ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ

В настоящее время в химической технологии применяются только активные турбины низкого (0,12…0,25 МПа), среднего (4 МПа) и вы­сокого (6… 13 МПа) давления с температурой свежего пара до 530 °С, конденсационные, с противодавлением и конденсационные с проме­жуточным отбором пара.

Турбины характеризуются номинальными параметрами, к которым относятся номинальные давление и температура свежего пара, номи­нальное давление регулируемых отборов пара и противодавление.

На рис. 6.2, а изображена схема одноступенчатой активной тур­бины Лаваля и показано изменение давления и скорости пара в ее проточной части. Пар начального давления р0 адиабатно расширяется в сопловом аппарате 2 до рь при этом скорость возрастает от с0 до с^ На рабочих лопатках 3 происходит преобразование кинетической энер­гии пара в механическую работу на валу турбины 5, вследствие чего скорость пара падает от с і до cz, а давление остается постоянным. Далее отработанный пар поступает в конденсатор. В этих турбинах применялись расширяющиеся сопла, в которых достигалась сверхзву­ковая скорость истечения, что было связано с большими конструк­тивными и эксплуатационными трудностями, в частности с большой частотой вращения вала турбины (30000 об/мин). Чтобы снизить частоту

ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ

Рис. 6.2. Принципиальные схемы паровых активных турбин: одноступенчатой (а); двухступенчатой (б); трехступенчатой (в)

Вращения вала, оставляя при этом оптимальное отношение и/с — = 0,4…0,5, необходимо пропорционально уменьшить сь а следова­тельно, и рх. Невозможность использования в одной ступени больших значений теплоперепада H01 привела к тому, что турбина Лаваля нашла весьма ограниченное применение — для небольших значений теплопе­репада (т. е. давления в ней пара).

В турбине Лаваля при снижении частоты вращения вала при с І = const растет абсолютная скорость выхода пара с рабочих лопаток С2 и, как следствие этого, к. п. д. турбины быстро падает. Для уменьшения выходных потерь со скоростью с2 и понижения частоты вращения вала Кертис предложил турбину с двумя ступенями скорости. На рис. 6.2,6 представлены схема этой турбины и графики изменения абсолютной скорости и давления пара в проточной части турбины. Пар с начальными параметрами р0 и Т0 расширяется до конечного давления рх в соплах 2, а на рабочих лопатках 3 и 3′ происходит преобразование кинетической энергии движущегося потока в механи­ческую работу на валу 5 турбины. Закрепленные на диске 4 турбины два ряда рабочих лопаток 3 и 3′ разделены неподвижными направ­ляющими лопатками 2′, которые крепятся к корпусу 1 турбины. В первом ряду рабочих лопаток 3 скорость потока падает от сх до с2, После чего пар поступает на неподвижные лопатки 2′, где происходит лишь изменение направления его движения, однако вследствие трения пара о стенки канала скорость парового потока падает от с2 до с. Со скоростью с пар поступает на второй ряд рабочих лопаток 3′ и снова повторяется идентичный процесс. Поскольку преобразование кинетической энергии в механическую работу на валу турбины Кертиса происходит в двух рядах рабочих лопаток, максимальное значение т]ол получается при меньших отношениях и/сх, чем у одноступенчатой турбины. А это значит, что частота вращения вала турбины (колеса) Кертиса может быть снижена по сравнению с одноступенчатой тур­биной. Анализ треугольников скоростей показывает, что оптимальный к. п. д. турбины Кертиса достигается при входной скорости пара с І Вдвое большей, чем у одноступенчатой турбины. Это означает, что в турбине с двумя ступенями скорости может быть использовано большее теплопадение h0l, чем в одноступенчатой.

Относительный к. п. д. на лопатках активной одноступенчатой тур­бины находится в пределах 0,70… 0,78; двухступенчатой — 0,50… 0,60, трехступенчатой — 0,40…0,50; понижение т|ол обусловлено в основном потерями в направляющих лопатках.

В активной турбине со ступенями давления пар расширяется от начального давления до конечного в нескольких последовательно рас­положенных ступенях. Входная скорость после каждой ступени давления используется в последующей, вследствие чего к. п. д. турбины повы­шается. На рис. 6.2, в представлена схема этой турбины с тремя ступенями давления. Входящий в сопловый аппарат пар давлением р0 Расширяется в нем до некоторого давления рь вследствие чего на­чальная скорость пара возрастает от с0 до Далее пар поступает на рабочие лопатки 3 первой ступени, где происходит преобразование кинетической энергии потока пара в механическую работу на валу тур­
бины 5 при постоянном давлении рь причем скорость потока пара резко уменьшается. Затем пар поступает в сопловой аппарат 2′ второй ступени. На второй и третьей ступенях происходят процессы, идентич­ные процессам на первой ступени. Сопла второй 2′ и третьей 2" Ступеней установлены в диафрагмах б, которые неподвижно вставлены в корпус турбины 1, отделяя одну ступень давления от другой. Для уменьшения перетекания части пара без совершения работы по зазору между диафрагмой и валом турбины 5 в местах возможного прохода пара предусмотрены лабиринтные уплотнения.

Общий перепад давления в турбине равномерно распределен между ступенями, и чем больше ступеней в турбине, тем меньше тепло падение в ступени и, следовательно, при меньшей частоте вращения ротора турбины достигается наибольший относительный к. п. д. на рабочих лопатках. Хотя увеличение числа ступеней усложняет и удорожает турбину, однако благодаря высокому к. п. д. они получили широкое развитие.

В активных многоступенчатых турбинах обычно первую ступень выполняют так, чтобы она была регулирующей, т. е. способной обеспе­чить сравнительно большое снижение давления пара и, следовательно, большее теплопадение. В зависимости от величины теплоперепада эту ступень выполняют с одной либо с двумя ступенями скорости. Так как в процессе расширения пара на каждой последующей ступени увеличивается удельный объем пара, то должна увеличиваться и высота лопаток.

На ТЭЦ, обеспечивающих химическое производство электроэнер­гией и теплотой, применяются турбины с одним (тип П) либо с двумя (тип ПТ) регулируемыми промежуточными отводами пара потре­бителю.

(6.5)

Эффективная мощность паровой конденсационной турбины, т. е. мощность (кВт) на валу ее, вычисляется по формуле

Nc = mh0vu

Где /і о — теплопадение в турбине, к Дж/кг; т — массовый расход пара при нормальной мощности, кг/с; т|ое = Tj0,-T)m — относительный эффек­тивный к. п. д. турбины, где л о/ = Who — относительный внутренний к. п. д. турбины, /і0 и /іо — теоретическое и действительное теплопадение в турбине соответственно; т]м = 0,99…0,995 — механический к. п. д. тур­бины (потери на трение в подшипниках и др.).

(6.6)

(6.7)

Относительный внутренний к. п. д. турбины находят из ее теплового баланса, составленного на 1 кг пара:

К = МОі + Z hi

Отсюда

І = її

Iloi = {Ho ~ Z

У большинства современных турбин Tjoi = 0,7…0,88.

Суммарные потери на трение потока пара о стенки сопл, вихревое движение частиц пара и трение их между собой:

= 0,5cf (1 — ср2).

Коэффициент ф в основном зависит от геометрических размеров соплового аппарата, состояния поверхности стенок, скорости пара, формы канала и т. д. При тщательно обработанной поверхности сопл Ф = 0,96… 0,97.

Суммарные потери на трение потока пара о стенки канала между рабочими лопатками турбины, вихревое движение частиц пара и трение их между собой:

H20,5Wj (1 — |/2).

Коэффициент зависит от тех же причин, что и коэффициент ф.

Потери с выходной скоростью пара и в выпускном патрубке тур­бины

/із = 0,5с|.

Потери на проталкивание и на трение пара о диски и вентиля­ционный эффект

H = Njp/m,

Где Njр — мощность, теряемая на эти потери, определяемая по соответ­ствующим эмпирическим формулам.

Прочие потери H5 — это потери, обусловленные перетеканием не совершающего работу пара по внутренним зазорам турбины и пр.

Следует помнить, что относительные к. п. д. характеризуют совер­шенство турбин, а абсолютные — их экономичность.

Для оценки эффективности работы многоступенчатых паровых тур­бин кроме к. п. д. используются еще две характеристики, а именно: удельный расход пара на выработку 1 кВт D3 = M/N3 (кг/кВт) и удельный расход теплоты g3 = Q/N.3 (кДж/кВт), где N3 = NJrV и RS к. п. д. элект­рогенератора.

У конденсационных турбин давление отработанного пара составляет 0,003 … 0,05 МПа, что достигается соединением выходного патрубка тур­бины с конденсатором. Последний представляет собой горизонтальный кожухотрубный теплообменник, на трубках которого конденсируется пар, а внутри их движется охлаждающая вода. Необходимое разреже­ние в конденсаторе создается с помощью парового эжектора.

Ваш отзыв

Рубрика: ТЕПЛОТЕХНИКА

Добавить комментарий

Ваш e-mail не будет опубликован. Обязательные поля помечены *