Парові турбіни як основний двигун на теплових електростанціях

Реферат

на тему:

«Парові турбіни як основний двигун на теплових електростанціях»

Історія розвитку парових турбін

Уявімо собі закритий металевий посуд (котел), частково заповнений водою. Якщо під ним запалити вогонь, то вода почне нагріватися, а потім закипить, перетворюючись на пару. Тиск всередині котла буде підвищуватися, і якщо стінки його недостатньо міцні, він може навіть вибухнути. Це показує, що в парі накопичився запас енергії, який, нарешті, виявив себе вибухом. Чи не можна змусити пару здійснювати будь-яку корисну роботу? Це питання вже дуже давно займав вчених. Історія науки і техніки знає багато цікавих винаходів, в яких людина прагнула використовувати енергію пари. Деякі з цих винаходів були корисними, інші були просто хитромудрими іграшками, але, принаймні, два винаходи треба назвати великими, вони характеризують цілі епохи в розвитку науки і техніки. Ці великі винаходи - парова машина і парова турбіна. Парова машина, що отримала промислове застосування в другій половині XVIII ст., Здійснила переворот в техніці. Вона швидко стала головним двигуном, що застосовуються у промисловості і на транспорті. Але в кінці XIX і на початку XX ст. досяжна потужність і швидкохідність парової машини вже стали недостатніми.

Назріла необхідність у будівництві великих електричних станцій, для яких був потрібний потужний і швидкохідний двигун. Таким двигуном стала парова турбіна, яка може бути побудована на величезні потужності при високому числі оборотів. Парова турбіна швидко витіснила парову машину з електричних станцій і великих пароплавів.

Історія створення й удосконалення парової турбіни, як і будь-якого великого винаходу, пов'язана з іменами багатьох людей. Більш того, як зазвичай буває, основний принцип дії турбіни був відомий задовго до того, як рівень науки і техніки дозволив побудувати турбіну.

Принцип дії парової машини полягає у використанні пружних властивостей пара. Пар періодично надходить в циліндр і, розширюючись, здійснює роботу, переміщаючи поршень. Принцип дії парової турбіни іншою. Тут пар розширюється, і потенційна енергія, накопичена в казані, переходить у швидкісну (кінетичну) енергію. У свою чергу кінетична енергія струменя пари перетворюється в механічну енергію обертання колеса турбіни.

Історію розвитку турбіни починають з кулі Герона Олександрійського і колеса Бранка. Можливість використання енергії пари для отримання механічного руху була відзначена відомим грецьким вченим Героном Олександрійським більше 2000 років тому. Їм був побудований прилад, названий кулею Герона (рис. 1).

Куля міг вільно обертатися у двох опорах, виготовлених з трубок. За цим опор пар з котла надходив в кулю і далі виходив в атмосферу з двох зігнутим під прямим кутом трубкам. Куля оберталася під дією реактивних сил, що виникають при закінченні струменів пари.

Інший проект описаний у творі італійського вченого Джіованні Бранка (1629 р.). У верхню частину котла вставлена ​​трубка (мал. 2).

Так як тиск пари всередині котла більше, ніж атмосферний тиск повітря навколо котла, то пара спрямовується по трубці назовні.

З вільного кінця трубки б'є струмінь пари і, потрапляючи на лопаті колеса, змушує його обертатися.

Модель Герона і колесо Бранка не були двигунами, але вони вже вказували можливі шляхи отримання механічного руху за рахунок енергії рушійного пари.

У принципах дії кулі Герона і колеса Бранка є відмінність. Куля Герона, як вже було сказано, обертається під дією реактивних сил. Це ті ж сили, які штовхають ракету. З механіки відомо, що струмінь, виштовхується з посудини під дією тиску, зі свого боку тисне на судину в напрямку, протилежному напрямку закінчення. Це очевидно на підставі третього закону Ньютона, за яким сила, що виштовхує струмінь, повинна бути рівна і протилежна за напрямом силі реакції струменя на посудину.

У турбинке Бранка потенційна енергія пари спочатку переходить у кінетичну енергію струменя, що б'є з трубки. Потім при ударі струменя в лопаті колеса частину кінетичної енергії пари переходить в механічну енергію обертання колеса.

Якщо куля Герона рухається реактивними силами, то в турбинке Бранка використовується так званий активний принцип, так як колесо черпає енергію з активної струменя.

Найбільший зсув у конструктивному оформленні парової турбіни і надалі її розвитку намітився в кінці позаминулого століття, коли в Швеції інж. Густав Лаваль і в Англії Чарльз Парсонс незалежно один від одного стали працювати над створенням і удосконаленням парової турбіни. Досягнуті ними результати дозволили паровій турбіні з часом стати основним типом двигуна для приводу генераторів електричного струму і отримати широке застосування в якості двигуна для цивільних і військових кораблів. У паровій турбіні Лаваля, створеної в 1883 р., пара поступає в одне або кілька паралельно включених сопів, набуває в них значну швидкість і направляється на робочі лопатки, розташовані на ободі диска, що сидить на валу турбіни, і створюючі грати робочих каналів.

Зусилля, викликані поворотом струмені пари в каналах робочої грати, обертають диск і пов'язаний з ним вал турбіни. Відмінною особливістю цієї турбіни є те, що розширення пари в соплах від початкового до кінцевого тиску відбувається в одному щаблі, що обумовлює дуже високі швидкості потоку пари. Перетворення кінетичної енергії пари в механічну відбувається без подальшого розширення пара лише внаслідок зміни напрямку потоку в лопаткових каналах.

Турбіни, побудовані за цим принципом, тобто турбіни, в яких весь процес розширення пари і пов'язаного з ним прискорення парового потоку відбувається в нерухомих соплах, отримали назву активних турбін.

При розробці активних одноступеневих турбін було вирішено низку складних питань, що мало надзвичайно велике значення для подальшого розвитку парових турбін. Були застосовані розширюються сопла, які припускають велику ступінь розширення пари і дозволяють досягти високих швидкостей закінчення парового потоку (1200-1500 м / сек). Для кращого використання великих швидкостей потоку пари Лаваль розробив конструкцію диска рівного опору, що допускав роботу з великими окружними швидкостями (350 м / сек). Нарешті, в одноступінчастої активної турбіні були застосовані такі високі числа оборотів (до 32 000 об / хв), які набагато перевищували числа оборотів поширених у той час двигунів. Це призвело до винаходу гнучкого валу, частота вільних коливань якого менше частоти збурюючих зусиль при робочому числі обертів.

Незважаючи на ряд нових конструктивних рішень, використаних у одноступеневих активних турбінах, економічність їх була невисока. Крім того, необхідність застосування редукторною передачі для зниження числа оборотів провідного валу до рівня числа оборотів приводиться машини також гальмувала в той час розвиток одноступеневих турбін і особливо збільшення їхньої потужності. Тому турбіни Лаваля, отримавши на початку розвитку турбобудування значне поширення в якості агрегатів невеликої потужності (до 500 кВт), надалі поступилися місцем іншим типам турбін.

Парова турбіна, запропонована в 1884 р. Парсонсом, принципово відрізняється від турбіни Лаваля. Розширення пари в ній виробляється не в одній сопловой групі, а в ряді наступних один за одним ступенів, кожна з яких складається з нерухомих направляючих апаратів (соплових решіток) і обертових лопаток.

Напрямні лопатки закріплені в нерухомому корпусі турбіни, робочі лопатки розташовуються рядами на барабані. У кожного ступеня такий турбіни спрацьовується перепад тиску, що становить лише невелику частку повного перепаду між тиском свіжої пари і тиском пари, що залишає турбіну. Таким чином, виявилося можливим працювати з невеликими швидкостями парового потоку в кожній ступені і з меншими окружними швидкостями робочих лопаток, ніж в турбіні Лаваля. Крім того, розширення пари в ступенях турбіни Парсонса відбувається не тільки в сопловой, але і в робочій решітці. Тому на робочі лопатки передаються зусилля, викликані не тільки зміною напрямку потоку пари, але і прискоренням пари в межах робочої грати, викликають реактивне зусилля на робочі лопатки турбіни.

Сходи турбіни, в яких застосовується розширення пари і пов'язане з ним прискорення парового потоку в каналах робочих лопаток, отримали назву реактивних ступенів. Таким чином, показана на рис. 4 турбіна стала типовим представником багатоступеневих реактивних парових турбін.

Принцип послідовного включення ступенів, в кожній з яких використовується лише частина наявного теплового перепаду, виявився дуже плідним для подальшого розвитку парових турбін. Він дозволив досягти в турбіні високої економічності при помірних числах оборотів ротора турбіни, що допускають безпосереднє з'єднання валу турбіни з валом генератора електричного струму. Цей же принцип дав можливість виконувати турбіни дуже великої потужності, що досягає декількох десятків і навіть сотень тисяч кіловат в одному агрегаті.

Багатоступеневі реактивні турбіни в даний час мають широке розповсюдження, як в стаціонарних установках, так і у флоті.

Розвиток активних парових турбін пішло також по шляху послідовного розширення пара не в одній, а в ряді щаблів, розташованих один за одним. У цих турбінах ряд дисків, укріплених на загальному валу, розділений перегородками, що одержали назву діафрагм, в яких розташовані нерухомі соплові решітки. У кожній з побудованих таким чином ступенів відбувається розширення пари в межах частини загального наявного теплопаденія. У робочих гратам відбувається лише перетворення кінетичної енергії парового потоку без додаткового розширення пари в каналах робочих лопаток. Активні багатоступінчасті турбіни отримали широке поширення в стаціонарних установках, вони застосовуються також як суднових двигунів.

Поряд з турбінами, в яких пар рухається в напрямку осі валу турбіни (аксіальним), були створені конструкції радіальних турбін, в яких пар тече в площині, перпендикулярної осі турбіни. З останніх найбільш цікавою є радіальна турбіна, запропонована в 1912 р. у Швеції братами Юнгстрем.

Рис. Схематичний креслення радіальної турбіни Юнгстрем:

1,2 - диски турбіни; 3 - паропроводи свіжої пари; 4, 5 - вали турбіни; 6, 7 - лопатки проміжних ступенів

На бічних поверхнях дисків 1 і 2 кільцями поступово зростаючого діаметру розташовуються лопатки реактивних ступенів. Пар в турбіну підводиться по трубах 3 і далі через отвори в дисках 1 і 2 надсилається до центральної камері. Звідси він тече до периферії через канали лопаток 6 і 7, укріплених на обох дисках. На відміну від звичайної конструкції в турбіні Юнгстрем немає нерухомих соплових решіток або напрямних лопаток. Обидва диски обертаються в зустрічних напрямках, так що потужність, що розвивається турбіною, повинна передаватися валами 4 і 5. Принцип зустрічного обертання роторів дозволяє виконати турбіну дуже компактною і економічною.

З початку 90-х років розвиток парових турбін йде винятково швидким темпом. Це розвиток значною мірою визначилося таким же швидким паралельним розвитком електричних машин і широким впровадженням електричної енергії в промисловість. Економічність парової турбіни і потужність її в одному агрегаті досягли високих значень. За своєю потужністю турбіни далеко перевершили потужності всіх без виключення інших типів двигунів. Є турбіни потужністю 500 МВт, пов'язані з генератором електричного струму, причому доведена можливість виконання ще більш потужних агрегатів, принаймні до 1000 МВт.

У розвитку парового турбобудування можна відзначити декілька етапів, які позначилися на конструктивному виконанні турбін, побудованих в різні періоди часу.

У період до імперіалістичної війни 1914 р. рівень знань в області роботи металів при високих температурах був недостатній для застосування пари високих тисків і температури. Тому до 1914 р. парові турбіни будувалися переважно для роботи пором помірного тиску (12 - 16 бар), з температурою до 350 ° С.

У відносно підвищення потужності одиничного агрегату вже в початковий період розвитку парових турбін були досягнуті великі успіхи.

У 1915 р. потужність окремих турбін досягала вже 20 МВт. ​​У післявоєнний період, починаючи з 1918-1919 рр.., Продовжує зберігатися тенденція до підвищення потужності. Проте надалі конструкторами турбін переслідувалася завдання підвищення не тільки потужності агрегату, але і числа обертів турбін великої потужності при виконанні їх з одним генератором електричного струму.

Найбільш потужною швидкохідної турбіною в світі свого часу (1937 р.) була турбіна Ленінградського металевого заводу, побудована на 100 МВт при 3000 об / хв.

У період до імперіалістичної війни 1914 р. турбобудівних заводи в більшості випадків випускали турбіни з обмеженим числом ступенів, розміщених в одному корпусі турбіни. Це дозволило виконувати турбіну дуже компактними і відносно дешевими. Після війни 1914 р. напруженість в паливопостачання, яку відчувало більшість країн, зажадала всебічного підвищення економічності турбінних агрегатів.

Було встановлено, що максимального ККД турбіни можна досягти, застосовуючи малі теплові перепади в кожному ступені турбіни і відповідно ладу турбіни з великим числом ступенів. У зв'язку з цією тенденцією виникли конструкції турбін, які навіть при помірних параметрах свіжої пари мали надзвичайно велике число ступенів, що досягає 50 - 60.

Велике число ступенів призводило до необхідності створювати турбіни з декількома корпусами навіть у тому випадку, коли тур біна з'єднувалася з одним електричним ге нератором.

Таким чином, стали поширюватися двох-і трьохкорпусне турбіни, які, відрізняючись високою економічністю, були дуже дорогими і громіздкими.

У наступному розвитку турбобудування в цьому питанні також намітилося відоме відступ у бік спрощення конструкції турбіни і скорочення числа її ступенів. Турбіни потужністю до 50 МВт при 3000 об / хв досить довго будувалися тільки двокорпусними. Новітні конденсаційні турбіни такої потужності, що випускаються передовими заводами, будуються однокорпусні.

Одночасно з конструктивними удосконаленнями турбін помірного тиску (у 20 - 30 бар) у період з 1920 по 1940 р. стали поширюватися більш економічні установки високого тиску, що досягає 120 - 170 бар.

Застосування пари високих параметрів, що істотно підвищує економічність турбінної установки, зажадало нових рішень в області конструювання парових турбін. Значні успіхи були досягнуті в справі застосування легованих сталей, що мають досить високу межу текучості і малі швидкості повзучості при температурах 500 - 550 ° С.

Поряд з розвитком конденсаційних турбін вже на початку цього століття починають застосовуватися установки для комбінованого вироблення електричної енергії і тепла, які зажадали побудови турбін з протитиском і проміжним відбором пари. Перша турбіна з регулюванням постійності тиску отбираемого пара була побудована в 1907 р.

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.

З підвищенням початкових параметрів пари і одиничної потужності агрегатів знову актуальним стало питання про вибір типу паророзподілу парових турбін. Це завдання не може вирішуватися у відриві від питання про передбачувані режимах роботи турбіни. Дросельне паророзподіл дозволяє забезпечити найбільшу економічність при розрахунковому режимі. Як показали розрахунки, виконані в ЛПІ спільно з ЛМЗ застосування дросельного паророзподілу для турбіни К-200-130 замість соплового із заміною регулювальної ступені трьома ступенями тиску знижує питома витрата тепла по машинному залу електростанції при номінальному режимі приблизно на 0,3%, а для турбіни До-300-240 - на 0,4%. Таке підвищення економічності рівносильно збільшенню ККД регулювальної ступені приблизно на 2%.

Сопловий паророзподіл, поступаючись дросельного при номінальному режимі, перевершує його в економічності при часткових навантаженнях (у розглянутих прикладах - при навантаженнях, менших 90% від номінальної). Один з істотних недоліків соплового паророзподілу при високих параметрах пари полягає в тому, що внаслідок різного дроселювання пари в регулювальних клапанах при їх неоднакове відкритті температури потоків пара, що йдуть через ці клапани, можуть значно відрізнятися. Так, наприклад, при початкових параметрах 400 бар, 650 ° С температура пара за клапаном, відкритим на 10%, виявляється на 180 ° С нижче температури пари за повністю відкритими клапанами.

Така неоднорідність потоку і пов'язаний з нею нерівномірний нагрів статора турбіни можуть бути причиною значних температурних напружень і викривлення корпусу. Для усунення нерівномірності параметрів пари перед різними групами сопів застосовується одночасний впуск пари в кілька груп сопел; при цьому сопловий паророзподіл наближається до дросельного, і різниця в економічності часткових режимів між ними зменшується.

У той же час потужності регулювальних ступенів найбільших парових турбін досягли надзвичайної величини. Наприклад, в турбіні ЛМЗ До-800-240 її потужність становить близько 50000 кВт. Проектування робочих лопаток такого ступеня для умов нестаціонарного потоку стає украй скрутним. З цих причин для блоків потужністю 1000 МВт і вище перевага віддається дросельного паророзподіл.

Істотна перевага дросельного паророзподілу з повним підведенням пара - поліпшення вібраційних характеристик лопаток першого ступеня. Дросельне паророзподіл з повним підведенням пара починає все ширше застосовуватися для потужних парових турбін. З таким паророзподілом виконані турбіни потужністю 1000 і 1150 МВт в США. Дросельне парораспре розподіл має турбіна потужністю 1300 МВт, проектована швейцарською фірмою «Броун-Бовері» для США. У нових проектах турбін потужністю 1200-1600 МВт ЛМЗ також передба чати дросельне паророзподіл.

Можливості збільшення потужності парової турбіни

Підвищення потужності турбін до 1600 МВт і навіть до 2000 МВт передбачалося в уніфікованому ряду, у якому головна турбіна К-1200-240. Ця турбіна при певних умовах може розвивати потужність до 1400 МВт. При підвищеній температурі охолоджуючої води і р _до> 4,5 кПа на базі наявного ЦНД потужність турбіни може бути збільшена до 1600 МВт. Вирішується і проблема парогенератора у формі моноблока або, можливо, дубльблока (на базі наявного котла для блоку К-800-240). Слід також мати на увазі, що температура води для більшості ГРЕС буде поступово наростати і що з часом знайдуть застосування турбіни для р _до = 6,5 кПа, а це дозволить значно підвищити їх потужність.

Принципово новий потужностний ряд доцільно вибирати виходячи з принципу подвоєння потужності, тобто ставити завдання про створення блоків 2500 - 3000 МВт. Вирішення цієї проблеми потребує обш ірних наукових досліджень та проектних робіт, а також підготовки виробництва в області турбо ін, котлів та генераторів. Виконання цих робіт потребує тривалого часу. Для такого круп ного кроку необхідно переглянути як параметри пари, так і принципову структуру енергетичної установки. Розглянемо лише можливості подальшого зростання потужності турбін без принципових змін теплової схеми і параметрів пари.

В даний час є попередні розробки турбін потужністю 2000 - 2400 МВт, які дозволяють судити про їхню перспективність.

При вирішенні цієї проблеми вибір частоти обертання турбогенератора - центральне питання. При потужності понад 2000 МВт за загальними економічними показниками і по надійності тихохідні турбіни можуть конкурувати з швидкохідними. К. п. д. ЦВД тихохідної турбіни приблизно такий же, як швидкохідної, так як в останній вже потрібно двохпотоковий ЦВД і, отже, немає помітного виграшу від збільшення довжин лопаток. Ці міркування у ще більшій мірі відносяться до ЦСД. У тихохідної турбіні ЦНД може в принципі через менші вихідних втрат мати більш високий к. п. д., ніж у швидкохідної, або в ній можна істотно зменшити число циліндрів. Вирішення ж проблеми швидкохідної турбіни за рахунок збільшення числа ЦНД призводить до занадто довгим валопровод, в якому легко збуджуються вібрації. Якщо ж обмежити число циліндрів, то єдиний шлях підвищення потужності - збільшення площі S, захоплюваної лопатками останньому щаблі. Ця площа пропорційна d ₂ l ₂ або u ₂ l _2. З міркувань аеродинаміки потоку коефіцієнт веерності d _l обмежений (в даний час - не менше 2,5). Прийнявши цей коефіцієнт постійним, знайдемо, що для заданої частоти обертання S ~ u ^2. Для цих умов при заданому р _до витрата пара ЦНД, а отже, і гранична потужність турбіни пропорційні квадрату окружної швидкості останнього РК. Вже зараз в турбіні К-1200-240 ЛМЗ u ₂ = 471 м / с (u ₂ »= 660 м / с), і у периферії окружна швидкість значно перевершує звукову. Все ж таки не виключена можливість її подальшого підвищення.

Якщо зберігати втрату вихідний кінетичної енергії і в той же час збільшувати окружну швидкість, то виходять малі кути β ₂ *, що може викликати труднощі в проектуванні меридіонального перерізу проточної частини останніх ступенів і міцної лопатки у периферії РК. У таких випадках постає питання про збільшення вихідної швидкості, незважаючи на підвищення вихідних втрат. Це, однак, можливо лише до якоїсь межі, оскільки із-за великих втрат неможливо допустити руху з надзвуковими швидкостями у вихідних патрубках, що мають несприятливу аеродинамічну форму.

При проектуванні швидкохідних турбін потужністю 2500-3000 МВт зустрічаються також труднощі в проектуванні ЦВД і особливо ЦСД через великі довжин лопаток і розмірів роторів.

Двохвальним швидкохідні турбіни відкривають шлях до значного підвищення «граничної потужності» при збереженні високої економічності установки за рахунок збільшення числа уніфікованих ЦНД і ЦСД. Особливої ​​уваги заслуговує також проблема дву'ярусних ступенів.

У зв'язку з труднощами проектування швидкохідної турбіни потужністю 2000 МВт і більше висувається як альтернатива тихохідна турбіна. Основні недоліки останньої: велика маса і розміри основних деталей, що погіршує тепловий стан циліндрів, а також створює труднощі транспортування, монтажу і ремонту, підвищує вартість будівельних робіт на ЕС. Проте є межа потужності турбіни, за якою при наявних технічних засобах тихохідна турбіна має перевагу в порівнянні з швидкохідної. Для порівняльної оцінки турбін цих типів розглянемо деякі їх проектні варіанти.

Проектні варіанти турбіни 2000 МВт при п = 3000 об / хв. У ЦКТІ були виконані дослідницькі розробки швидкохідної турбіни К-2000-240/3000 для параметрів пари 23,5 МПа і 838/838 К. Цей проект базувався на вживаних в даний час параметрах пари. Температура охолоджуючої води приймалася 293 і 298 К. Теплова схема блоку вважалося такою ж, як у сучасних турбінах типу К-1200-240.

Механічні властивості матеріалів до часу здійснення проекту передбачалися на 15 - 20% вище, ніж в даний час. Передбачалося також, що будуть освоєні поковки із хромистих нержавіючих сталей масою 60-100 т для роторів високого та середнього тисків і що будуть виготовлятися ротори без центральних отворів. Допускалося, що виявиться можливим застосування поковок з нержавіючих мартенсітостареющіх сталей з межею плинності 1200-1400 МПа і масою до 15 т. Для робочих лопаток з титану був обраний межа плинності до 900 МПа. В основному ж проект був орієнтований на вже досягнутий рівень механічних властивостей застосовуваних турбінних матеріалів і на підтверджені досвідом запаси міцності.

Головні риси проекту: мале число щаблів у однопоточних ЧВД і ЧСД за рахунок великих окружних швидкостей (діаметри роторів по кореневим перетинах d ^/ = 1400 мм); розміщення в одному циліндрі ЧВД і ЧСД; застосування для останнього ступеня ЦНД лопатки довжиною l ₂ = 1200 мм при діаметрі d ₂ = 3000 мм (Σ S = 90,4 м ^2); протитиск p _до = 5,2 кПа; розділову тиск між циліндрами 0,7 МПа. За цих умов турбіна вийшла п'ятициліндровий з вісьмома виходами з ЦНД із загальним числом ступенів 49 і з центральним розташуванням ЦВД.

Загальний витрата пари G = 6500 т / год Через високий протитиску вийшов великий питома витрата пари кожним виходом ЦНД - 45 т / (м ² год), тоді як в турбіні К-1200-240 - близько 32 т / (м ² год) при p _до ~ 3,6 кПа . Вихідна кінетична енергія h _С2 = 43 кДж / кг (~ 10 ккал / кг) і М _С2г = 0,85. Ця вихідна втрата гранично висока. Внутрішній к. п. д. ЧВД і ЧСД можна прийняти 0,89, а низького тиску - 0,83. Потужність ЧВД близько 700 МВт, ЧСД близько 600 МВт і ЧНД 8 x 105 МВт (загальна внутрішня потужність 2140 МВт). ЧВД і ЧСД розвантажені думмісамі від осьового тиску.

Суміщений ЦВД-ЦСД розташований в центрі агрегату, а з двох боків від нього - по 2 ЦНД. У порівнянні зі звичайним розташуванням циліндрів це зменшує відносні теплові розширення й знижує діаметр шийки упорного підшипника, поміщеного з боку ЧВД, що дає можливість досягти прийнятної окружної швидкості в цьому підшипнику. Крім того, зменшується розмір перепускних труб завдяки розгалуження потоку відразу за ЧСД. Поліпшується також низькочастотна вібраційна характеристика РВД, так як у нього відсутня вільна шийка з боку переднього підшипника.

У порівнянні з турбіною К-1200-240 великим зусиллям піддаються шийки роторів (розраховуються на чотириразовий крутний момент у разі короткого замикання). Для них застосовані роторні вставки з фланцевими сполуками, виконані з особливо міцного матеріалу (мартенсітостареющая сталь). Діаметри шийок не перевищують 600 мм.

Напруженість корпусів та елементів статора не перевершує допускаються величин у вже діючих турбінах. Лопатки, хвостові з'єднання (ялинкового типу), тіло ротора - гранично напружені, особливо в області високої температури в ЧСД, тобто в зоні першого ступеня; ротор може бути виконаний зі сталі Р2М із запасом за межею текучості 1,25. Розрахунок вівся у припущенні роботи протягом 100000 ч. Виготовлення поковок з хромистих нержавіючих сталей збільшить довговічність роторів.

Довжина турбіни 49 м, вона лише трохи більше, ніж довжина турбіни К-1200-240.

Розроблено нові варіанти з'єднання ЦНД з конденсатором і фундаментом: зовнішній корпус являє собою тонкостінну оболонку, і він не служить базою для центрування внутрішнього корпусу, пов'язаного через раму безпосередньо з фундаментом.

Питома металоємність турбіни без конденсатора за попередніми розрахунками близько 1,3 кг / кВт проти 1,6 кг / кВт для К-1200-240 (за p _к = 4 кПа).

Проектні варіанти турбіни потужністю понад 2000 МВт при n = 1500 об / хв. Для АЕС випускаються турбіни потужністю 500 і 1000 МВт, що працюють при 1500 об / хв. Здійснені величезні витрати, пов'язані з виготовленням для цієї мети найбільших виробів, що викликали необхідність не тільки спорудження нових турбінних цехів, але і перебудови металургійної промисловості, яка обслуговує турбінні заводи. Завдяки цьому внеску в промисловість зараз можливе вирішення проблеми подальшого розвитку надпотужних турбін на широкій основі з використанням як швидкохідних, так і тихохідних турбін залежно від їх економічних показників і ступеня надійності.

У ЦКТІ були виконані під керівництвом Л.Д. Френкеля проектні розробки турбіни потужністю 2000 МВт при 1500 об / хв, яка розглядалася разом з швидкохідної турбіною як альтернативне рішення. Потужність 2000 МВт знаходиться поблизу кордону можливості виконання швидкохідної турбіни, і це робить порівняння проектів цікавим, хоча ця умова не на користь варіанту тихохідної турбіни.

Початкові параметри пари 23,5 МПа, 833/838 К: протитиск 5,9 кПа. Кінцева температура живильної води t _П.В = 543 К. Проточна частина розміщена в однопоточному ЦВД (12 ступенів) потужністю близько 710 МВт, двухпоточном ЦСД (2х8 ступенів) і в трьох ЦНД (2x6 ступенів) потужністю 2x127 МВт. Загальне число ступенів 64. Базою для проектування проточної частини ЦНД послужила щабель з лопаткою l ₂ = 1400 мм, d ₂ = 4100 мм, d ₁ = 2,93 і S = 18 м ^2. Питома витрата пари останнім РК - близько 33 т / (м ² год). Тиск за ЦВТ складає 3,6 МПа, за ЦСД 0,37 МПа.

К. п. д. ЧВД і ЧСД за розрахунками близько 0,89, а для ЧНД 0,85. Їх високі значення досягаються в основному за рахунок менших вихідних втрат за кожною останньою сходинкою в циліндрах, особливо в ЦНД, де на розрахунковому режимі h _С2 -20 кДж / кг, що приблизно в два рази нижче, ніж ці втрати в швидкохідної турбіні. При цих умовах виходить питома витрата теплоти лише трохи менше, ніж для ПТУ з турбіною К-1200-240.

Проблема - конструювання роторів високого та середнього тисків, в яких місцеві температури перевершують 803 К і напруги в розточенні досягають 170 МПа. У найбільш нагрітих місцях ротор охолоджується пором, взятим до першого пароперегрівники. При охолодженні цих місць на 25 - 30 К можна застосовувати жароміцні перлітним сталі. Середні діаметри РВД обрані 1800-1970 мм при довжині першої та останньої робочих лопаток приблизно 100 і 300 мм, а ті ж розміри РСД рівні 2315-2770 мм і РЛ - 150 і 410 мм. Ротори ЦВД і ЦСД - зварні, барабанного типу. РВД важить близько 65 т, а РСД - близько 110 т.

У ЦНД останній щабель порівняно мало напружена. Її робоча лопатка за розмірами далека від граничної, напруги в кореневому перерізі - від вигину середньою величиною ПАС σ _і = 23МПа (з урахуванням перепаду тиску 29 МПа). Для матеріалу з межею текучості σ _0.2 ~ 640МПа коефіцієнт запасу міцності в роторі k _т ~ 2,8. Всі ці напруги значно менше, ніж у швидкохідних турбінах такої ж потужності.

Маса РНД складає 145 т; n _к = 2820 об / хв. Загальна маса турбіни - близько 3100 т. Довжина турбіни - близько 56,5 м.

Порівняння тихохідних і швидкохідних турбін. Вивчення проектів швидкохідних і тихохідних турбін призводить до висновку, що турбіна К-2000-240 може бути виконана того й іншого типів. За к. п. д. обидва типи турбін не повинні значно відрізнятися.

Обидві турбіни спроектовані п'ятициліндровими. При цьому вага швидкохідної турбіни (без конденсатора) вийшов менше тихохідної більш ніж на 20%. Але тихохідну турбіну можливо виконати з довжиною останніх лопаток 1600 мм і навіть більше при d _l ~ 3, а тоді ометаєму площа останнього РК буде 27 м ^2, що в 1,5 рази більше прийнятої в проекті і в 2,4 рази перевершує ту ж площу в швидкохідної турбіні з останньою лопаткою довжиною 1200 мм. При цьому в тихохідної турбіні скоротиться число ЦНД, і вона стане більш конкурентоспроможною.

У проекті тихохідна турбіна приблизно на 6,5 м довше і трохи ширше, ніж швидкохідна (ширина визначається розміром вихідного патрубка ЦНД).

Серед позитивних факторів тихохідної турбіни відзначимо: низькі окружні швидкості і напруги в РНД, жорсткі і порівняно важкі ротори. Остання полегшує усунення низькочастотної вібрації. Але все ж таки ці достоїнства не можна визнати вирішальними при розгляді турбіни потужністю 2000 МВт. Переваги тихохідної турбіни можна було б виявити при значно більшої потужності і при оптимальних числі і розмірах ЦНД.

Таким чином, парова турбіна є головним двигуном на ТЕС і має ряд переваг у порівнянні з іншими типами двигунів:

- Ротаційний принцип дії;

- Швидкохідність і можливість непослідовного з'єднання з валом генератора;

- Висока теплова економічність за умови використання високих початкових і низьких кінцевих параметрів пари;

- Необмежена одинична потужність;

- Можливість використання будь-якого промислового виду палива.

До недоліків парових турбін відносять:

- Великі габарити і маса;

- Висока вимогливість до чистоти пара;

- Потреба у великих кількостях, що охолоджує;

- Неможливість створення високоекономічною парової турбіни малої потужності.

Теплові цикли роботи теплоенергетичних установок.

У першій половині XIX ст. фізик і інженер Карно вперше розглянув ідеальний оборотний цикл, що складається з двох ізотерм і дво адіабати (рис. 6), і визначив термічний к. п. д. циклу .

Рис. 6 Цикл Карно в T - S-діаграмі

Робоче тіло розширюється ізотермічні з температурою = Const від точки 1 до точки 2 при підведенні теплоти , І від точки 2 до точки 3 - адіабатно, тобто без підведення та відведення теплоти. Температура в кінці розширення Т ₂ менше температури Т _1. Зі стану в точці 3 тіло переходить в початковий стан в точці 1 спочатку по ізотермі Т ₂ = Const з відведенням теплоти , А потім - по адіабати (лінія 4-1).

В Т-S-діаграмі площа під кривою термодинамічного процесу чисельно дорівнює кількості теплоти, що бере участь в ньому. Кількість підведеної теплоти чисельно дорівнює площі прямокутника , А відведеної - Пло будеш до прямокутника . Отже, площа прямокутника 1234 чисельно дорівнює кількості теплоти, перетвореної в механічну енергію:

Розглянемо ідеальний цикл Карно в області вологої пари.

В кінці процесу відведення тепла в циклі Карно т. d ступінь сухості 0 < <1, тому в подальшому процесі стиснення da повинен стискуватися вологий пар від початкового стану до х = 0 (т. а). Оскільки визначається зміною питомої обсягу, то робота, витрачена на стиск, буде дуже великий (зміна питомої обсягу становить 3 порядку). Причому, з метою підвищення ККД циклу Карно, тобто підвищенню і зниженню , Необхідно збільшувати початковий тиск і знижувати кінцеве, при цьому кінцева точка процесу відведення тепла т. d зміщується вправо (у область більш сухого пара), тому витрати енергії на стиск будуть зростати. Крім того, оскільки спочатку процесу стиснення є волога пара, а в кінці його т. а - насичена рідина, то сам процес стиснення не може бути здійснено ні з допомогою компресора, ні за допомогою гідравлічного насоса. Внаслідок цих особливостей цикл Карно був видозмінений і отримав назву циклу Ренкіна. Зміни полягали тільки в тому, що процес відведення тепла здійснюється до повної конденсації робочого тіла.

Тому в подальшому процесі стиснення стискується не вологий пар, а рідина. Оскільки зміна об'єму при зміні тиску для рідини мало, тому і робота стиснення в циклі Ренкіна виявляється значно менше, ніж у циклі Карно, тобто de можна вважати ізохорами. А оскільки стиск відбувається в ідеальних умовах, тобто адіабатно, то лінія de називається ізохорами або ізоентропой.

Розглянемо цикл роботи теплоенергетичних установок в T - S-діаграмі.

При підводі і відвід теплоти змінюється фазовий стан робочого тіла (рідке - пароподібний - рідке). Нагрівання води в парогенераторі 1 до температури насичення при тиску р ₀ (лінія 1-2), пароутворення (лінія 2 - 3) у парогенераторі 1 і перегрів пари (лінія 3 - 4) у паро пароперегрівники 2 парогенератора відбуваються при р ₀ = const. За T - S-діаграмі можна визначити фазовий стан 1 кг робочого тіла в будь-якій точці циклу.

В області насиченої пари ізобарний процес (лінія 2 - 3) збігається з ізотермним, тобто пароутворення відбувається при постою женням тиску р ₀ і температурі Т _п. Вода надходить у резервуар 1 з тепломісткості , Що зображається площею 1а0д. Кількість теплоти, витрачений на нагрівання води до температури насичення (кипіння), чисельно дорівнює площі 12 ба; на пароутворення - площі 23 вб; на перегрів пари - площі 34 гв. Сумарна кількість теплоти , передане робочому тілу, чисельно дорівнює площі 1234 га. Ця кількість теплоти при Ізобаричний процесі її підведення

В ідеальній турбіні розширення пари відбувається за ізоентропе (лінія 4 -5). Після турбіни пара надходить у конденсатор, де передає теплоту охолоджуючої води, яка надходить в холодний джерело (річку, озеро тощо). Процес конденсації відпрацьованої в турбіні пара показаний лінією 5 - 1. Віддане холодного джерела кількість теплоти чисельно дорівнює площі 51 аг:

де ккал / кг в паротурбінних установках, що працюють глибоким вакуумом.

Конденсація пари відбувається при постійній температурі і постійному тиску кгс / см, тобто ізобарний і ізотермічний процеси збігаються.

Стан та перспективи розвитку вітчизняних парових турбін.

Вітчизняне енергетичне паротурбостроеніе протягом тривалого часу знаходилося на високому рівні. Турбіни та інше устаткування турбоустановок (ПТУ) проектуються і виготовляються на російських заводах і двох українських - Харківському турбінному (нині Турбоатом) та Сумському насосному. Все обладнання електростанцій виконано власними силами на відміну, скажімо, від США та Японії, де експлуатується і імпортне обладнання (зокрема, паротурбінної).

Нашими заводами створені ПТУ, турбіни та їх елементи, багато хто з яких до цих пір не перевищено за кордоном. У зв'язку з цим можна відзначити найбільшу в світі одновальну турбіну СКД ЛМЗ К-1200-23, 5 для приводу двополюсного електрогенератора, більше 20 років успішно працює на Костромській ГРЕС. Взагалі, в РФ число турбін надкритичного тиску (СКД) більше, ніж в будь-якій іншій країні: 100 штук конденсаційних. У той же час практично вся енергетика Європи (крім країн СНД), країн, що розвиваються і в чималому ступені США до останнього часу була орієнтована на докритичному тиск p ₀ = 16,3 - 18 МПа. За кордоном на паросилових теплових електростанціях рідко зустрічається настільки глибокий розрахунковий вакуум, як на наших ТЕС - при t _охл.в = 12 ⁰ С, хоча це суттєво ускладнює створення потужних турбін.

Тільки в країнах колишнього СРСР тривалий час експлуатувалися швидкохідні п'ятициліндрові турбіни насиченої пари потужністю 500 і 750 МВт виробництва Турбоатом і потужністю 1000 МВт ЛМЗ. Схема цих турбін - по 2 ЦНД з боків від двухпоточное ЦВД; складний многоопорной валопровод має хороші вібраційні характеристики. Деякі вітчизняні потужні турбіни АЕС, тихохідні на 25 1 / з: турбіни N _е.> 500 МВт Турбат для двоконтурних АЕС з реакторами ВВЕР.

Майже половина електростанцій РФ, що використовують органічне паливо, - це ТЕЦ з економічно та екологічно сприятливого комбінованої виробленням тепла і електроенергії. Сумарно поза країнами СНД немає стільки теплофікаційних турбін, скільки розроблено ТМЗ і ЛМЗ, немає такого розмаїття конструкцій, схем, потужностей. Перші в світі теплофікаційні турбіни СКД потужністю до 300 МВт (Т-250/300-23, 5 ТМЗ) були освоєні на початку 70-х років. Зараз па ТЕЦ РФ експлуатуються 22 таких енергоблоку.

У нашій країні вперше були застосовані системи двоступеневих опалювальних відборів, теплові відбори нерегульованого тиску. Зараз такі системи повсюдно використовуються і в нас, і за кордоном, де в останні роки, у тому числі в Північно-західній Європі, в КНР, набули поширення ТЕЦ, причому в Данії на вугільних енергоблоках потужністю до 400 МВт і вище. Однак у цій галузі і за параметрами, і за економічністю ми почали відставати, все більше поставляючи на власні ТЕЦ дрібні агрегати, які малоефективні і відносно дорогі.

Відомо, що найбільш складний елемент турбіни - це останній щабель. Збільшення її довжини (при тій же частоті обертання n) і кільцевою площі Ω значною мірою характеризує технічний рівень турбінного заводу, фірми. Одним з прогресивних шляхів вирішення цього завдання (приблизно через 5 років кожна фірма переходить на останні лопатки великого розміру) є виготовлення лопаток з титанового сплаву. Вперше такі лопатки спочатку довжиною 960 мм, а потім 1200 мм з Ω = 11,3 м ² були поставлені на турбіни ЛМЗ. Багато провідних фірми також намагалися встановити титанові лопатки в останніх щаблях, однак нерідко невдало. Лише з 1992 р., а в США американською фірмою «Дженерал електрик» (ДЕ) і пізніше, японські фірми пустили в експлуатацію турбіни з титановими лопатками довжиною 1016 мм.

Але навіть при легкому титановому сплаві витримати відцентрову силу довгих лопаток непросто. Спочатку для цього використовувався зварний ротор, а потім для ЦНД турбін ЛМЗ К-1000-5, 9 на Іжорському заводі був виготовлений унікальний ротор великого розміру без центрального свердління. Ротори без центрального отвору, тим більше таких розмірів, поки ніде не використовуються. Відомі лише проекти цих роторів, розроблені фірмою «Сіменс» для своїх потужних перспективних турбін.

З інших досягнень нашого турбобудування слід відзначити пакетну конструкцію робочих лопаток, застосовану ЛМЗ в регулюючій ступеня (при її потужності 50 МВт) турбіни К-800-23 ,5-5. При парціальному підведенні пари нова конструкція ЛМЗ допускає в кілька разів більші напруги згибу, ніж було прийнято раніше. Пакети лопаток застосовують ЛМЗ і Турбоатом до інших щаблях своїх турбін. Пакетування з кільцевої перев'язкою не тільки підвищує надійність лопаток, але і дозволяє збільшити ККД ступенів, особливо при змінних режимах роботи.

У великому турбобудуванні на всі характеристики ПТУ сприятливо позначилася конкуренція: за конденсаційним агрегатів ЛМЗ і Турбоатом, за теплофикационному - ТМЗ і ЛМЗ.

Переваги вітчизняних турбін, в тому числі, зазначених вище, пояснюються відповідним рівнем паротурбостроенія. Цьому сприяють підготовка висококваліфікованих інженерних і наукових кадрів у провідних вузах країни, наукові дослідження великих обсягів, різноманітності, глибини, що проводяться в заводських лабораторіях та КБ, в НДІ, в технічних університетах. Були створені отримали світове визнання наукові та конструкторські школи. Турбінні заводи оснащувалися сучасним технологічним, контрольним та експериментальним обладнанням. Наприклад, з трьох наявних у світі досвідчених натурних стендів два знаходяться у нас - на ЛМЗ і ТМЗ. У підготовці кадрів, у тому числі і робітників, в аналізі та освоєнні наявного досвіду, у використанні кращих наукових і технічних розробок чималу роль відіграє технічна література. За парових турбін, ПТУ, суміжних проблем книг російською мовою більше, ніж сумарно на інших мовах. Наша література з парових турбін перекладається на іноземні мови. Наприклад, тільки книги професора кафедри парових турбін МЕІ видані на 12 мовах. Відзначимо, що в деяких країнах розвиненого турбобудування (США, Франції, Японії) немає своїх книг з парових турбін, зміст яких відповідає сучасному рівню.

У всіх турбінах вітчизняних заводів широко використовуються створені в нас турбінні решітки, типові ступені, проточні частини, інші елементи парового тракту. Вони аеродинамічно відпрацьовані, іноді мають нетрадиційну форму, випробувані в аеро-і пародінаміческіх трубах, в експериментальних турбінах (ЕТ), на натурних стендах, на електростанціях. У ЦКТІ і в СПБДТУ є унікальні ЕТ з розрізним валом. Значне місце в дослідженнях і відпрацювання, аж до доведення на електростанціях, приділяється вібраційної відбудуванню лопаток та роторів, змінним режимам, іноді вельми складним - це режими ЦНД при зменшених об'ємних пропусках пара G _До v _K. Як ніде, найбільш значні обсяг і широта досліджень з газодинаміці вологої пари і сепарації вологи. Підсумком розробок реконструкцій турбін, проведених заводами, електростанціями, науковими інститутами і налагоджувальними організаціями, було те, що багато турбіни, в тому числі і дуже потужні, замість початкового проектного ресурсу, дорівнює 100 тис. год, працюють 200 тис. год і більше. Російські та український заводи експортували турбіни в десятки країн. Цей вигідний експорт наукомісткої продукції продовжується і зараз. Однак не можна не відзначити й серйозні недоліки у розробці, виготовленні та експлуатації вітчизняних ПТУ. До них ставиться найчастіше невисока якість допоміжного обладнання. Цьому сприяло те, що тривалий час турбозаводи відповідали не за всю ПТУ, а тільки за обладнання власного виготовлення: турбіну і конденсаційну установку. При випробуваннях ПТУ на електростанціях, оцінці роботи заводів, їх КБ, порівняно з гарантійними показниками вводилися поправки на реальні характеристики обладнання «чужого» виготовлення: підігрівачі, насоси, їх привід, сепаратори-промперегревателі АЕС, арматуру та ін

Основні зарубіжні фірми, концерни, транснаціональні компанії, що випускають турбіни, диверсифіковані. Вони створюють також електронну і обчислювальну техніку, включаючи використовувану у військовій промисловості. Це відноситься до проектування турбін, роботам для виготовлення лопаток, систем управління, контрольної апаратури, вимірам і ін у нас інше положення, яке в основному залишилося і зараз, незважаючи на окремі випадки використання результатів конверсії ВПК. Сьогодні значною мірою і при виконанні НДДКР, і при виробництві, та експлуатації турбін у ПТУ широко використовуються нові програми, САПР, діагностика на базі сучасних ЕОМ. Все це, включаючи повністю автоматизовані системи управління та захисту, а також первинні елементи для АСУ ТП, значною мірою пов'язане з розробками, які прийшли з ВПК. Так, у проточних частинах газових турбін застосовуються деякі нові конструктивні та аеродинамічні рішення, які пізніше і в меншій мірі використовуються у вітчизняних парових турбінах, хоча саме для них вони були запропоновані і досліджені в технічних університетах і НДІ. У нових іноземних турбінах отримали широке поширення: розроблене в МЕІ особливу профілювання меридіонального обводу соплових лопаток малої висоти; повністю просторовий розрахунок, з урахуванням впливу в'язкості і взаємовпливу решіток; лопатки, похилі (зі змінним по радіусу кутом нахилу) за напрямом обертання, запропоновані МЕІ і названі «шаблеподібні»; спрямовані кореневі межвенцовие протікання; оригінальні конструкції ущільнень і багато іншого. При цьому більшість з перерахованих вище рішень вперше було запропоновано або розроблено в Росії, і в зарубіжній літературі часто посилаються на наш пріоритет.

Часто зміна конструкцій турбіни хоча і забезпечує підвищення ККД і надійності, тягне за собою подорожчання НДДКР і самої турбіни і тому рідко застосовується заводами РФ.

При експорті енергетичного обладнання, в тому числі і ПТУ, в укладених контрактах завжди вказуються його гарантійні характеристики. Якщо випробування покажуть відхилення ККД ПТУ від гарантійних, то виробник платить покупцеві (електростанції або енергосистемі) або, навпаки, отримує матеріальне заохочення, яке у нас, правда, поки що майже не доходить до безпосередніх творців турбін і ПТУ. На жаль, для внутрішніх поставок такого правила немає, та й вартість агрегату практично не залежить від його реальних характеристик, отриманих при випробуваннях та експлуатації. Також немає матеріальної відповідальності виробників при зниженні надійності устаткування. Звичайно, при його поломки завод поставляє (не завжди сам) нові деталі, проводить ремонт, проте не компенсує непланових недовиробіток енергії. В останні роки чималу частку прибутку, та й завантаження зарубіжних енергомашинобудівних фірм забезпечують договору про постійне тривалому обслуговуванні обладнання після закінчення короткого, всього дворічного гарантійного періоду. Такі договори повинні бути обов'язковими і у нас. Буде справедливо, якщо всі відхилення від гарантійних характеристик повинні матеріально позначатися на виконавцях, особливо тепер, коли більшість підприємств повністю або частково приватизовано.

За останній час збільшилася кількість несправності обладнання: підвищена вібрація роторів; поломки лопаток, особливо в ступенях, де процес розширення пари відбувається поблизу прикордонної кривої; прогини діафрагм та ін Так, на одній з найбільших багатоциліндровий тихохідної турбіні АЕС у четвертій від кінця щабля ЦНД були поломки або виявлені тріщини в хвостовиках лопаток. Потрібна повна їх переробка, вартість якої надзвичайно велика. Мабуть, контракт із заводом на постійне обслуговування, який включав би і вартість непланового ремонту, і вимушену заміну деталей, обійшовся б електростанції дешевше.

В останні роки у світовій енергетиці намітилася тенденція створення істотно удосконаленого обладнання, в тому числі турбін і ПТУ. Практично на всіх недавно побудованих іноземними фірмами паросилових (на органічному паливі) електростанціях, що будуються зараз і замовлених з введенням в дію до кінця минулого і на початку цього століття, ККД нетто енергоблоку замість недавнього = 36-39% підвищився до 43-46% (іноді вже за даними випробувань) та планується (причому для електростанцій, що працюють на кам'яному вугіллі) його збільшення до 47-49%.

Таке зростання ефективності енергоблоків пояснюється підвищенням параметрів свіжої пари, температур промперегріву і живильної води, поглибленням вакууму, радикальним удосконаленням: основного (котельні установки і парові турбіни) і допоміжного. Для потужних турбін (а мова йде про агрегатах до = 1000 МВт) - приблизно половина виграшу ККД всього енергоблоку визначається зміною параметрів, інша половина - поліпшенням конструкції власне турбіни. Нові, в тому числі згадані вище, удосконалення турбіни забезпечують тим більшу частку підвищення ККД, чим менше потужність .

Зараз, починаючи з , Як правило, створюються турбіни СКД. З урахуванням комплексу заходів щодо зниження кінцевих втрат у гратах і ущільненнях розглядається техніко-економічна доцільність СКД навіть при , Починаючи з 100 МВт. Параметри пари на окремих енергоблоках підвищуються до 28-31 МПа, 580-600 , Рядом фірм розпочато проектування з переходом до , З'явилися дослідження можливості переходу на уявну фантастичною температуру - 720 .

У нас все ж енергоблоки при тисках пари перед турбіною: 12,8 і 23,5 МПа були вимушено переведені з температур 560/565 на 540/540 (Не рахуючи докладно описаний у літературі дослідно-промислової турбіни ХТЗ СКР -100 на 30 МПа, 650 ). Протягом останніх 30 років не було створено і навіть спроектовано (не замовлено) жодної турбіни на нові підвищені параметри пари. Крім окремих, приватних удосконалених кардинальних змін в проточній частині турбін і в ПТУ поки немає, хоча розрахункові опрацювання для деяких елементів все-таки є.

Насторожує і той факт, що скорочується обсяг досліджень, особливо експериментальних, що проводилися на самих заводах і за їх замовленням у НДІ та вузах. Звичайно, скорочення промислового виробництва позначається на потреби в електроенергії. Проте в деяких регіонах її все ж таки не вистачає. Який величезний перевитрата палива, яке загострення у зв'язку з цим екологічної ситуації відбувається через те, що на відносно великих котелень РФ відпущено тепла в 2 рази більше, ніж на ТЕЦ. Але, головне - це лавинно наростаючі частки вичерпало свій фізичний ресурс устаткування. Сьогодні це - 20 млн. кВт, а до 2010 ця цифра дійде до 90 млн. кВт, тобто практично половина генеруючих потужностей в РАО ЄЕС Росії, не кажучи вже про дрібні комунальних і промислових турбінах, де до цих пір експлуатуються агрегати навіть довоєнного виробництва.

Невисока надійність обладнання потребує все більш частих і дорогих ремонтів. Це проблема не тільки нашої, а й усієї світової енергетики. Безумовно, одночасно відбувається і моральне старіння цього устаткування. Визнано, що новітні з парових турбін в порівнянні з спроектованими 10-15 років тому (а в нас таких переважна більшість) при тих же параметрах і тій же площі вихлопу дозволяють підвищити ККД ПТУ на 4,5-6,0% (відносних). Слід також враховувати, що незабаром внаслідок завершення терміну допустимої роботи АЕС доведеться зупиняти їх енергоблоки, в тому числі потужністю 1000 МВт, багато з яких перебувають у країнах колишнього СРСР, у тому числі в РФ. Це стосується в першу чергу до ЛАЕС номінальною потужністю 4 млн. кВт, поки що забезпечує значну частину вироблення електроенергії всього північно-західного регіону Росії. Турбіни АЕС для заміни енергоблоків, що вичерпали ресурс, повинні мати ККД, що відповідає сучасному рівню.

Проблема технічного переозброєння обладнання, що вичерпав свій ресурс, не може вирішуватися без одночасного радикального підвищення його ефективності. І тут, вперше в нашій історії вітчизняна промисловість зіткнулася з конкуренцією іноземних фірм. Для заміни обладнання електростанцій в країнах колишнього РЕВ організований економічний консорціум, до складу якого провідні енергомашинобудівні і металургійні фірми Західної Європи. Ряд фірм докладає зусилля, щоб отримати ці замовлення, тільки перша частина яких оцінюється в 2,3 млрд. доларів. Вже представлені проекти модернізації конкретних турбін. Наприклад, на енергоблоці СКД потужністю 300 МВт з турбіною Турбоатом на Зміївській ГРЕС пропонувалося замінити ЦВД на циліндр горшкового типу фірми «Сіменс», ЦСД - проекту «Альстом» - ДЕК, залишивши незмінними харківські ЧНД. Практика вітчизняної енергетики має сумний досвід комбінації турбін потужністю 500 МВт, окремі елементи яких створені різними заводами. Вони супроводжувалися неодноразовими поломками, причому незрозуміло, який з виробників несе за це відповідальність.

Можна не сумніватися, що якщо надалі, навіть не в настільки віддаленому майбутньому, не відбудеться поліпшення всіх експлуатаційних показників енергоблоків, їх ПТУ і турбін, в тому числі по ККД, надійності, екологічності, якщо ці показники виявляться гіршими, ніж у обладнання, що пропонується зарубіжними фірмами, вітчизняне енергомашинобудування перестане існувати. А воно до недавнього часу було однією з галузей мирної промисловості, де ми могли успішно конкурувати з іншими розвиненими країнами. У кінцевому підсумку, такий стан призведе до втрати незалежності енергетики. грає визначальну роль в незалежності країни. Для того щоб уявити собі, що нас чекає в майбутньому, розглянемо ситуацію в Казахстані. Там на 25 років управління національною енергетикою передано транснаціональному концерну АВВ. Наївно думати, що все енергетичне обладнання, в тому числі парові турбіни, і нове, і реконструюється, буде виготовлятися. як до цього, на російських заводах, а не АВВ. Ясно, звідки будуть поставлятися запасні частини і де проводиться ремонт.

Поряд з багатьма, сьогодні майже не оспорюваними способами підвищення ККД проточної частини і зменшення втрат в усьому паровому тракті, залишилися деякі питання оптимальному розробки парових турбін, що вимагають обговорення. Один з них - конструкція циліндрів і частин турбіни для багатоциліндрових агрегатів, до них відносяться турбіни потужністю більше 200, а іноді навіть і 100 МВт.

Циліндри низького тиску - зазвичай двопоточні з нейтральним підведенням пари. Якщо розміри останнього ступеня і об'ємний пропуск дозволяє обмежитися одним потоком, то логічно відмовитися від підвального і навіть більш сприятливого бічного розташування конденсаторів. Осьовий конденсатор помітно підвищує економічність комплексу: останній ступінь + вихідний патрубок, істотно скорочує будівельні витрати в машзалі. Такий проект для турбіни потужністю 300 МВт є у Франції. Стосовно до наших умов в МЕІ опрацьовані варіанти однопоточному турбіни ще більшої потужності з погіршеним вакуумом і використанням дуже довгою лопатки ЛМЗ-МЕІ.

Циліндри високого тиску можуть бути однопотоковим: К-200-12, 8 ЛМЗ; Т-100-12.8 ТМЗ; турбіни серії СКД Турбоатом; більшість машин європейських фірм. Для турбін СКД ЛМЗ застосовує ЦНД петлевого типу з центральним підводом пари. Його переваги - урівноваження осьових зусиллі, менші кінцеві витоку. Результати детальних розрахунків як і деякі випробування, проведені фірмою ОРГРЕС. Особливо після установки дифузорів за останніми ступенями обох відсіків, показали їх більшу ефективність порівняно з однопотоковим ЦВД. У турбінах фірми «Мітсубісі» потужністю 700 МВт ЦВД виконаний з центральним підводом пари та двома симетричними потоками, включаючи дві регулюють щаблі. Інша конструкція ЦВД реактивного типу вимагає думміса, іноді навіть двох. При цьому з'являються додаткові витоку тим більші, чим менше .

Циліндри середнього тиску турбін ЛМЗ потужністю = 200 МВт, інших турбін великих потужностей - однопоточні; в агрегатах СКД ЛМЗ від 500 до 1200 МВТ, а також багатьох потужних зарубіжних турбін - двопоточні. Вони більш ефективні, але у зв'язку з дуже довгим і гнучким ротором при експлуатації, частих пусках-зупинки зростають витоку в щаблях. Цього можна уникнути, застосовуючи в турбінах активного типу регулювання зазорів. Не зовсім вдала конструкція парових турбін СКД ЛМЗ і Турбоатом К-300-23, 5, де в одному циліндрі з'єднані ЧСД і один з трьох потоків ЧНД. Перед ЧНД-1 відбирається 2 / 3 витрати пари, і перші його щаблі обтекаются з підвищеними втратами. У настільки довгому однопоточному поєднанні ЦСНД потрібно думміс, який знижує ККД і маневреність і для якого потрібне охолоджування. Можливий варіант суміщеного ЦСНД з центральним підводом пари, але він конструктивно більш складний.

У багатьох великих американських і японських турбінах, а також у опрацюваннях МЕІ, прийнятий суміщений ЦВСД. У японській турбіні К-600-24, 1 його застосування дозволило відмовитися від ЦСД і скоротити осьові габарити турбоагрегату на 8 м, виконавши його трьохциліндровим. Перевагою його при високих t _пп є природне охолодження високотемпературного ділянки ротора ЦСД і входу в ЧСД витоком через проміжне ущільнення, недоліком - велика довжина, а іноді по підвищений діаметр ротора. Але у згаданій турбіні 600 МВт фірми «Тосіба» на n = 50 1 / с в ЦВСД всього 15 ступенів . Іжорський завод може виготовити і при по підвищений температурах довгі ротори без центрального свердління. Залежно від обраного ротора ЦНД (з лопаткою 960 або 1200 мм) пропонований МЕІ пілотний енергоблок потужністю 525 МВт може бути чотирициліндровим (як зараз турбіни ЛМЗ і Турбоатом К-500-23, 5) або трьохциліндровим.

Вибір тієї або іншої конструкції багатоциліндровий турбіни при різних потужностях і тиску в конденсаторі дозволяє виготовляти велику серію турбін з набору циліндрів однакових або відрізняються лише висотою лопаток. Сьогодні при гострій конкуренції це дуже важливо, тому що зберігає необхідний комплекс НДДКР, істотно зменшує тривалість від початку виконання замовлення до введення в комерційну експлуатацію. Це, зокрема, підкреслюється і в закордонних публікаціях, присвячених специфіці енергомашинобудування в ринкових умовах.

Ще з часів перших турбін позиція фірм і заводів з вибору типу облопачіванія (активного і реактивного) різна. Це відноситься до ЧВД і ЧСД. Реактивний облопачіваніе дозволяє поліпшити обтікання робочих решіток, знизити вихідні втрати. Але при цьому, особливо для лопаток малої висоти, підвищуються втрати від витоків, хоча сьогодні для одного ступеня їх знижують різними ущільненнями з 10-16 гребенями. Одночасно збільшується число ступенів і відповідно вартість агрегату. Турбіни активного типу в даний час дозволяють помітно підвищити ККД ступенів при використанні деяких заходів, у тому числі - міжвінцовий кореневої витоку. Однак для турбін активного типу потрібна висока якість виготовлення і конструювання діафрагм, товщина яких зростає з підвищенням р ₀

В останні роки в енергетичних фірмах Франції та Англії перейшли на турбіни активного типу. Деякі фірми, наприклад «Міцубісі», для великих енергетичних агрегатів застосовують реактивну конструкцію, а для ПГУ, суднових та індустріальних машин найчастіше - активну. У США залишилася практично одна фірма ДЕ з турбінами активного типу. На ЛМЗ з урахуванням труднощів, пов'язаних з конструюванням і експлуатацією діафрагм, розглядається варіант ЦВД з реактивним облопачіваніем. Мабуть, тільки аналіз тривалої експлуатації електростанцій, надійні техніко-економічні порівняння того й іншого типів облопачіванія дадуть оптимальне рішення - і по надійності, і по ККД, і за вартістю виготовлення. Однак у всіх випадках потрібен чималий комплекс досліджень, щоб досягти результатів провідних фірм і тим більше результату, запланованого для вже замовлених нових ПТУ. Зазначене вище підвищення ККД енергоблоку при тих же параметрах на 4,5-6,0% (відносних) - це вражаючі цифри. Адже тільки Δη = 1% (відносних) для РАО «ЄЕС Росії» забезпечує річну економію умовного палива більше 2 млн. т. Одночасно це покращує і екологічні показники.

Зараз умов роботи ПТУ при змінному режимі надається більше значення, ніж раніше. Тому і більш важливою виявилася проблема вибору оптимальної системи паророзподілу. Звичне для нас сопловий паророзподіл дозволяє знизити кінцеву витік, зменшити число ступенів, полегшити умови охолодження ЧВД в суміщеному ЦВСД. Разом з тим очевидна велика надійність та економічність роботи енергоблоку при ковзному тиску. У цьому випадку при дросельному паророзподіл і при всіх навантаженнях ККД нетто енергоблоку підвищується, а при сопловой - лише при потужностях нижче приблизно 70% номінальної.

Зараз і в перспективі все більше місце в енергетиці займають ПГУ. При використанні газу вони вже забезпечують ККД вище 58%. Техніко-економічне порівняння високоефективних ПГУ з новими досконалими кам'яновугільними паросиловими енергоблоками за вартістю виробляється кіловат-години залежить від багатьох факторів, в першу чергу від цін на різне паливо. Цікаво, що багато європейських країн, США, КНР, Японія, в тому числі що мають власний природний газ, будують вугільні паросилові енергоблоки, використовуючи газ для інших цілей. Хоча деякі переваги утилізаційних ПГУ очевидні - найкраща економічність, менша необхідна площа і що сьогодні, найчастіше, стає вирішальним істотно менша витрата охолоджуючої води. Парогазові установки, що використовують тверде паливо поки не набули масового поширення, вони не пройшли тривалої апробації, а їх ККД трохи нижче досягнутого в сучасних вугільних паросилових блоках. Парогазові установки всіх типів вимагають і високого КПД їх паротурбінної частини. У нових чисто бінарних ПГУ з високотемпературними ГТУ, потужність яких при n = 50 1 / с складає вже 240 МВт, і все частіше використовується ПГУ одновальної конструкції потужність парової турбіни приблизно дорівнює 120 МВт. Парова турбіна при цьому тепер уже трьох тисків, з промперегріву і р ₀ до 16 МПа. Часто парові турбіни для ПГУ проектуються, як зазвичай для ТЕС без врахування їх особливостей: практично без відборів, бажано з одним виходом з ЧНД, високої кінцевої вологістю, конденсаторами різного типу. Якщо раніше мова йшла про невеликій частці парових турбін для ПГУ в паротурбінних фірмах, то зараз, наприклад, у фірми «Дженерал електрик» їх частка у виробництві парових турбін досягла 45%.

Треба чітко уявляти, що якщо у вітчизняному енергомашинобудуванні, в тому числі в конструкції парових турбін, найближчим часом не відбудеться серйозного якісного стрибка, то незабаром наші електростанції будуть купувати кращі, і можливо більш дешеві турбіни в іноземних фірм. Вітчизняним підприємствам доведеться займатися будівельної частиною і виготовленням найбільш простих деталей по чужих ліцензіями. Це означає практично повний розвал галузі, який буде мати великі соціальні наслідки. У першу чергу це торкнеться турбінних заводів, чималого числа НДІ, системи підготовки кадрів. Про це прямо пишуть в іноземних журналах.

Звичайно, причини серйозного сьогоднішнього відставання нашого турбобудування значною мірою визначаються відсутністю необхідного фінансування і рідкісними замовленнями, які надходять від електростанцій. Все це пояснюється загальною ситуацією в економіці країни. Але є і суб'єктивні фактори, розглянуті вище: багаторічне нехтування рішенням кардинальних проблем (зміною параметрів, впровадження нових прогресивних конструкцій). Цикл НДДКР для якісного стрибка в енергетиці складає не менше 10 років. Мова йде вже про наступному столітті. Відкладати далі рішення цієї проблеми не можна. Вітчизняна енергетика та машинобудівної-металургійний комплекс високих технологій вимагають зусиль не тільки працівників заводів, а й фінансової, хоча б кредитної підтримки держави. Особливу увагу до цих проблем повинні проявляти не тільки енергетики, а й ряд інших організацій: РАН, Мінекономіки Росії, МЗЕЗ РФ.

Список літератури

1. Щегляєв А.В. Парові турбіни. (Теорія теплового процесу і конструкція турбін) Вид. 4-е, переробці. М., «Енергія», 1967.

2. Кирилов І.І., Іванов В.А., Кирилов А.І. Парові турбіни та двигуни установки. - Л.: Машинобудування. Ленінгр. Отд-ня, 1978. - 276 с., Іл.

3. Трухнов А.Д., Ломакін Б.В. Теплофікаційні парові турбіни і турбоустановки: Навчальний посібник для вузів. - М.: Видавництво МЕІ, 2002. - 540 с.: Іл., Вкладки

4. Іванов В.А. Стаціонарні і перехідні режими потужних паротурбінних Установок. - М., «Енергія», 1971.

5 Смоленський О.М. Парові і газові турбіни. Підручник для технікумів. М., «Машинобудування», 1977

6. Самойлович Г.С. Сучасні парові турбіни. - М., «Державне енергетичне видавництво», 1960

7. Бесчінскій А.А., Доллежаль Н.А. Сучасні проблеми енергетики. - М., «Вища школа», 1984.

8. Теплоенергетика № 1, 1998

9. Тези доповідей на Всесоюзній науково-технічній конференції «Проблеми вдосконалення сучасних парових турбін». Випуск 183 (додатковий). Калуга, 1972