной части многоступенчатой турбины оказывается в целом выше среднего значения КПД составляющих ее ступеней:

Ito = (l + a)ijЈ. (15.81)

Мощность, вырабатываемую турбиной при заданных начальных и ко­нечных параметрах пара, с учетом уравнения (15.81) можно определить по формуле:

N9 = Тс • H0 • Rjoi • r/M • 77г., (15.82)

Где rjM — механический КПД привода; г)г. — КПД генератора.

Основное преимущество многоступенчатых паровых турбин состоит в том, что выбранное число ступеней может обеспечить в каждой из них такие скорости входа Ci, которые позволяют получать максимальный КПД. Кроме того, достоинством многоступенчатых паровых турбин является то, что из них может производиться отбор пара для регенеративного подогрева питательной воды, а также для теплофикации, что способствует повышению тепловой экономичности паротурбинной установки в целом.

Для оценки эффективности работы многоступенчатых паровых турбин кроме КПД применяют такие удельные показатели, как расход пара и теп­лоты в единицу времени на единицу получаемой мощности. Так, удельный расход пара для получения 1 кВт-ч энергии:

4 = 2?, (15.83)

А удельный расход тепловой энергии

Ь = (15.84)

Где Q — расход тепловой энергии на турбоустановку.

В зависимости от характера теплового процесса многоступенчатые па­ровые турбины могут работать по конденсационному или теплофикацион­ному принципу. В конденсационных турбинах, предназначенных в основ­ном для выработки электрической энергии, пар покидает проточную часть при давлении значительно ниже атмосферного, а в теплофикационных часть пара из проточной части отводится для производственных целей или отопления.

В зависимости от мощности турбины могут быть одно-, двух-, трехци­линдровыми или более. Наличие нескольких цилиндров позволяет умень­шить длину вала турбины (что способствует повышению надежности его работы), уменьшить вредное воздействие осевых усилий потока пара из-за изменения направления его движения в отдельных цилиндрах, а также увеличить единичную мощность турбины.

По мере расширения пара в проточной части турбины его давление снижается, а удельный объем возрастает. При постоянном массовом рас­ходе объемный расход пара возрастает, что вызывает необходимость уве­личивать высоту лопаток. По условиям прочности высота лопаток должна быть не более 1.5 м, следовательно, это ограничивает мощность турбины. Мощность, которая может быть получена при соблюдении условий надеж­ной работы проточной части турбины, называют предельной. Раздваивая

Рис. 15.15. Схемы движения потока пара в многоступенчатых турбинах

Поток пара в последних ступенях, единичную мощность можно повысить при прочих равных условиях в два раза, а пар на три потока и более, можно увеличить мощность в три и более раз. Схемы движения потока пара в многоцилиндровых одновальных турбинах и способы его отвода из последних ступеней показаны на рис. 15.15.

При использовании турбины для привода электрического генератора нагрузка на нее может изменяться. Это вызвано изменением потребления электрической энергии. Поэтому с увеличением нагрузки на генератор увеличивается нагрузка и на турбину. В этом случае может уменьшиться частота вращения турбины, а вместе с ней и якоря генератора. Частота переменного тока также изменится. Чтобы исключить это, турбины снаб­жают специальными автоматическими регуляторами, поддерживающими ее частоту вращения неизменной.

В современных паровых турбинах вместо ранее применявшихся центро­бежных регуляторов используются гидродинамические регуляторы, прин­цип действия которых основан на зависимости давления масла, создавае­мого центробежным насосом, установленным на валу турбины, от частоты вращения ее вала.