33. Требования к надежности роторов паровых турбин.

Ротор турбины – это один из элементов, который воспринимает все изменения температуры в проточной части турбины

Для роторов паровых турбин характерны следующие по­вреждения:

1. внезапные хрупкие разрушения цельнокова­ных роторов с разделением на множество разлетаю­щихся крупных и мелких фрагментов;

2. появление трещин на расточках, в ободьях дисков, придисковых галтелях и разгрузочных от­верстиях высокотемпературных роторов вследствие исчерпания длительной прочности материала;

3. появление трещин на поверхности цельноко­ваных роторов в зоне концевых и диафрагменных уплотнений и в придисковых галтелях вследствие термической усталости материала;

4) появление трещин вследствие коррозии под напряжением на расточках насадных дисков, в ободьях, галтелях и разгрузочных отверстиях на­садных дисков;

5. появление трещин в валах роторов вследствие многоцикловой усталости;

6. остаточные прогибы роторов вследствие заде­ваний, ползучести и других причин.

Хрупкие разрушения могут возникнуть по сле­дующим основным причинам:

1. из–за плохого качества материала ротора;

2. из–за высоких динамических напряжений при внезапной и сильной разбалансировке ротора;

3) при неправильном проведении пуска из хо­лодного состояния.

Для исключения первой причины ротор в про­цессе всего производства проходит тщательный кон­троль. Особенно опасными являются флокены – газообразные (водородные) включения, образую­щиеся в отливке при неправильной технологии про­изводства и в дальнейшем при проковке превращаю­щиеся в сетку пятен и трещин.

Длительная прочность – это основной фактор, который определяет ресурс турбины. При дли­тельном пребывании материала ротора в условиях высоких напряжений и температуры в нем накапли­ваются повреждения в виде пор и разрыхлений, ко­торые затем сливаются в макротрещину, постепен­но растущую даже в условиях постоянной нагрузки. При достижении трещиной критического размера происходит "внезапное" хрупкое разрушение.

Ресурс длительной прочности работающего в турбине ротора определяется тремя основными факторами:

1. температурой;

2. напряжениями;

3. длительностью пребывания ротора при высокой температуре (даже без напряжений).

Основная мера, предупреждающая появление трещин термической усталости в роторах – это поддержание в процессе пусков, разгружении–на­гружении и остановок температуры пара, мало отличающейся от температуры металла, что обеспечивает малые переходные температурные на­пряжения. В свою очередь для этого требуется тща­тельное выполнение инструкции по эксплуатации, в частности, графиков пуска, остановки и скоростей разгружения–нагружения, поскольку они составле­ны прежде всего из соображения исключения высо­ких температурных напряжений.

К разрушению дисков практически всегда приво­дит разгон машины при отказе систем регулирова­ния и защиты. Это связано с тем, что диски так же, как и рабочие лопатки, являются очень напряженны­ми деталями, причем их напряженность примерно пропорциональна квадрату частоты вращения. К разрыву диска может привести некачественный металл, из которого он изготовлен, или неправиль­ная его обработка.

Задача персонала ТЭЦ в предупреждении корро­зионного растрескивания дисков прежде всего со­стоит в тщательном поддержании технологии ре­монта. Особенно тщательно следует соблюдать пре­дусмотренные ремонтным регламентом натяги по­садки в хвостовых соединениях.

33. Схема устройства активной и реактивной турбины.

Совокупность неподвижных насадок и рабочих лопаток, в которых происходит двойное преобразование энергии пара, называется ступенью турбины. Ступени турбины и сами турбины могут быть активными или реактивными. Ступени, в которых расширение пара происходит в соплах или в каналах между неподвижными направляющими лопатками, называются активными. Давление пара перед и за лопатками в этом случае одинаково, поэтому ступени называют ступенями равного давления. Ступени, в которых расширение пара совершается в направляющих каналах и между рабочими лопатками, называются реактивными. Давление в реактивной ступени перед рабочими лопатками больше, чем за ними, и поэтому их называют ступенями избыточного давления.

Схема простейшей одноступенчатой активной турбины показана на рис. 1, а. Свежий пар поступает в неподвижную насадку (сопло) 1 ив результате расширения преобразует свою потенциальную энергию в кинетическую, приобретая большую скорость. Далее пар поступает в каналы рабочих лопаток 2 и в результате поворота струи возникает динамическое давление па лопатки, под действием которого вращается диск 3 и вал 4 турбины.

На рис. 1, б изображена схема действия центробежной силы частиц пара на рабочую лопатку активной ступени. Струя пара поступает на рабочую лопатку полукруглой формы со скоростью С1. В канале между лопатками пар совершает криволинейное движение и, изменяя направления движения, уходит со скоростью С2.

Движение струи пара по криволинейному каналу лопаток сопровождается действием центробежных сил частиц пара на эту поверхность. Центробежные силы выделенных частиц пара а, б и в обозначены на рисунке векторами Р. Согласно законам механики их можно разложить на составляющие: Ра, направленные по оси турбины, и Ри, направленные по направлению движения лопаток. При этом составляющие Ра вследствие симметричной формы профиля лопаток взаимно уничтожаются, а составляющие Ри суммируются и совершают работу перемещения лопатки.

В реактивных турбинах расширение пара происходит как перед поступлением пара на рабочие лопатки, так и на самих рабочих лопатках, что достигается устройством сужающегося сечения каналов между рабочими лопатками. Изменение давления и скорости пара показаны на рис. 2, а.

Из графика видно, что в неподвижном аппарате 1 происходит расширение пара с изменением давления от р0 до р1, в каналах рабочих лопаток 2 — дополнительное расширение пара до давления р2. Это вызывает появление реактивной силы. Таким образом, на реактивную лопатку действуют две силы: центробежная и реактивная. На рис. 2, б показаны силы, действующие на рабочую лопатку реактивной турбины. Движущая лопатку сила Р равна сумме сил Ракт и Рреакт, примерно равных по значению. Разность давлений р1 и р2 у входа и выхода из каналов рабочих лопаток создает добавочную силу Ракс, которая действует на лопатку вдоль оси ротора и в сумме с равнодействующей силой Р дает результирующее усилие Ррез. Направление результирующей силы не совпадает с направлением движения лопатки, и поэтому у реактивных турбин всегда имеется значительное осевое давление на ротор, которое необходимо уравновешивать различными разгрузочными устройствами.

33. Потери располагаемой энергии в соплах, на рабочих лопатках и с выходной скоростью. Определение выходной относительной скорости потока.

Потери в соплах

Коэффициент потери энергии в соплах ξс и скоростной коэффициент φ.

Для того, чтобы правильно рассчитать потери энергии в. сопловых решетках, необходимо с возможно большей степенью точности определить значение коэффициента ξс.

Потери энергий в сопловых каналах зависят от очень большого количества факторов: от формы профилей, от шага решетки, угла установки профиля, хорды профиля и высоты канала, скорости потока, состояния поверхности стенок канала и т.д.

Потери в соплах могут быть разделены на две основные группы:

1. Профильные потери

а) трения в пограничном слое,

б) вихревые потери при отрывах потока на профиле (если эти отрывы имеют место),

в) вихревые потери за выходной кромкой (кромочные потери),

г) потери в скачках уплотнения – волновые потери, возникающие при околокритических и сверхкритических скоростях.

2. Концевые потери, связанные с конечной высотой сопловых каналов и возникающие у торцевых стенок.

а) потери трения в пограничном слое у торцевых стенок канала (стенок, ограничивающих канал по высоте),

б) потери вследствие вторичных токов, имеющих место на верхней и нижней торцевых стенках канала.

Рассмотрим подробнее, от чего зависит каждая из упомянутых потерь.

Потери трения в пограничном слое зависят в первую очередь от характера пограничного слоя – ламинарного или турбулентного, в котором скорость меняется от 0 до максимума, и где имеет место внутреннее трение.

здесь ν1 кинематическая вязкость,

c1 – скорость потока на выходе из канала, b1 – хорда профиля.

Вихревые потери при отрывах потока на профиле

Данные потери в сопловых аппаратах возникают редко; определить их величину в этом случае можно только экспериментом для конкретных условий.

Вихревые потери за выходной кромкой

Э то – затраты кинетической энергии на поддержание вихревого движения за выходной кромкой и на перемешивание вихревого следа с ядром потока.

Коэффициент кромочных потерь (формула Флюгеля). К = 0,1 : 0,3

a’_c– ширина канала в выходном сечении

Потери в скачках уплотнения

При дозвуковом течении в канале возможно образование местных зон сверхзвуковых скоростей, возникающих в районе наибольших скоростей на выпуклой стороне профиля. Эта местная зона затем размывается и переходит в дозвуковую зону. Такой переход, вызванный появлением скачка уплотнения, сопровождается потерей энергии.

Общая оценка профильных потерь – через коэффициент ξпр.

Величина ξпр может быть определена, если рассчитать по эмпирическим, а в ряде случаев и теоретическим формулам отдельные коэффициенты потерь. Для стандартных профилей данные по ξпр сведены в специальные графики, собранные в атласы профилей, по которым, в зависимости от конкретных условий и может быть найдено числовое значение ξпр. Практически ξпр = 0,02 : 0,08.

Потери на рабочих решетках

Коэффициент потери энергии на лопатках ξл и скоростной коэффициент ψ.

Потери на рабочей решетке, так же, как и на сопловой, зависят от большого количества факторов: от формы профиля рабочих лопаток, угла поворота струи на рабочих лопатках, угла установки профиля, шага решетки, хорды профиля и высоты канала, скорости потока и т.д.

Потери на рабочей решетке так же могут быть разделены на две основные группы:

1. Профильные потери

а) трения в пограничном слое,

б) вихревые потери при отрывах потока на профиле,

в) кромочные потери,

г). потери в скачках уплотнения.

2. Концевые потери

а) потери трения в пограничном слое у торцевых стенок,

б) потери вследствие вторичных токов,

в) потери от взаимодействия струи с неподвижным паром (газом) в зазоре между сопловой и рабочей решетками.

Природа потерь на рабочей решетке такова же, что и на сопловой решетке.

Потери трения в пограничном слое зависят в первую очередь от характера пограничного слоя и, соответственно, от числа Маха.

ν2 – кинематическая вязкость,

W2 – скорость потока на выходе из канала,

b2 – хорда профиля

Оптимальное значение числа Рейнольдса Reл = 1,5×10^5 : 4:10^5.

Вихревые потери при отрывах потока на профиле

В отличие от сопловых решеток данная потеря на рабочих лопатках может возникать довольно часто и оказывает значительное влияние на общую величину потерь – как профильных, так и концевых. Отрыву потока на входной кромке профиля предшествует явление удара либо в спинку профиля, либо в его рабочую часть.

Основной фактор здесь – разность углов β1 – β1п.

Если β1 – β1п > 0, т.е., положительна, то имеет место удар в спинку профиля.

Если же β1 – β1п < 0 – (отрицательна) – удар в рабочую поверхность.

Кромочные потери

а’л – ширина канала в выходном сечении;

δ2 – толщина выходной кромки.

Потери с выходной скоростью.

В каналах рабочих лопаток из-за сопротивлений относительная скорость пара уменьшается. Количество кинетической энергии, затраченной на преодоление вредных сопротивлений, может быть выражено

В чисто активной ступени (q = 0) пар в каналах рабочих лопаток не расширяется и w2t = w1 тогда

В реактивной ступени пар частично расширяется в каналах рабочих лопаток и теоретическая относительная скорость пара на выходе рассчитывается по формуле

Как видно из треугольников скоростей, абсолютная выходная скорость пара из каналов рабочих лопаток изолированной ступени турбины равна с2. Соответствующая этой скорости кинетическая энергия для данной ступени является чистой потерей. Эта потеря носит название потери с выходной скоростью, которая определяется в тепловых единицах по формуле