Типовая конструкция современной паровой турбины

С повышением начальных параметров пара и единичной мощности агрегатов вновь актуальным стал вопрос о выборе типа парораспределения паровых турбин. Эта задача не может решаться в отрыве от вопроса о предполагаемых режимах работы турбины. Дроссельное парораспределение позволяет обеспечить наибольшую экономичность при расчетном режиме. Как показали расчеты, выполненные в ЛПИ совместно с ЛМЗ применение дроссельного парораспределения для турбины К-200–130 вместо соплового с заменой регулировочной ступени тремя ступенями давления снижает удельный расход тепла по машинному залу электростанции при номинальном режиме примерно на 0,3%, а для турбины К-300–240 – на 0,4%. Такое повышение экономичности равносильно увеличению КПД регулировочной ступени примерно на 2%.

Сопловое парораспределение, уступая дроссельному при номинальном режиме, превосходит его в экономичности при частичных нагрузках (в рассмотренных примерах – при нагрузках, меньших 90% от номинальной). Один из существенных недостатков соплового парораспределения при высоких параметрах пара заключается в том, что вследствие различного дросселирования пара в регулировочных клапанах при их неодинаковом открытии температуры потоков пара, идущих через эти клапаны, могут значительно различаться. Так, например, при начальных параметрах 400 бар, 650° С температура пара за клапаном, открытым на 10%, оказывается на 180 °С ниже температуры пара за полностью открытыми клапанами.

Такая неоднородность потока и связанный с нею неравномерный нагрев статора турбины могут быть причиной значительных температурных напряжений и короблений корпуса. Для устранения неравномерности параметров пара перед различными группами сопел применяется одновременный впуск пара в несколько групп сопел; при этом сопловое парораспределение приближается к дроссельному, и разница в экономичности частичных режимов между ними уменьшается.

В то же время мощности регулировочных ступеней крупнейших паровых турбин достигли необычайной величины. Например, в турбине ЛМЗ К-800–240 ее мощность составляет около 50000 кВт. Проектирование рабочих лопаток такой ступени для условий нестационарного потока становится крайне затруднительным. По этим причинам для блоков мощностью 1000 МВт и выше предпочтение отдается дроссельному парораспределению.

Существенное преимущество дроссельного парораспределения с полным подводом пара – улучшение вибрационных характеристик лопаток первой ступени. Дроссельное парораспределение с полным подводом пара начинает все шире применяться для мощных паровых турбин. С таким парораспределением выполнены турбины мощностью 1000 и 1150 МВт в США. Дроссельное парораспределение имеет турбина мощностью 1300 МВт, проектируемая швейцарской фирмой «Броун-Бовери» для США. В новых проектах турбин мощностью 1200–1600 МВт ЛМЗ также предусматривается дроссельное парораспределение.

Возможности увеличения мощности паровой турбины

Повышение мощности турбин до 1600 МВт и даже до 2000 МВт предусматривалось в унифицированном ряду, в котором головная турбина К-1200–240. Эта турбина при определенных условиях может развивать мощность до 1400 МВт. При повышенной температуре охлаждающей воды и рк > 4,5 кПа на базе имеющегося ЦНД мощность турбины может быть увеличена до 1600 МВт. Решается и проблема парогенератора в форме моноблока или, возможно, дубльблока (на базе имеющегося котла для блока К-800–240). Следует также иметь в виду, что температура охлаждающей воды для большинства ГРЭС будет постепенно нарастать и что со временем найдут применение турбины для рк = 6,5 кПа, а это позволит значительно повысить их мощность.

Принципиально новый мощностной ряд целесообразно выбирать исходя из принципа удвоения мощности, т.е. ставить задачу о создании блоков 2500 – 3000 МВт. Решение этой проблемы потребует обширных научных исследований и проектных работ, а также подготовки производства в области турбин, котлов и генераторов. Выполнение этих работ потребует длительного времени. Для такого крупного шага необходимо пересмотреть как параметры пара, так и принципиальную структуру энергетической установки. Рассмотрим лишь возможности дальнейшего роста мощности турбин без принципиальных изменений тепловой схемы и параметров пара.

В настоящее время имеются предварительные разработки турбин мощностью 2000–2400 МВт, которые позволяют судить об их перспективности.

При решении этой проблемы выбор частоты вращения турбогенератора – центральный вопрос. При мощности свыше 2000 МВт по общим экономическим показателям и по надежности тихоходные турбины могут конкурировать с быстроходными. К. п. д. ЦВД тихоходной турбины приблизительно такой же, как быстроходной, так как в последней уже требуется двухпоточный ЦВД и, следовательно, нет заметного выигрыша от увеличения длин лопаток. Эти соображения в еще большей мере относятся к ЦСД. В тихоходной турбине ЦНД может в принципе из-за меньших выходных потерь иметь более высокий к. п. д., чем в быстроходной, или в ней можно существенно уменьшить число цилиндров. Решение же проблемы быстроходной турбины за счет увеличения числа ЦНД приводит к слишком длинному валопроводу, в котором легко возбуждаются вибрации. Если же ограничить число цилиндров, то единственный путь повышения мощности – увеличение площади S, ометаемой лопатками последней ступени. Эта площадь пропорциональна d2l2 или u2l2. По соображениям аэродинамики потока коэффициент веерности dl ограничен (в настоящее время – не менее 2,5). Приняв этот коэффициент постоянным, найдем, что для заданной частоты вращения S~u2. Для этих условий при заданном рк расход пара ЦНД, а следовательно, и предельная мощность турбины пропорциональны квадрату окружной скорости последнего РК. Уже сейчас в турбине К-1200–240 ЛМЗ u2 = 471 м/с (u2» =660 м/с), и у периферии окружная скорость значительно превосходит звуковую. Все же не исключена возможность ее дальнейшего повышения.

Если сохранять потерю выходной кинетической энергии и в то же время увеличивать окружную скорость, то получаются малые углы β2*, что может вызвать затруднения в проектировании меридионального сечения проточной части последних ступеней и прочной лопатки у периферии РК. В таких случаях встает вопрос об увеличении выходной скорости, несмотря на повышение выходных потерь. Это, однако, возможно лишь до какого-то предела, так как из-за больших потерь невозможно допустить движения со сверхзвуковыми скоростями в выходных патрубках, имеющих неблагоприятную аэродинамическую форму.

При проектировании быстроходных турбин мощностью 2500–3000 МВт встречаются также трудности в проектировании ЦВД и особенно ЦСД из-за больших длин лопаток и размеров роторов.

Двухвальные быстроходные турбины открывают путь к значительному повышению «предельной мощности» при сохранении высокой экономичности установки за счет увеличения числа унифицированных ЦНД и ЦСД. Особого внимания заслуживает также проблема двуъярусных ступеней.

В связи с трудностями проектирования быстроходной турбины мощностью 2000 МВт и более выдвигается как альтернатива тихоходная турбина. Основные недостатки последней: большая масса и размеры основных деталей, что ухудшает тепловое состояние цилиндров, а также создает трудности транспортирования, монтажа и ремонта, повышает стоимость строительных работ на ЭС. Однако имеется граница мощности турбины, за которой при располагаемых технических средствах тихоходная турбина обладает преимуществом по сравнению с быстроходной. Для сравнительной оценки турбин этих типов рассмотрим некоторые их проектные варианты.

Проектные варианты турбины 2000 МВт при п = 3000 об/мин. В ЦКТИ были выполнены исследовательские разработки быстроходной турбины К-2000–240/3000 для параметров пара 23,5 МПа и 838/838 К. Этот проект базировался на применяемых в настоящее время параметрах пара. Температура охлаждающей воды принималась 293 и 298 К. Тепловая схема блока считалась такой же, как в современных турбинах типа К-1200–240.

Механические свойства материалов ко времени осуществления проекта предполагались на 15 – 20% выше, чем в настоящее время. Предполагалось также, что будут освоены поковки из хромистых нержавеющих сталей массой 60–100 т для роторов высокого и среднего давлений и что будут изготовляться роторы без центральных отверстий. Допускалось, что окажется возможным применение поковок из нержавеющих мартенситостареющих сталей с пределом текучести 1200–1400 МПа и массой до 15 т. Для рабочих лопаток из титана был выбран предел текучести до 900 МПа. В основном же проект был ориентирован на уже достигнутый уровень механических свойств применяемых турбинных материалов и на подтвержденные опытом запасы прочности.

Главные черты проекта: малое число ступеней в однопоточных ЧВД и ЧСД за счет больших окружных скоростей (диаметры роторов по корневым сечениям d/ = 1400 мм); размещение в одном цилиндре ЧВД и ЧСД; применение для последней ступени ЦНД лопатки длиной l2=1200 мм при диаметре d2=3000 мм (ΣS = 90,4 м2); противодавление pк = 5,2 кПа; разделительное давление между цилиндрами 0,7 МПа. При этих условиях турбина получилась пятицилиндровой с восемью выходами из ЦНД с общим числом ступеней 49 и с центральным расположением ЦВД.

Общий расход пара G = 6500 т/ч. Из-за высокого противодавления получился большой удельный расход пара каждым выходом ЦНД – 45 т/(м2ч), тогда как в турбине К-1200–240 – около 32 т/(м2ч) при pк~3,6 кПа. Выходная кинетическая энергия hС2 = 43 кДж/кг (~10 ккал/кг) и МС2г= 0,85. Эта выходная потеря предельно высока. Внутренний к. п. д. ЧВД и ЧСД можно принять 0,89, а низкого давления – 0,83. Мощность ЧВД около 700 МВт, ЧСД около 600 МВт и ЧНД 8x105 МВт (общая внутренняя мощность 2140 МВт). ЧВД и ЧСД разгружены думмисами от осевого давления.

Совмещенный ЦВД–ЦСД расположен в центре агрегата, а с двух сторон от него – по 2 ЦНД. По сравнению с обычным расположением цилиндров это уменьшает относительные тепловые расширения и снижает диаметр шейки упорного подшипника, помещенного со стороны ЧВД, что дает возможность достигнуть приемлемой окружной скорости в этом подшипнике. Кроме того, уменьшается размер перепускных труб благодаря разветвлению потока сразу за ЧСД. Улучшается также низкочастотная вибрационная характеристика РВД, так как у него отсутствует свободная шейка со стороны переднего подшипника.

По сравнению с турбиной К-1200–240 большим усилиям подвергаются шейки роторов (рассчитываются на четырехкратный крутящий момент в случае короткого замыкания). Для них применены роторные вставки с фланцевыми соединениями, выполненные из особо прочного материала (мартенситостареющая сталь). Диаметры шеек не превышают 600 мм.

Напряженность корпусов и элементов статора не превосходит допускаемых величин в уже действующих турбинах. Лопатки, хвостовые соединения (елочного типа), тело ротора – предельно напряжены, особенно в области высокой температуры в ЧСД, т.е. в зоне первой ступени; ротор может быть выполнен из стали Р2М с запасом по пределу текучести 1,25. Расчет велся в предположении работы в течение 100000 ч. Изготовление поковок из хромистых нержавеющих сталей увеличит долговечность роторов.

Длина турбины 49 м, она лишь немного больше, чем длина турбины К-1200–240.

Разработаны новые варианты соединения ЦНД с конденсатором и фундаментом: наружный корпус представляет собой тонкостенную оболочку, и он не служит базой для центровки внутреннего корпуса, связанного через раму непосредственно с фундаментом.

Удельная металлоемкость турбины без конденсатора по предварительным расчетам около 1,3 кг/кВт против 1,6 кг/кВт для К-1200–240 (при pк = 4 кПа).

Проектные варианты турбины мощностью более 2000 МВт при n=1500 об/мин. Для АЭС выпускаются турбины мощностью 500 и 1000 МВт, работающие при 1500 об/мин. Произведены громадные затраты, связанные с изготовлением для этой цели крупнейших изделий, вызвавших необходимость не только сооружения новых турбинных цехов, но и перестройки металлургической промышленности, обслуживающей турбинные заводы. Благодаря этому вкладу в промышленность сейчас возможно решение проблемы дальнейшего развития сверхмощных турбин на широкой основе с использованием как быстроходных, так и тихоходных турбин в зависимости от их экономических показателей и степени надежности.

В ЦКТИ были выполнены под руководством Л.Д. Френкеля проектные разработки турбины мощностью 2000 МВт при 1500 об/мин, которая рассматривалась вместе с быстроходной турбиной как альтернативное решение. Мощность 2000 МВт находится вблизи границы возможности выполнения быстроходной турбины, и это делает сравнение проектов интересным, хотя это условие не в пользу варианта тихоходной турбины.

Начальные параметры пара 23,5МПа, 833/838 К: противодавление 5,9 кПа. Конечная температура питательной воды tп.в = 543 К. Проточная часть размещена в однопоточном ЦВД (12 ступеней) мощностью около 710 МВт, двухпоточном ЦСД (2х8 ступеней) и в трех ЦНД (2x6 ступеней) мощностью 2x127 МВт. Общее число ступеней 64. Базой для проектирования проточной части ЦНД послужила ступень с лопаткой l2=1400 мм, d2 = 4100 мм, d1 = 2,93 и S = 18 м2. Удельный расход пара последним РК – около 33 т/(м2ч). Давление за ЦВД составляет 3,6 МПа, за ЦСД 0,37 МПа.

К. п. д. ЧВД и ЧСД по расчетам около 0,89, а для ЧНД 0,85. Их высокие значения достигаются в основном за счет меньших выходных потерь за каждой последней ступенью в цилиндрах, особенно в ЦНД, где на расчетном режиме hС2 –20 кДж/кг, что приблизительно в два раза ниже, чем эти потери в быстроходной турбине. При этих условиях получается удельный расход теплоты лишь немногим меньше, чем для ПТУ с турбиной К-1200–240.

Трудная задача – конструирование роторов высокого и среднего давлений, в которых местные температуры превосходят 803 К и напряжения в расточке достигают 170 МПа. В наиболее нагретых местах ротор охлаждается паром, взятым до первого перегревателя. При охлаждении этих мест на 25 – 30 К можно применять жаропрочные перлитные стали. Средние диаметры РВД выбраны 1800–1970 мм при длине первой и последней рабочих лопаток приблизительно 100 и 300 мм, а те же размеры РСД равны 2315–2770 мм и РЛ – 150 и 410 мм. Роторы ЦВД и ЦСД – сварные, барабанного типа. РВД весит около 65 т, а РСД – около 110 т.

В ЦНД последняя ступень сравнительно мало напряжена. Ее рабочая лопатка по размерам далека от предельной, напряжения в корневом сечении – от изгиба средней величиной ПАС σи = 23МПа (с учетом перепада давления 29 МПа). Для материала с пределом текучести σ0.2~640МПа коэффициент запаса прочности в роторе kт~2,8. Все эти напряжения значительно меньше, чем в быстроходных турбинах такой же мощности.