Оглавление

1. Относительные КПД турбины и абсолютные КПД турбинной установки. 4

2.Сепарация влаги и промежуточный перегрев в турбинных установках АЭС. 5

3. Классификация турбин и их стандартное обозначение. 7

4.Уравнения состояния. 11

5.Уравнение неразрывности и следствия из него для градиентного течения газа. 12

6. Уравнение количества движения и его использование в решении задач расширения газа в ступенях турбины. 14

7. Уравнение сохранения энергии и следствия из него для процесса расширения газа в решетках турбинных ступеней. 17

8. Вывести формулу теоретической скорости на выходе из сопла от отношения давлений. 19

9. Критические параметры течения газа в каналах. Физический смысл. Вывод формулы определения критического отношения давлений. 21

10. Характеристики потока в суживающихся и расширяющихся каналах в зависимости от отношений давлений. 22

11. Зависимость расхода газа через суживающееся сопло при изменении отношения давлений при различных начальных параметрах. 25

13. Расширение пара в косом срезе турбинных решеток. Косой срез турбинной решетки, когда и как происходит расширение пара в нем, процесс расширения в решетке и определение отклонения потока в косом срезе. 29

14.Преобразование энергии в турбинной ступени. Реактивный и активный принципы преобразования энергии. Треугольники скоростей в ступени с  =0 и  >0. 30

15. Связь между реактивностью ступени, углами выхода потока из решеток и треугольниками скоростей. 31

16. Вывести формулу окружного усилия на лопатку через уравнение сохранения количества движения 32

18. Уравнение сохранения энергии для рабочих лопаток и опреление скорости на выходе из рабочей лопатки. 37

19. Потери располагаемой энергии при расширении газа в каналах турбинных ступеней. Критическое отношение давлений при действительном процессе расширения. 39

20. Газодинамические характеристики решеток турбинных профилей 43

21. Составляющие потерь располагаемой энергии в турбинных решетках. Обобщенные газодинамические характеристики турбинных решеток. Почему на коэффициент потерь влияют b/l и Δα(Δβ). 47

22. Процесс расширения в проточной части турбинной ступени с ρ =0, ρ <0 и ρ >0. 51

23. Относительный лопаточный КПД и его определение. 53

24. Вывести формулу максимального КПД на лопатках ступени с реактивностью равной нулю. 54

25. Изменение составляющих потерь располагаемой энергии по проточной части ступени в зависимости от безразмерного отношения скоростей при ρ =0. 54

26.Оптимальный располагаемый теплоперепад ступени. Оптимальный диаметр ступени. 55

27.Двухвенечная ступень. Назначение, процесс расширения в ступени и треугольники скоростей. 56

28. Определение геометрических размеров ступени при заданных начальных параметрах и конечном давлении. 58

29.Определение геометрических размеров ступени при заданных начальных параметрах и диаметре ступени. 61

30.Потери трения диска и лопаточного бандажа. 64

31. Потери в ступени, связанные с парциальным подводом пара. 65

32. Потери от утечки в ступени 66

33. Процесс расширения в лабиринтных уплотнениях ( с тремя и шестью гребнями. Доказать, что увеличение числа гребней приводит к снижению утечки газа. 67

34. Назаначение лабиринтных уплотнений. Объяснить, чем определяется эффективность их применения 68

35. Потери от влажности в ступени. Защита от эрозионного разрушения 69

36.Процесс расширения в ступени и относительный внутренний КПД ступени. 71

37.Вывод уравнения радиального равновесия для потока в турбинной ступени. Изменение давления по высоте лопаток в зазорах турбинной ступени. 72

38.Изменение реактивности по высоте лопаток 74

40.Процесс расширения пара в многоступенчатых турбинах. Преимущества многоступенчатых турбин. 77

41. Коэффициент возврата теплоты и его влияние на экономичность преобразования энергии в турбине. 80

42. Концевые уплотнения турбины. Назначение и схема организации протечек в концевых уплотнениях турбины. 81

43. Осевые усилия, действующие на ротор турбины. Способы уравновешивания осевого усилия, действующего на ротор турбины. 85

44. Основные требования, предъявляемые к турбинам и их обеспечение на стадии проектирования. 86

45. Исходные данные для проектирования турбины и основные особенности проектирования ступеней. 88

46. Определение числа ступеней отсека турбины. Факторы, определяющие число ступеней в турбине 89

47. Предельная мощность турбины 91

48. Способы увеличения предельной мощности турбины и способы получения мощности турбины выше предельной 93

49. Конденсационная установка паровых турбин. Назначение и состав 97

50. Переохлаждение конденсата в конденсаторе паровой турбины. Причины возникновения переохлаждения, на что оно влияет, как уменьшить величину переохлаждения. 98

52. Многоступенчатый пароструйный эжектор. Назначение, принцип работы. 102

53. Работа ступени при нерасчетном режиме. Изменение степени реактивности ступени. 104

54. Работа ступени при нерасчетном режиме. Изменение треугольников скоростей. 106

55. КПД ступени при нерасчетном режиме. Изменение составляющих потерь располагаемой энергии. 108

56. Расчет ступени при изменении расхода пара через турбину 111

57. Детальный расчет ступеней турбины на переменный режим 115

59. Распределение теплоперепадов по ступеням при переменном режиме 119

60.Дроссельная система парораспределения. Показатели эффективности и как определяются. 122

61. Зависимость коэффициента дросселирования от нагрузки при различных значениях противодавления 124

62. Сопловая система парораспределения. Принципы работы, конструктивные особенности, процесс расширения в регулирующей ступени при частичных нагрузках. 125

1. Относительные кпд турбины и абсолютные кпд турбинной установки.

2.Сепарация влаги и промежуточный перегрев в турбинных установках аэс.

3. Классификация турбин и их стандартное обозначение.

1. По использованию в промышленности все турбины делятся на:

а) транспортные турбины - турбины нестационарного типа с переменным числом оборотов; турбины этого типа применяются для привода гребных винтов крупных судов (судовые турбины) и на железнодорожном транспорте (турболокомотивы).

б) Стационарные паровые турбины - это турбины, сохраняющие при эксплуатации неизменным свое местоположение. Стационарные турбины в свою очередь подразделяются на:

2. По числу ступеней:

а) одноступенчатые турбины - с одной или несколькими ступенями скорости; эти турбины (обычно небольшой мощности) применяются главным образом для привода центробежных насосов, вентиляторов и других аналогичных механизмов;

б) многоступенчатые турбины активного и реактивного типов малой, средней и большой мощности.

3. По направлению потока пара:

а) осевые турбины, в которых поток пара движется вдоль оси турбины;

б) радиальные турбины, в которых поток пара движется в плоскости, перпендикулярной оси вращения турбины; иногда одна или несколько последних ступеней мощных радиальных конденсационных турбин выполняются осевыми. Радиальные турбины в свою очередь подразделяются на имеющие неподвижные направляющие лопатки и на имеющие только вращающиеся рабочие лопатки.

4. По числу корпусов (цилиндров):

а) однокорпусные (одноцилиндровые);

б) двухкорпусные (двухцилиндровые);

в) многокорпусные (многоцилиндровые).

5. По принципу парораспределения:

а) турбины с дроссельным парораспределением, у которых свежий пар поступает через один или несколько одновременно (в зависимости от развиваемой мощности) открывающихся клапанов, в настоящий момент не находят применения;

б) турбины с сопловым парораспределением, у которых свежий пар поступает через два или несколько последовательно открывающихся регулирующих клапанов;

в) турбины с обводным парораспределением, у которых, кроме подвода свежего пара к соплам первой ступени, имеется подвод свежего пара к одной, двум или даже трем промежуточным ступеням (устаревшие турбины).[1]

6. По принципу действий пара:

а) активные турбины, в которых потенциальная энергия пара превращается в кинетическую в каналах между неподвижными лопатками или в соплах, а на рабочих лопатках кинетическая энергия пара превращается в механическую работу; в применении к современным активным турбинам это понятие несколько условно, так как они работают с некоторой степенью реакции на рабочих лопатках, возрастающей от ступени к ступени по направлению хода пара, особенно в конденсационных турбинах. Турбины активного типа выполняются только осевыми;

б) реактивные турбины, в которых расширение пара в направляющих и рабочих каналах каждой ступени происходит примерно в одинаковой степени. Эти турбины могут быть как осевыми, так и радиальными, а последние в свою очередь могут исполняться как с неподвижными направляющими лопатками, так и с только вращающимися рабочими лопатками.

7. По характеру теплового процесса:

а) конденсационные турбины с регенерацией; в этих турбинах основной поток пара при давлении ниже атмосферного направляется в конденсатор. Так как скрытая теплота парообразования, выделяющаяся при конденсации отработавшего пара, у данного типа турбин полностью теряется, то для уменьшения этой потери из промежуточных ступеней турбины осуществляется частичный, нерегулируемый по давлению отбор1 пара для подогрева питательной воды; количество таких отборов бывает от 2—3 до 8—9 [1]. Главное назначение конденсационных турбин - обеспечивать производство электроэнергии, поэтому они являются основными агрегатами мощных ТЭС и АЭС (мощность крупных конденсационных турбоагрегатов достигает 1000-1200 Мвт)[2].

б) теплофикационные турбины с одним или двумя регулируемыми (по давлению) отборами пара из промежуточных ступеней для производственных и отопительных целей при частичном пропуске пара в конденсатор.[1] Они предназначены для выработки теплоты и электрической энергии. Турбина может иметь отопительный отбор для отопления зданий, предприятий и т.д., производственный отбор для технологических нужд промышленных предприятий а также и тот и другой отбор. [2].

в) турбины с противодавлением, тепло отработавшего пара которых используется для отопительных или производственных целей. В ней пар из последней ступени направляется не в конденсатор, а обычно производственному потребителю. К этому типу турбин, хотя и несколько условно, можно отнести также и турбины с ухудшенным вакуумом, у которых тепло отработавшего пара может использоваться для отопления, горячего водоразбора или технологических целей [1];

г) предвключенные турбины (это также турбины с противодавлением), но их отработавший пар используется для работы в турбинах среднего давления. Такие турбины обычно работают при высоких параметрах свежего пара и применяются при надстройке электростанций средних параметров с целью повышения экономичности их работы. Под надстройкой электростанции понимают установку на ней котлов высокого, сверхвысокого и сверхкритического давлений и предвключенных турбин в качестве блока высокого давления на базе существующей станции среднего давления;

д) турбины с противодавлением и регулируемым по давлению отбором пара из промежуточной ступени. Таким образом, главным назначением такой турбины является производство пара заданного давления (в пределах 0,3-3 Мпа).[2];

е) турбины мятого пара, использующие для выработки электроэнергии отработавший пар молотов, прессов и паровых поршневых машин;

По ГОСТ 3618-82 приняты следующие обозначения турбин. Первая буква характеризует тип турбины;

К — конденсационная;

Т — теплофикационная с отопительным отбором пара;

П — теплофикационная с производственным отбором пара для промышленного потребителя;

ПТ — теплофикационная с производственным и отопительным регулируемыми отборами пара;

Р — с противодавлением;

ПР — теплофикационная с производственным отбором и противодавлением; ТР — теплофикационная с отопительным отбором и противодавлением;

ТК — теплофикационная с отопительным отбором и большой конденсационной мощностью;

КТ — теплофикационная с отопительными отборами нерегулируемого давления.

После буквы в обозначении указываются мощность турбины, МВт (если дробь, то в числителе номинальная, а в знаменателе максимальная мощность), а затем начальное давление пара перед стопорным клапаном турбины, МПа (кгс/см2 в старых обозначениях). Под чертой для турбин типов П, ПТ, Р и ПР указывается номинальное давление производственного отбора или противодавление, МПа (кгс/см2) [3].

8. По параметрам свежего пара :

а) турбины среднего давления, работающие на свежем паре с давлением 34,3 бар и температурой 435°С;

б) турбины повышенного давления, работающие на свежем паре с давлением 88 бар и температурой 535°С;

в) турбины высокого давления, работающие на свежем паре с давлением 127,5 бар и температурой 565°С, с промежуточным перегревом пара до температуры 565°С;

г) турбины сверхкритических параметров, работающие на свежем паре с давлением 235,5 бар и температурой 560°С с промежуточным перегревом пара до температуры 565°С. [1]

4.Уравнения состояния.

5.Уравнение неразрывности и следствия из него для градиентного течения газа.

6. Уравнение количества движения и его использование в решении задач расширения газа в ступенях турбины.

7. Уравнение сохранения энергии и следствия из него для процесса расширения газа в решетках турбинных ступеней.

Рассмотрим установившийся поток пара или газа между сечениями 0-0 и I-I. Как известно из термодинамики, в сечении каждый килограмм пара или газа в потоке обладает энергией, равной сумме энтальпии h и кинетической энергии. Между сечениями 0-0 и I-I к каждому килограмму протекающего пара или газа в общем случае подводится теплота Q и отводится механическая работа L . Тогда в соответствии с законом сохранения энергии для установившегося режима количество подводимой к системе энергии должно быть равно количеству отводимой от системы энергии:

Уравнение сохранения энергии справедливо как для потоков с потерями механической энергии (за счет трения и других диссипативных процессов), так и для изоэнтропийных потоков, т.е. потоков без потерь механической энергии.

В турбинах процесс преобразования потенциальной энергии теплоты в механическую работу происходит без подвода теплоты извне. Для энергетически изолированных потоков, т.е. для потоков без подвода (отвода) теплоты и без совершения механической работы

Если энтальпия пара уменьшается в результате расширения, то кинетическая энергия струи возрастает, скорость c1 при выходе из канала становится больше, чем скорость с0 при входе в канал. Такое течение называется конфузорным. Если при расширении пара энтальпия его не меняется, т. е. h1= h0, что, например, имеет место при дросселировании пара, то скорость парового потока остается неизменной. Наконец, возможен случай, когда энтальпия пара при выходе из канала больше, чем при входе. Рост энтальпии возможен (при отсутствии теплообменас внешней средой), если скорость в конце процесса оказывается меньше, чем в начале. Такое течение называется диффузорным.

8. Вывести формулу теоретической скорости на выходе из сопла от отношения давлений.

9. Критические параметры течения газа в каналах. Физический смысл. Вывод формулы определения критического отношения давлений.

10. Характеристики потока в суживающихся и расширяющихся каналах в зависимости от отношений давлений.

11. Зависимость расхода газа через суживающееся сопло при изменении отношения давлений при различных начальных параметрах.

Скорость потока на выходе из сопла определится из выражения:

Где: k-показатель адиабаты (для перегретого пара 1,3 , для сухого насыщенного пара 1,135); – параметры торможения, – отношение давлений на сопло.

Расход, в свою очередь, находится из уравнения неразрывности:

Анализируя указанные формулы и процесс расширения, можно видеть, что при уменьшении (уменьшении ε ) возрастают и скорость, и удельный объем. Расход через сопло, определенный по формуле вначале при снижении будет возрастать, т.к. вначале скорость нарастает быстрее, чем удельный объем, достигает максимума при ), а затем снижается, т.к. далее нарастание удельного объема происходит быстрее, чем скорости.

Правая часть графика подтверждается опытами, левая же часть «не работает», т.к. в точке достигается критический расход .

При режимах, когда достигает скорости звука, т. е. становится равной критической скорости (а также при ), состояние пара в любом сечении суживающегося сопла перестает зависеть от состояния пара за соплом, т. е. при снижении давления за соплом ниже давление в выходном сечении суживающегося сопла остается равным и расход не меняется.

12. Потери энергии в турбинных решетках и их зависимость от относительных геометрических размеров. В практике экспериментальных исследований принято потери в решетках подразделять на профильные и концевые. Под профильными потерями понимают потери в плоских, бесконечной длины (l(эль) → ∞) решетках, которые определяются в первую очередь трением в пограничном слое и вихрями за выходной кромкой. Под концевыми потерями понимают потери у торцевых стенок решеток, вызванные трением на стенках, ограничивающих канал по высоте, перетеканием газа в пограничном слое от вогнутой поверхности к спинке профиля из-за перепада давления между ними и вихрями у концов лопаток. Профильные и концевые потери включают волновые потери при сверхзвуковом обтекании, потери от нестационарности и взаимодействия решеток, от входной неравномерности (включая неравномерность по высоте), потери от влажности и т. п.

Как профильные, так и концевые потери в решетке зависят от угла поворота потока в ней, т.е. от значения для рабочих решеток и для сопловых. При больших углах поворота и соответственно малых углах выхода α1 и β2 увеличиваются протяженность косого среза в канале решетки и относительная толщина кромки. Большая протяженность косого среза решетки обусловливает возрастание толщины пограничного слоя на спинке и соответственно повышение потерь трения, а большая относительная толщина выходной кромки - увеличение кромочных потерь энергии. С увеличением угла поворота возрастают также и концевые потери, так как повышается перепад давлений в канале решетки между вогнутой поверхностью и спинкой профиля. Таким образом, с увеличением угла поворота потока суммарные потери энергии в решетке возрастают, а коэффициенты скорости соответственно уменьшаются.

И вот такой график можно нарисовать

13. Расширение пара в косом срезе турбинных решеток. Косой срез турбинной решетки, когда и как происходит расширение пара в нем, процесс расширения в решетке и определение отклонения потока в косом срезе.

Сопла обычно бывают наклонены под углом _1п к направлению вращения рабочих лопаток. Вследствие этого концевая часть сопла от расчетного выходного сечения 1-1' до действительного выходного сечения 1-2 представляет собой так называемый косой срез, который поток должен пройти до входа на рабочие лопатки.

Косой срез начинает работать, если давление за сопловой решеткой Р₁ ниже критического значения Р_кр. В этом случае весь процесс складывается как бы из двух этапов. На первом этапе происходит расширение в собственно сопловом канале, ограниченном четырьмя стенками (до расчетного выходного сечения 1-1’). Здесь давление падает от величины Р₀ до Р_кр, а остальной перепад Р_кр – Р₁ срабатывается в косом срезе.

П ри этом скорость потока становится сверхзвуковой, а увеличение удельного объема пара (газа) приводит к отклонению потока в косом срезе от осевой линии в сторону открытой части на угол .

Угол отклонения потока за счет расширения в косом срезе  может быть найден из выражения

– критическая скорость в сечении 1-1’,

– скорость потока на выходе из косого среза,

– потеря энергии в сопловом канале,

– критическое давление.

В реальных условиях работы сопловой решетки угол  не должен быть больше 3  5°.

14.Преобразование энергии в турбинной ступени. Реактивный и активный принципы преобразования энергии. Треугольники скоростей в ступени с  =0 и  >0.

В ступени турбины работа расширения пара преобразуется в кинетическую энергию потока, а последняя - в механическую энергию. Рассмотрим это преобразование применительно к одной из ступеней осевой турбины. Основное преобразование энергии происходит в каналах проточной части ступени (ПЧ): сопловых неподвижных, расположенных в диафрагме ступени, и рабочих вращающихся, расположенных на диске. Перед ступенью пар имеет параметры: давление , температуру и скорость на входе (этой скорости соответствуют параметры торможения и ). За ступенью давление . В установившемся процессе расширения в каналах ПЧ в зазоре между соплами и рабочими лопатками установится давление . Если рассматривать идеальный процесс расширения, то теплопрепад срабатываемый в ступни , разделится на две части: срабатывамый в соплах и на рабочих лопатках . Отношение теплового перепада к теплоперепаду ступени от параметров торможения называется степенью реактивности. Если степень реактивности ступени равна нулю и в каналах рабочих лопаток не происходит дополнительного расширения пара, то такая ступень называется чисто активной (что является некой абстракцией). Обычно активными ступенями принято считать ступени со степенью реактивности до 0,2- 0,25, причем иногда указывают, что это активная ступень с небольшой степенью реактивности. Если степень реактивности значительна (0,4-0,6), то ступень называется реактивной. Принципиально существуют ступени со степенью реактивности, равной 1, но в энергетических турбинах такие ступени не применяются.

(про треугольники скоростей следующий вопрос)