7.3. Потери от утечек в турбинной ступени. Лабиринтовые уплотнения

В турбинной ступени имеют место утечки рабочей среды через диафрагменное (G_ду) и надбандажное (периферийное) уплотнения (G_бу, рис. 7.5,а). Кроме того, существуют утечки в корневом сечении ступени (корневая утечка (G_ку) и через разгрузочные отверстия в диске (G_отв).

а) б)

в)

г)

Рис. 7.5. Утечки пара в турбинной ступени (а), схемы ступенчатого и прямоточного типов уплотнений (б), концевых уплотнений цилиндра (в) и диаграммы изменения параметров пара в ступенчатом уплотнении (г)

Уплотнения, уменьшающие утечки, выполняют лабиринтовыми и в зависимости от конструкции могут быть ступенчатого или прямоточного типов (рис. 7.5,б). Процессы изменения давления и энтальпии в таких уплотнениях показаны на рис. 7.5,в. Под гребнем уплотнения поток ускоряется, а далее, в камере, происходит его изобарное торможение. Для ступенчатых уплотнений это торможение полное, а для прямоточных – частичное. Поэтому более эффективной является ступенчатая схема лабиринтовых уплотнений. Чем больше число гребней z в уплотнении, тем больше его сопротивление. При этом расход пара через уплотнение обратно пропорционален значению . Так как процесс течения в уплотнениях по состоянию пара в его камерах аналогичен процессу дросселирования, то температура пара вдоль уплотнения изменяется незначительно. Следует помнить, что если при истечении перегретого пара через суживающиеся сопла критическое отношение давлений _кр=0,546, то для отверстия с острой кромкой _кр=0,13. Тогда соотношение критических расходов при _кр имеет вид G_кр^отв=0,85G_кр^сопл. Используя аналогию истечения через отверстие с острой кромкой с истечением через сопло, можно получить упрощенное выражение для определения расхода через уплотнение в следующем виде:

, (7.8)

где _у – коэффициент расхода щели уплотнения (рис. 7.6,а), F_у=d_у_у – площадь кольцевой щели толщиной _у под гребнем уплотнения, , – параметры торможения водяного пара перед уплотнением, _z=р_z/ – отношение давления на выходе из уплотнения p_z к давлению торможения на входе в него. Формула (7.8) справедлива для ступенчатой схемы уплотнения.

а) б)

Рис.7.6. Коэффициенты расхода для уплотнений с различной формой гребней (а) и

Поправочный коэффициент для прямоточного уплотнения (б)

Для прямоточной схемы необходимо к полученному по (7.8) значению G_у ввести поправочный коэффициент k_у (рис. 7.6,б).

Очевидно, что для многощелевых уплотнений наибольшая скорость потока будет иметь место в последней щели (из-за уменьшения давления и, соответственно увеличения удельного объема, см. рис.7.5,г). Тогда при фиксированном начальном давлении пара перед уплотнением максимальный расход через него определяется условием, когда в последней щели достигается критическое значение скорости потока.

Поскольку утечки через уплотнения приводят к потерям мощности, то коэффициенты потерь можно оценивать через снижение относительного лопаточного КПД ступени. На этой основе осуществляется оценка коэффициентов потерь от утечек.

Для диафрагменных уплотнений (рис. 7.7) турбинных ступеней активного типа

, (7.9)

где k_у – поправочный множитель, значение которого для прямоточной схемы уплотнения находят по данным рис.7.6,б, а для ступенчатого уплотнения k_у=1; _у – коэффициент расхода уплотнения (рис.7.6,а); z – число гребней диафрагменного уплотнения (рис. 7.7); F₁ – площадь выходного сечения сопловой решетки; ₁ – коэффициент расхода сопловой решетки.

Рис. 7.7. Конструкция диафрагменного уплотнения 1 - паз в теле диафрагмы; 2 - пластинчатая пружина; 3 - сегмент диафрагменного уплотнения (обычно их шесть-восемь штук); 4 - гребни уплотнения; 5 - ротор; 6 - выступы на роторе; 7 - тело диафрагмы

Для надбандажных уплотнений (рис. 7.8)

, (7.10)

где d_пер – диаметр по периферии рабочих лопаток; _Э – эквивалентный зазор периферийного уплотнения; _ср – степень реактивности на среднем диаметре ступени.

Для рабочей решетки с бандажом (рис. 7.8,а)

, (7.11)

где коэффициент расхода для осевого зазора _а принимают равным _а=0,5, а коэффициент расхода _r для радиального зазора _r оценивают по данным рис. 7.6 (мы в типовом расчете приняли _r = 0,75). Обычно радиальный зазор _r = 0,001d_пер.

Для рабочей решетки без бандажа (рис. 7.8,б) _Э=0,75_r.

Для турбинной ступени реактивного типа (=0,5) определение коэффициента потерь от утечек осуществляется по формуле:

. (7.12)

Рис. 7.8. Зазоры в периферийной части турбинных ступеней:

а – рабочая решетка с бандажом; б - рабочая решетка без бандажа