Переменный режим турбинной ступени

Лекция №11

Особенности переменных режимов работы паровой турбины

 

Общая характеристика переменных режимов

 

При проектировании паровой турбины ее экономические характеристики в первую очередь определяются исходя из номинального (расчетного) режима эксплуатации, для которого при заданных расходе и параметрах водяного пара реализуется номинальная мощность турбоагрегата при его максимальной экономичности. В реальных условиях эксплуатации имеют место нерасчетные режимы, определяемые изменением:

1. нагрузок энергоблоков N_э (частичные и максимальные нагрузки);
2. расходов свежего (G ₀) и отбираемого тепловому потребителю (G _т) пара;
3. термодинамических параметров рабочих сред в цикле (р₀, t₀, р_пп, t_пп, р_к, р_пв, t_пв);
4. частоты сети;
5. проточной части турбины в процессе ее модернизации или из-за отложения солей, а также эрозионного и механического износов;
6. тепловой схемы турбоустановки (отключение подогревателей, замена оборудования).

Все эти изменения определяют условия переменных режимов работы турбины. Кроме того, существуют нестационарные режимы эксплуатации турбоустановок, связанные c пуском и остановом главного оборудования, а также с изменением теплового состояния паровой турбины при переходе на частичные нагрузки. В ряде случаев турбоагрегаты находятся в режимах холостого хода, а также синхронного компенсатора (моторный режим эксплуатации).

В дальнейшем будем называть установившийся во времени режим эксплуатации турбоустановки переменным, а переходными – режимы, связанные с изменением расхода водяного пара или его параметров во времени.

Для оценки изменения экономичности и надежности основных элементов паровой турбины при отклонении режима ее эксплуатации от номинального обычно выполняют соответствующие тепловые и прочностные расчеты при неизменных размерах сопловых и рабочих решеток ее отдельных ступеней.

 

Переменный режим работы турбинных решеток

 

Выполним анализ влияния параметров пара на его расход через соответствующие решетки турбинной ступени. При этом не существует принципиальной разницы, идет ли речь о неподвижной сопловой или вращающейся рабочей решетке. Для определения расхода пара через сопловую решетку необходимы знания параметров полного торможения перед ней () и статического давления за ней (р₁). Для рабочей решетки этими параметрами являются параметры торможения в относительном движении () и давление р₂. Но зависимости расхода от давления для суживающихся и расширяющихся решеток различны.

Суживающиеся решетки

Анализ переменных режимов обычно осуществляется с помощью относительного давления e, выражающего отношение давления в выходном сечении решетки (р₁, р₂) к давлению полного торможения на входе в нее (). Значение e сравнивается с критическим значением относительного давления e_*, которое при истечении перегретого водяного пара равно e_* =0,546. Например, в сопловых решетках в зависимости от относительного давления e₁=р₁ / реализуются следующие основные режимы течения:

1. дозвуковой, когда e₁>e_*;

2. критический, когда истечение осуществляется со скоростью звука, т. е. e₁=e_*;

3. сверхкритический, когда давление в горле соплового канала равно критическому р_*, но больше давления р₁, т.е. e₁<e_*. Такой режим формируется при расширении в косом срезе турбинной решетки и определяет ее запирание, при котором максимальный расход определяется только давлением и температурой полного торможения водяного пара на входе в решетку:

(11.1)

Рассмотрим характер зависимости расхода пара через межлопаточные каналы сопловой решетки от давления р₁, которая представлена на рис. 11.1, а. Если передрешеткой поддерживать полное давление постоянным, а давление за ней менять, то закон изменения расхода водяного пара изображается линией АВС, где точка А определяет критический расход G_*, точка В критическое отношение давлений e_*, а точка С нулевой расход. Понятно, что при р ₁ <e_* расход через каналы является критическим и не меняется. При изменении полного давления перед решеткой ранее указанные точки и, соответственно, зависимость расхода смещаются в принятой системе координат пропорционально этому давлению.

Более удобно проводить расчет переменного режима при течении пара в суживающихся каналах с помощью сетки относительных расходов q=f(e₀,e₁) (рис. 11.1, б). Здесь относительный расход

(11.2)

выражает отношение расхода G, кг/с через сопло к критическому расходу G _*,max, вычисленному при максимальном начальном давлении р _{0, max}. Значение р _{0, max} назначается исходя из возможных эксплуатационных условий. В свою очередь e ₀ =р ₀ /р _{0, max} – относительное давление перед соплом, а e ₁ =р ₁ /р _{0, max} – за соплом.

 

а)

б)

Рис. 11.1. Зависимость изменения расхода G от давления (а) и сетка относительных расходов водяного пара (e_* =0,546) через турбинную решетку с суживающимися каналами (б) (сетка Щегляева А.В.)

Решения уравнения (11.2) в итоге их графической интерпретации представляют семейство эллипсов с координатами центров q_ц=e ₀ и e _{0 ц} =e₀e_* (рис. 11.1, б). Для значений e_а<e₀e_* расход через сопло, как было показано ранее, является критическим, что в сетке относительных расходов отражено семейством прямых горизонтальных линий. Сетки расходов для рабочих сред с разными показателями изоэнтропы х в условиях Т₀ =const легко строятся, принимая размер полуосей эллипсов вдоль оси ординат равный e₀, а вдоль оси абсцисс равным e ₀(1- e_*).

Пользование сеткой рассматривается на примере оценки изменения расхода через межлопаточные каналы сопловой решетки, когда при постоянном давлении на входе р ₀=10 МПа давление за ней уменьшилось с р₁ =8 МПа до р₁₁ =6 МПа. Принимаем р_0,max =10 МПа. Тогда e ₀₁ =e ₀₁₁=1,0; e ₁=0,8; e ₁₁=0,6. Для исходного режима по сетке расходов находится значение q ₁=0,81, а для нового режима - q ₁₁=0,98. В итоге изменение расхода оценивается отношением G ₁₁ /G ₁ =q ₁₁ /q ₁=1,21.

Представленная сетка относительных расходов (рис. 11.1) позволяет выполнить расчеты переменных режимов соответствующих решеток турбинной ступени, определяемых изменением давлений на их входе и выходе, расхода через каналы в любой их комбинации.

Переменный режим турбинной ступени

 

При изменении мощности турбины, определяемой расходом водяного пара и отклонением его термодинамических параметров от номинальных значений, располагаемые теплоперепады ее ступеней , а также параметры u/c_ф и r могут существенно изменяться. При этом теплоперепады меняются в разных ступенях по-разному: наиболее сильно в регулирующей ступени ЦВД и последних ступенях ЦНД.

Рассмотрим влияние уменьшения теплоперепада в ступени на основе анализа треугольников скоростей, представленных на рис. 11.2, а. В условиях работы турбины с постоянной частотой вращения окружные скорости не меняются (u =const). Очевидно, что при этом уменьшается абсолютная скорость за сопловой решеткой (с ₁₁ <с ₁) и возрастает отношение u/c_ф. Тогда новое значение относительной скорости w ₁₁ <w ₁ определяет отрицательный угол атаки на входе в рабочую решетку (d ₁ =b ₁ -b ₁₁) и соответствующее снижение экономичности ступени в условиях нерасчетного обтекания рабочих лопаток. При этом w ₂₁ <w ₂, что изменяет значение и направление абсолютной скорости с₂ на выходе из рабочей решетки (d ₂ =a ₂ -a ₂₁).

Изменение треугольников скоростей при увеличении располагаемого теплоперепада в ступени показано на рис. 11.2, б. Здесь увеличение скорости с₁₁ приводит к формированию положительного угла атаки d ₁ на входе в рабочую решетку и возможному отрыву потока в области выпуклой поверхности рабочих лопаток. При этом отношение u/c_ф уменьшается, что сказывается на экономичности турбинной ступени.

 

а)

б)

Рис. 11.2. Треугольники скоростей при расчетном и уменьшенном теплоперепадах ступени(а); при расчетном и увеличенном теплоперепаде ступени (б)

 

Кроме отношения скоростей на изменение КПД ступени может оказать влияние отношение давлений из-за изменения потерь при обтекании решеток и перераспределения теплоперепадов Н _0с, Н _0p. Изменение параметра u/c_ф сопровождается изменением степени реактивности ступени r. При небольших изменениях u/c_ф, когда его относительное отклонение определено диапазоном –0,1 < D (u/c_ф)/(u/c_ф)₀< 0,2, в оценках относительного отклонения степени реактивности используется линейная зависимость

, (11.4)

где индекс «0» определяет расчетный режим, а буква D- отклонение от расчетных значений. График этой зависимости для различных значений r ₀ показан на рис. 11.3. Видно, что изменение степени реактивности больше для ступеней с меньшими ее значениями r ₀. Формула (11.4) получена без учета изменения степени реактивности от утечек пара через корневые и периферийные зазоры, которыми можно пренебречь при малых зазорах и в турбинных ступенях со степенью парциальности е =1.

Рис. 11.3. Изменение степени реактивности от расчетного значения r₀

при отклонении параметра u/c_ф турбинной ступени

 

Итак, расчет на новом режиме сводится к определению нового значения располагаемого теплоперепада ступени, по которому определяется фиктивная скорость с_ф и отношение скоростей u/c_ф. С помощью известных зависимостей по u/c_ф оцениваются потери и относительный лопаточный КПД ступени. Если первоначально проточная часть турбинных решеток спроектирована в условиях реализации угла выхода потока a₂ =90⁰, то как уменьшение, так и увеличение параметра u/c_ф примерно в равной мере сказывается на потерях с выходной скоростью D Н_вс.

На рис. 11.4 показаны зависимости основных составляющих потерь и относительного лопаточного КПД h_ол активной (рис. 11.4, а) и реактивной (рис. 11.4, б) ступеней от u/c_ф при e_ст=const (пунктирные линии – опыт, сплошные - расчет).

А) б)

Рис. 11.4. Зависимости h_ол=f(u/c_ф):

а - для активной ступени (r =0,05); б – для реактивной ступени (r=0,5)

 

В ряде случаев вводятся поправки на изменение отношения давлений в ступени e_ст. Основной причиной влияния на относительный внутренний КПД ступени отношения давлений является изменение режима течения в каналах решеток по числу Маха и изменение соответствующих потерь в них. Особенно ощутимо это изменение, если режим течения в одной из решеток переходит из докритического в критический, и наоборот. Критические режимы имеют место в ступенях низкого давления, а также в регулирующей ступени ЦВД. Для приближенной оценки изменения относительного внутреннего КПД ступени от u/c_ф используют зависимости, получаемые на основе обобщения большой серии результатов экспериментальных исследований турбинных ступеней. Для ступеней активного типа такая зависимость, как результат аппроксимации опытных данных, представляется уравнением

, (11.5)

где . Данная зависимость показана на рис. 11.5.

Для ряда турбинных ступеней требуется учет изменения влажности водяного пара. На рис. 11.6 приведены опытные зависимости, показывающие влияние степени влажности y₀ перед ступенью активного типа на уровень ее h_oi. Из них видно, что с увеличением влажности оптимальное отношение скоростей u/c_ф ступени снижается. Кроме того, при числах Re <(1…6)×10⁵ следует учитывать его влияние в форме поправок к h_oi.

 

 

Рис. 11.5. Обобщенная зависимость относительного внутреннего КПД турбинных ступеней активного типа

 

 

Рис. 11.6. Влияние влажности на h_oi турбинной ступени:

1- перегретый пар; 2 - y₀ =0,008; 3 - y₀ =0,019; 4 - y₀ =0,043; 5 - y₀ =0,068

 

11.4. Особенности переменного режима турбинной ступени с q₂=d₂/l₂ <10

 

(самостоятельное изучение)

 

При изменении режима работы конденсационной турбины в особых условиях находятся последние ступени. На их характеристики влияют расход водяного пара, давление за ступенью р₂, определяемое давлением р_к, которое, в свою очередь, зависит от расхода пара G _к в конденсатор, температуры и расхода охлаждающей воды. Кроме того, в ступенях большой веерности существенно отличаются параметры икинематические характеристики потока в ее корневых, средних и периферийных сечениях.

Рассмотрим влияние изменения давления р_к при постоянном расходе G ₂ на характеристики потока в среднем сечении последней ступени ЦНД турбины. Если в решетках ступени отсутствуют условия для формирования соответствующих критических скоростей течения (ε>ε_*), то изменение р_к будет отражаться как на давление р_о перед ступенью, так и на давление p₁ за сопловой решеткой (в дозвуковом потоке возмущения передаются и вверх по потоку). Начиная с режима, в котором при уменьшении р_к в одной из решеток последней ступени будет достигнута скорость звука, дальнейшее снижение давления за ступенью не будет влиять на давления и скорости пара во всех решетках, расположенных вверх по проточной части от критического сечения.

На рис. 11.7 показаны треугольники скоростей в последней ступени при понижении давления р₂ за ней. Звездочкой отмечено критическое значение относительной скорости (w_2*). При понижении р₂ ниже критического значения входной треугольник останется неизменным, а скорость w₂ начнет превышать критическое значение w_2* за счет расширения водяного пара в косом срезе решетки (рис. 11.7, а). При дальнейшем понижении p₂ достигается предельное расширение в косом срезе, после чего расширение будет происходить уже за ступенью. При этом проекция относительной скорости w₂sinβ₂ не увеличивается и, следовательно, мощность последней ступени не растет с понижением противодавления. Будет лишь увеличиваться осевая составляющая усилий в ступени.

Если при уменьшении давления р₂ критическая скорость сначала сформируется в горловом сечении сопловой решетки, то и в ней будет происходить расширение с эффектом косого среза. При достижении критической скорости w_2* в выходном сучении рабочей решетки дальнейшее понижение давления за ступенью не вызовет изменения давления в зазоре между сопловой и рабочей решетками. Такое изменение давления за ступенью будет влиять только на скорость выхода потока из рабочей решетки. Этому случаю соответствуют треугольники скоростей, представленные на рис. 11.7, 6. Скорости с индексами 1 и 2 относятся к случаю, когда достигается w_2* на выходе из рабочей решетки, скорости с индексами 12 и 22 – к случаю, когда на выходе из сопловой решетки формируется скорость c_1*, а с индексами 14 и 24 - соответствуют предельному расширению в косом срезе рабочей решетки.

а) б)

Рис. 11.7. Треугольники скоростей для последней ступени при изменении давления p₂:

а - критическая скорость возникает только в выходном сечении рабочей решетки;

б - критическая скорость возникает сначала в сопловой решетке, а затем в рабочей

 

Из представленного анализа изменения кинематических характеристик турбинных решеток следует важный вывод: при понижении давления р₂ за ступенью возможно увеличение расхода водяного пара через ее каналы и, соответственно, мощность ступени только до определенного уровня. Представленные на рис. 11.7 треугольники скоростей в равной мере относятся как к изменению расхода через ступень, так и к одновременному изменению расхода G и давления р₂, т.е. в общем случае к изменению объемного пропуска пара Gv₂.

Характер изменения таких величин, как число М₂, давление р₁ и угол b₁ по высоте

последней ступени при Gv ₂=var, показан на рис. 11.8, а. Оценку характеристик последней ступени в переменных режимах обычно осуществляют на основе расчетов от состояния водяного пара за ступенью. В большинстве паровых турбин их последние ступени работают при среднерасходном значении числа М_С2a>0,6, когда относительные скорости на выходе из рабочей решетки больше скорости звука (w₂>a₂) по всей высоте ступени. Если объемный расход водяного пара через последнюю ступень (Gv)₂ уменьшается, то значение скорости w₂ также уменьшается по высоте ступени, причем обычно скорость w₂ в корневых сечениях ступени много меньше, чем в периферийных сечениях. До тех пор, пока имеет место неравенство w₂>a₂, изменение режима работы последней ступени сказывается только на условиях расширения в косом срезе рабочей решетки. Переход в дозвуковой режим течения происходит раньше в корневой части ступени и, как только в ней относительная скорость станет меньше скорости звука (w₂<a₂), при уменьшении расхода начнется изменение давления р₁ и перед рабочей решеткой (рис. 11.8, а). Это вызывает перераспределение расходов по высоте ступени, причем наиболее существенно уменьшается расход вблизи корневого сечения рабочей решетки.

А) б)

Рис. 13.8. Изменение параметров потока по высоте последней ступени с d/I =2,5 при G=const, p₂ = var (а) и картина формирования рециркуляционных зон в ней при Gv ₂/(Gv ₂)₀=0,14 (б):

1 – Gv ₂/(Gv ₂)₀=1,0; 2 – Gv ₂/(Gv ₂)₀ =1,1; 3 – Gv ₂/(Gv ₂)₀=0,8; 4 – Gv ₂/(Gv ₂)₀==0,6

При значительном сокращении объемного пропуска через ступень начинается формирование прикорневой рециркуляционной области течения, картина которой показана на рис. 11.8, 6. Степень реактивности в сечении у корня ступени понижается, а у периферии растет, что приводит к существенному увеличению угла β_{1 .} Это, в свою очередь, формирует при малом объемном пропуске пара отрыв потока и у периферии ступени. Для сокращения показанных эффектов, приводящих к резкому сокращению экономичности и надежности работы последних ступеней, в современных турбинах последние ступени проектируются с наклоном сопловых лопаток у корня. Например, применение саблевидных сопловых лопаток дает увеличение корневой степени реактивности, что сокращает возможность формирования прикорневого отрыва потока. В ряде турбин увеличивают корневую степень реактивности последней ступени, а также расчетное значение располагаемого теплоперепада.

Для последних ступеней их относительный внутренний КПД без учета потерь с выходной скоростью η_oi^*=η_oi+(c₂/c_ф)² с изменением u/c_ф меняется незначительно. Так, например, с увеличением параметра u/c_ф до его значения u/c_ф =0,9 (располагаемый теплоперепад ступени уменьшается при этом почти в два раза) относительное изменение относительного внутреннего КПД равно Δ η_oi^*/η_oi =0,1…0,13. Это связано с тем, что в расчетном режиме ступень работает со сверхзвуковыми скоростями и перестройка кинематики потока происходит медленно, т.к. рабочая решетка обладает большой устойчивостью к отклонению угла входа β₁. Но полный КПД ступени η_oi резко уменьшается из-за заметного роста потерь с выходной скоростью (η_oi/η_oi^max =0,4…0,6).

11. 5. Распределение давлений и теплоперепадов по ступеням турбины