Одним из важнейших показателей качества турбины является ее экономичность. Степень экономичности любой турбины определяется располагаемым для ее работы термодинамическим ресурсом и совершенством его использования в турбине. Первое определяется начальными параметрами пара, температурой охлаждающей воды, параметрами промежуточного перегрева и регенерации и не зависит от конструкции турбины; показателем является термический к. п. д. Второе зависит главным образом от конструкции, а отчасти от изготовления и эксплуатации и характеризуется внутренним и эффективным к. п. д.
Стремление получить наивысший эффективный к. п. д. турбины отчасти противоречит соблюдению других важных ее показателей— надежности, стоимости и т. д. Поэтому в большинстве случаев определенный проектом к. п. д. турбины является в какой-то степени оптимальным, но не наивысшим возможным. Важнейшая задача конструктора — по возможности приблизить оптимальный к. п. д. к максимально возможному, т. е. повышать экономичность турбины не в ущерб ее другим качествам.
Действительная экономичность турбины может оказаться значительно ниже расчетной в результате допущенных при изготовлении отклонений и дополнительных потерь при эксплуатации.
К числу отклонений при изготовлении можно, отнести неточное выполнение и установку профилей; отступления в размерах площади проходных сечений, перекрыт, зазоров, по чистоте поверхности; неплотности клапанов и протечки пара помимо проточной части и др. Некоторые из этих потерь объясняются конструктивными недостатками. Так, например, невозможно полностью устранить пропуск пара через заглушки торцов сопловых коробок.
В процессе эксплуатации турбины со временем появляются дополнительные потери, причиной которых могут быть эрозия и коррозия; занос проточной части солями; потеря плотности клапанами, а отчасти и неподвижными соединениями; увеличение зазоров в уплотнениях; увеличение подсосов воздуха в конденсатор и загрязнение его трубок; износ кулачков и шарниров парораспределения и др.
Часть дополнительных потерь не связана с продолжительностью эксплуатации, а обуславливается пусками или другими тяжелыми режимами. Особенно тяжелым по своим последствиям является тепловой режим при промывке турбины на ходу. Большие термические напряжения и деформации, наступающие в этих случаях, приводят к износу уплотнений вследствие временных искривлений цилиндра, к его короблению и потере плотности.
Показателем качества эксплуатации турбины является среднегодовой фактический удельный расход тепла и ее к. п. д.
На повышение экономичности турбины положительно влияет рост мощности агрегата благодаря увеличению высоты лопаток, уменьшению относительных механических потерь и от утечек, рентабельности более развитой схемы регенерации. Только при увеличении мощности оказываются практически выгодными такие меры по повышению экономичности цикла, как дальнейшее повышение начальных параметров пара, введение многократного промежуточного перегрева, расширение регенерации. Выгода от проведения этих мероприятий падает с уменьшением мощности агрегата и при некоторой ее величине уже не оправдывает усложнение установки и ее эксплуатации. Поэтому нижний предел рентабельной мощности турбины с ростом начальных параметров пара все время повышается.
Конструктивное решение ряда вопросов чрезвычайно усложняется с увеличением единичной мощности турбины. Однако как термодинамические, так и в большей степени экономические выгоды от увеличения единичной мощности турбины настолько велики, что в СССР, как и во всем мировом турбостроении, в настоящее время строятся и проектируются турбины весьма больших мощностей —до 500—600 мгвт, и ближайшей задачей становится создание турбин мощностью 1000—1200 мгвт.
Число ступеней влияет как на экономичность турбины, так и на другие ее показатели. Экономичность турбины с увеличением числа ступеней (до известного предела) растет, но прочие показатели (габариты, вес, цена и др.) ухудшаются. При проектировании определяется оптимальное число ступеней, зависящее от назначения турбины, цены топлива, количество часов использования. Выбор числа ступеней производится с расчетом получения высокой экономичности в возможно более широком диапазоне нагрузок.
У турбин, работающих с постоянным числом оборотов, внутренний относительный к. п. д. ηi зависит главным образом от к. п. д. ступени ηu, т. е. от отношения окружной скорости движения лопаток к скорости струи пара u/c0. А отношение — изменяется преимущественно у регулирующей и последней ступени; поэтому коэффициент ηi у промежуточных ступеней изменяется очень мало и эта часть турбины, работает одинаково экономично при всех режимах.
Характер изменения параметров ступеней конденсационной турбины с сопловым парораспределением при изменении расхода пара показан на фиг. 1.
С уменьшением пропуска пара отношение
, регулирующей ступени уменьшается, а у последней ступени — растет.
У турбин, работающих с переменным числом оборотов, на снижение к. п. д. при уменьшении нагрузки влияет также и уменьшение окружной скорости и.
Фиг. 1. Изменение параметров ступеней конденсационной турбины в зависимости от расхода пара: 1 — первая ступень (регулирующая); 2, 4 — последняя ступень; 3, 5 — средние ступени.
Поэтому при частичных нагрузках особенно быстро падает к. п. д. регулирующей ступени; на последней же ступени обе скорости и и с0 падают так, что отношение— с0 изменяется не так сильно.
Для выбора наивыгоднейшего отношения
можно варьировать значения как и, так и с0. Первая зависит (при заданном числе оборотов) от диаметра ступени, вторая — от перепада на нее. Перепад на ступень может быть увеличен при сохранении наивыгоднейшего отношения
за счет роста скорости и, при уменьшении отношения
по сравнению с наивыгоднейшим за счет роста скорости с0.
В обоих случаях число ступеней уменьшается. В первом случае уменьшается высота лопаток, отчего к. п. д. падает.
Во втором случае к. п. д. снижается вследствие отхода от наивыгоднейшего отношения
Для турбин с малым объемным пропуском пара предпочтительнее второй путь. Для турбин с большим объемным пропуском пара первый путь может быть тоже эффективно использован. В обоих случаях одной из важнейших задач турбостроения является уменьшение числа ступеней без потери экономичности турбины. Это особенно важно в связи с тем, что располагаемый перепад растет вместе с параметрами свежего пара.
Влияние на экономичность принципа, по которому работает турбина — активному или реактивному, пока недостаточно выяснено. Ряд ведущих мировых заводов и фирм придерживается активного принципа (все заводы СССР, фирмы ДЖИИ, «Метровиккерс»), другие — реактивного (ВВС, «Вестингауз», «Аллис-Чалмерс», «Парсонс»). Достигнутые результаты по экономичности вполне соизмеримы, но’выделить влияние на экономичность принципа работы затруднительно.
Число ступеней для того же перепада в реактивных турбинах значительно больше, средние скорости меньше, коэффициенты φ, а вместе с ними и коэффициент η несколько больше, чем у активных турбин. В дальнейшем, однако, имеют место большие потери, чем у активных, и вследствие этого к. п. д. снижается. Основными потерями являются утечки; в активных турбинах они -меньше.
Для осевых турбин чисто реактивный принцип работы приводит к крупным недостаткам и в настоящее время практически не применяется. Строящиеся турбины являются активно-реактивными, с регулирующей активной ступенью. Часть высокого давления в реактивном исполнении, с колесом скорости в качестве регулирующей ступени, может, по-видимому, конкурировать с ц. в. д. в активном исполнении только при сравнительно больших объемных пропусках пара. В других случаях малая высота лопаток вызовет снижение к. п. д.
Часть низкого давления в реактивном исполнении обладает несколько большей экономичностью вследствие меньших скоростей пара и меньших потерь от влажности. Последние ступени ц. н. д. мало отличаются в обоих случаях.
В широко распространенном типе турбин — активный ц. в. д. и реактивный ц. н. д.— разумно используются преимущества обоих принципов работы.
В турбине выбранного типа при заданных мощности, параметрах пара и температуре охлаждающей воды экономичность определяется к. п. д. протекания пара от стопорного клапана до конденсатора. Начинаются потери еще до входа пара в проточную часть и кончаются после выхода его из последней лопатки.
Паровпуск.
В сумме потеря давления в стопорном и регулирующих клапанах, в трубах между ними и сопловых коробках в среднем оценивается в 5% от начального давления и составляет в зависимости от параметров пара при давлении за турбиной около 0,05 ата:
Таким образом, эта потеря невелика и мало зависит от параметров пара, несколько снижаясь с их увеличением. Надо, однако, заметить, что в современных турбинах уже трудно найти возможность крупного выигрыша в экономичности; поэтому даже небольшое ее повышение без усложнения конструкции турбины не должно оставаться без внимания. Тем более, что при неудачном исполнении парового тракта потеря давления может оказаться намного больше 5%.
Потери давления в трубах невелики. Дальнейшее их уменьшение возможно только путем снижения скоростей пара; однако этот путь нежелателен и малоэффективен, так как одновременно растет длина трубопровода, увеличивается толщина его стенок, усложняется прогрев, затрудняется размещение трубопровода и т. д. Учитывая все это, скорее следует стремиться к всемерному уменьшению диаметра паропровода.
Потери давления в клапанах сильно зависят от их конструкции и зачастую могут быть существенно уменьшены путем их аэродинамической отработки.
Одной из основных причин потерь давления в клапанах является вращение потока пара. Это вращение имеет место практически всегда, вследствие некоторой несимметричности в подводе пара к к клапану или отводе из него. Поэтому положение клапана без вращения потока является неустойчивым и легко нарушается. Устранение вращения при помощи разделительной стенки может снизить коэффициент сопротивления клапана ζ в несколько раз. Кроме увеличения потерь давления, вращение потока вызывает необходимость предупреждать вращение самого клапана и парового сита, увеличивает усилие на перемещение клапана (из-за трения) в направляющих и износ в местах трения, ослабление соединений.
В регулирующем клапане турбины типа ВПТ-25-4 ТМЗ введение разделительной стенки, исключающей вращение потока снизило коэффициент ζ с 20—25 до 7—8, т. е. потеря давления уменьшилась с 4—5 до 1,4—1,6 ат.
Источником потерь может быть недостаточный подъем клапана; в упомянутом выше клапане увеличение высоты подъема с 0,34 Ds до 0,75 И г снизило коэффициент ζ с 8 до 4,2.
Потеря давления в сопловых коробках недостаточно ясна. Скорости пара в них обычно невелики, но их конфигурация с аэродинамической точки зрения неблагоприятна, и потеря здесь может быть большой.
В среднем для параметров пара 90 ата, 535°C можно оценить потери в отдельных элементах тракта следующим образом (табл.1).
Таблица 1
Потери давления в различных частях парового тракта турбины при давлении пара 90 ата и температуре 535° С
Уменьшение общих потерь давления с 7 до 2 кг/см2 увеличивает располагаемый теплоперепад примерно на 1,9 ккал/кг, т. е. на 0,6%. Это повышение невелико, но может быть достигнуто без усложнения и удорожания турбины.
