Беляев Л.А. Турбины тепловых и атомных электрических станций

Подождите немного. Документ загружается.

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«ТОМСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Л.А. Беляев

ТУРБИНЫ ТЕПЛОВЫХ И АТОМНЫХ

ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ СТАНЦИЙ

(Конспект лекций)

Томск 2009

ВВЕДЕНИЕ

Первый прототип аксиальной одноступенчатой активной турбины с расширяю-

щимися соплами (рис. 0.1) был предложен в 1883 г. шведским инженером Густавом

Лавалем. В этой турбине расширение пара происходило только в сопловой решетке

одной ступени от начального до конечного давления, что обусловливало очень высо-

кие скорости истечения пара из сопловых каналов. Поскольку для наивыгоднейшего

использования кинетической энергии струи пара окружная скорость рабочих лопаток

(как будет показано в гл. 2) должна быть примерно в 2 раза меньше абсолютной скоро-

сти истечения пара из сопла, турбины Лаваля должны были иметь чрезмерно большую

окружную скорость, а следовательно, и большую частоту вращения. Так, самые малые

из турбин Лаваля (диаметр диска 100 мм, мощность около 2,5 кВт) имели частоту

вращения 500 с

-1

. Мощность наибольшей из построенных Лавалем турбин не превы-

шала 500 кВт. К тому же эти турбины имели очень низкий КПД.

Абсолютная

скорость пара

Давление пара

А-А

Разрез и

развертка

Рис.0.1. Схематический разрез одноступенчатой активной турбины:

1 - вал; 2 - диск; 3 - рабочие лопатки; 4 - сопловая решетка; 5 - корпус; 6 - выпускной патрубок

В 1884г. английский инженер Чарльз Парсонс предложил многоступенчатую ре-

активную турбину, расширение пара в которой происходило не в одной, а в ряде сле-

дующих друг за другом ступеней, причем не только в сопловых (неподвижных), но и в

рабочих (вращающихся) решетках (рис. 0.2), благодаря чему стала возможна работа

машины со значительно меньшими, чем в турбине Лаваля, скоростями пара на выходе

из сопловых решеток и соответственно с меньшими окружными скоростями рабочих

лопаток.

Рис. 0.2. Многоступенчатая реактивная турбина:

1 -корпус; 2 - барабан; 3 - подшипник; 4 - сопловые лопатки одной из ступеней; 5 - рабочие лопатки

одной из ступеней

В конце XIX в. в связи с развитием электрических машин и широким внедрени-

ем электроэнергии развитие паротурбостроения пошло быстрыми темпами. Первые

паровые турбины в России начали выпускать в 1907 г. на Металлическом заводе в Пе-

тербурге.

На протяжении всей истории развития турбостроения прослеживается линия на

повышение экономичности паротурбинных установок и паровых турбин, а также уве-

личения единичной мощности энергетических турбин. В настоящее время как для

станций на органическом топливе, так и для атомных электростанций, максимальная

единичная мощность паровых турбин находится на уровне 1000-1200 МВт.

На рис. 0.3 показана современная паротурбинная установка, которая включает

все элементы и особенности данного этапа развития паротурбостроения.

1. ПАРОТУРБИННАЯ УСТАНОВКА И ПАРОВАЯ ТУРБИНА

1.1. Тепловой цикл паротурбинной установки и его КПД

1.1.1. Схема и цикл ПТУ.

Паровая турбина является одним из элементов теплоэнергетической установки.

На рис. 1.1. представлена принципиальная схема простейшей такой установки. Изме-

нение состояния пара в цикле Ренкина при прохождении паром отдельных звеньев ус-

тановки иллюстрируется в ,Ts-диаграмме.

Питательный насос 1 повышает давление воды до давления

и подает ее в па-

рогенератор 2, затрачивая при этом на 1 кг питательной воды работу

. Процесс изо-

энтропийного сжатия воды насосом в утрированном масштабе изображен в ,Ts-

диаграмме линией aa

′

(рис. 1.2).

В парогенераторе происходят нагрев воды при постоянном давлении до темпе-

ратуры кипения (линия ab в ,Ts-диаграмме) и испарение ее (изображено линией bc )

;

Далее пар поступает в перегреватель 3, где температура его повышается до

T. Про-

цесс подведения тепла в перегревателе представлен линией cd .

,,th

,h’

пв

2в

1в

Рис. 1.1. Принципиальная схема простейшей паротурбинной установки

Подвод тепла в парогенераторе, в том числе в пароперегревателе, происходит

при постоянном давлении

, так что количество тепла

ТУ

перешедшего к воде и па-

ру, целиком расходуется на повышение энтальпии пара и может быть представлено

для 1 кг участвующего в процессе пара разностью

0ТУ пв

qhh

− ,

где

h - энтальпия пара, вышедшего из перегревателя;

пв

h - энтальпия питательной

воды при входе в парогенератор.

Тепло, сообщенное пару в парогенераторе и пароперегревателе, изображается в

,Ts-диаграмме площадью 12abcd .

Вышедший из пароперегревателя с энтальпией

h пар направляется к турбине 4

и, расширяясь в ней, совершает работу

. Для турбины, работающей без потерь и те-

плообмена с внешней средой, процесс расширения протекает по изоэнтропе, которая

изображена линией de в ,Ts-диаграмме. Отработавший в турбине пар поступает в

конденсатор 5. Здесь при неизменном давлении

производится отвод тепла от пара к

охлаждающей воде, пар конденсируется, и конденсат с энтальпией

′

откачивается на-

сосом 1 и снова подается в парогенератор. Отводу тепла в конденсаторе отвечает про-

цесс ea

′

,Ts

-диаграмме.

Т'

Рис. 1.2. Идеальный цикл паротурбинной установки (цикл Ренкина) в ,Ts- диаграмме

Таким образом, замыкается цикл водяного пара в теплоэнергетической установ-

ке. Тепло

q , отнятое от 1 кг пара при постоянном давлении в конденсаторе, при изо-

энтропийном расширении пара в турбине определяется разностью энтальпий

кt к

qhh

′

− ,

где

кt

- энтальпия отработавшего в турбине пара при изоэнтропийном процессе рас-

ширения;

′

- энтальпия конденсата.

В рассмотренном замкнутом цикле работа, которую можно получить от 1 кг па-

ра, по закону сохранения энергии выразится в тепловых единицах разностью

(

)

(

)

0ТУ К пв кt к

qq hh hh

′

=−=−−−.

Перепишем это уравнение таким образом:

(

)

(

)

0 кt пв к Тt Н

hh h h L L

′

=− − −=−, (1.1)

где

(

)

0Тt кt

hh=− - работа, которую может совершить 1 кг пара в идеальной турбине,

называемая располагаемой работой, а

(

)

Нпвк

′

− - работа, затрачиваемая в насосе.

Площадь, эквивалентная работе L, заштрихована в

,Ts

-диаграмме рис. 1.2.

1.1.2. КПД идеального цикла.

Эффективность технического устройства характеризуется коэффициентом по-

лезного действия. Для паротурбинной установки основой преобразования энергии яв-

ляется цикл. Абсолютный КПД идеальной установки, работающей без потерь в тур-

бине, т. е. при изоэнтропийном расширении пара, представляется отношением

(

)

(

)

кt пв к

ТУ пв

hh h h

qhh

′

−−−

−

Это выражение можно переписать таким образом:

(

)

(

)

()( )

кt пв к

ТУ к пв к

hh h h

qhhhh

′

−−−

′

−− −

В паротурбинной установки работа на привод питательного насоса даже в уста-

новках сверхкритических параметров не превосходит 5% от работы, развиваемой тур-

биной, поэтому для решения многих задач оценки эффективности цикла ей можно

пренебречь. Если не учитывать работу насоса, то абсолютный КПД идеального цикла

перепишется так:

кt

ТУ к

qhh

−

′

−

(1.2)

В дальнейшем, кроме специально оговоренных случаев, будем рассматривать

экономичность установки без учета работы насоса.

Разность начальной и конечной энтальпий при изоэнтропийном расширении пара

00кt

hh=− находится непосредственно из ,hs-диаграммы (рис. 1.3).

принято на-

зывать располагаемым теплоперепадом.

1.1.3. Мощности и КПД турбины.

В действительности в турбине в результате потерь при расширении пара связан-

ных с внутренним выделением теплоты, т.е. ростом энтропии в процессе расширения,

линия процесса отклоняется от изоэнтропы, как это показано в ,hs-диаграмме на рис.

1.3. линией df . Таким образом, энтальпия

отработавшего пара выше, чем

кt

, а

фактически развиваемая 1 кг пара внутри турбины работа

0Тi кti

hh H

−=

меньше располагаемого теплоперепада

кt

Hhh

00kt

HH hhH

00k=0o

=- η

Рис. 1.3. Процесс расширения пара в турбине в ,hs - диаграмме

Работа, которую 1 кг пара развивает внутри турбины, называется использован-

ным (действительным) теплоперепадом

Отношение использованного теплоперепада к располагаемому называется отно-

сительным внутренним КПД

i Тi

Тt

== (1.3)

Величина относительного внутреннего КПД турбины может быть найдена также

путем сравнения мощности, развиваемой паром внутри турбины, и мощности идеаль-

ной машины. В самом деле, умножив числитель и знаменатель отношения (1.3) на се-

кундный расход массы пара G , получим в числителе внутреннюю мощность, разви-

ваемую турбиной, а в знаменателе - мощность идеальной турбины:

GH N

Не вся мощность, развиваемая паром внутри турбины, используется потребите-

лем, так как часть ее расходуется на преодоление механических потерь

NΔ турбины.

Эффективная мощность, развиваемая турбиной на муфте, соединяющей вал тур-

бины с валом приводимой машины, меньше внутренней мощности и равна:

NN N

−Δ

Отношение эффективной мощности к внутренней называется механическим

КПД

==− (1.4)

Отношение эффективной мощности к мощности идеальной турбины называется

относительным эффективным КПД

eie

oe oi

NNN

ηη

== = (1.5)

Если паровая турбина служит в качестве привода генератора электрического то-

ка, то электрическая мощность

N , отдаваемая с выводов генератора, меньше эффек-

тивной мощности

N турбины на величину потерь

эг

генератора:

э e эг

NN N

−Δ

Отношение электрической мощности, отданной с выводов генератора, к эффек-

тивной мощности турбины, затрачиваемой на вращение ротора генератора, называется

КПД электрического генератора и обозначается

ээг

эг

ее

==− (1.6)

Отношение электрической мощности к мощности идеальной турбины назы-

вается относительным электрическим КПД

э ieэ

oэ oi мэг оеэг

NNNN

ηηη ηη

== = = (1.7)

1.1.4. Абсолютные КПД паротурбинной установки.

Для оценки эффективности выработки различных мощностей в пределах паро-

турбинной установки вводится понятие абсолютных КПД паротурбинной установки.

Так ля выработки идеальной мощности абсолютным КПД является термический КПД

цикла.

Отношение тепла, превращенного в работу внутри турбины, к теплу, сообщен-

ному рабочему телу в парогенераторе, называется абсолютным внутренним КПД

()

000

Тii i

itoi

ТУ к к

LH HH

qhhhhH

ηη

== = =

′′

−−

(1.8)

Абсолютный внутренний КПД может быть представлен как отношение внутрен-

ней мощности к секундному расходу тепла, подведенного к рабочему телу в парогене-

раторе, т. е.

Тii

ТУ ТУ

qG G

== (1.8, а)

Отношение эффективной мощности к расходуемому теплу - абсолютный эффек-

тивнымй КПД

toе

ТУ

ηη ηη

=== (1.9)

Наконец, отношение электрической мощности, выраженной в тепловых едини-

цах, к расходуемому в парогенераторе в единицу времени теплу называется абсолют-

ным электрическим КПД

эеэгtoэ toiмэг

ТУ

ηη ηη ηη η η

== = = (1.10)

Найденные выше обозначения КПД. а также мощности сопоставим в виде табл.

1-1, относящейся к простейшей схеме установки с конденсационной паровой турбиной

(рис. 1.1).

Величина абсолютного КПД

не характеризует эффективности всей электри-

ческой станции в целом, так как не учитывает потерь тепла в парогенераторе, расхода

энергии на привод насосов (основная составляющая так называемых собственных

нужд станции), потерь давления в трубопроводах и т. д. Иногда подсчитывают абсо-

лютный КПД турбинной установки нетто, вычитая из мощности агрегата мощность,

необходимую для привода питательного насоса:

нетто

эн

ТУ

−

= . (1.11)

В практических расчетах мощность измеряется в ваттах (Дж/с) или киловаттах

(кДж/с).

Если теплоперепад Н

выражен в кДж/кг, а мощность Pi в кВт, то секундный

массовый расход пара составит:

ioi

== . (1.12)

Таблица 1-1

Мощности и КПД турбины и турбинной установки

Наименование

КПД

Относительный

КПД

Абсолютный КПД Мощность

Идеальной

турбины

кt

ТУ пв

qhh

−

NGH=

Внутренний

itoi

ТУ

ηη

0ii oi

NGHN

Эффективный

oe oi

ηη

etoe

ТУ

ηη

0ei

NGH N

Электрический

оэ oi мэг

ηηη

э t оэ

ТУ

ηη

00э oi мэг оэ

NGH N

ηη η