книги из ГПНТБ / Нигматулин И.Н. Тепловые двигатели учеб. пособие

В том же 1900 г. Кертис предложил одноступенчатую паровую

счет перепада давлений скорость пара в соплах увеличивается от на-

Давление

пара превращается в работу на валу турбины. Таким образом, ско­ рость рабочего тела'на рабочих лопатках понижается на первом венце лопаток от^досг, на втором венце—от с / до с2'- В каналах направляю­ щих лопаток 7, укрепленных в корпусе 5, происходит лишь изменение направления струи потока, связанное с некоторым понижением ско­ рости от с2 до Ci за счет частичной потери энергии. В верхней части

10

Р и с . 1-5. Паровая турбина Н З Л

Основными преимуществами турбин со ступенями скорости являют­ ся простота их конструкции, компактность, невысокая стоимость, надежность в работе и простота обслуживания. Турбины этого типа вследствие невысокой экономичности и малой единичной мощности находят применение для привода центробежных насосов, эксгаусте­ ров, судовых генераторов и других машин небольшой мощности.

На рис. 1-5 представлена однодисковая двухвенечная паровая тур­

11

ступенями скорости 6 лежит на двух подшипниках / и 7. Подшипник / является комбинированным опорно-упорным. Упорный подшипник предназначен для восприятия осевых усилий и фиксации ротора в осе­ вом направлении. Свежий пар поступает к соплам 4 через пять ре­ гулирующих клапанов 5. Подвод пара к турбине обеспечивается пос­ ледовательным открытием регулирующих клапанов; через каждый клапан пар подводится к самостоятельной группе сопел, в чем и заклю­ чается сопловое (количественное) парораспределение. Из сопел пар поступает на рабочие лопатки первого венца 10, из них на направ­ ляющие лопатки 5, после чего проходит через второй венец рабочих лопаток 9. Отработавший пар отводится из турбины через выпускной патрубок. Для уменьшения утечек пара из турбины с обеих сторон диска предусмотрены передние и задние концевые лабиринтовые уп­ лотнения 2.

Зубчатый масляный насос 12 предназначен для подачи масла на смазку подшипников и в систему регулирования. Подшипники тур­ бины расположены в специальных корпусах 11 и 8.

Турбины рассмотренных типов называются осевыми (аксиальны­

работаны конструкции радиальных паровых турбин, в которых поток пара движется в направлениях, перпендикулярных к оси турбины, т. е. радиально. Первая радиальная турбина была предложена брать­ ями Юнгстрем в 1910 г. Принципиальная схема такой турбины пока­ зана на рис. 1-6. Турбина состоит из дисков 5 и 2, расположенных на концах валов 7 и / . На обращенных друг к другу поверхностях дис­ ков закреплены рабочие лопатки 3, 4, собранные в кольцевых обой­ мах. Пар из паропровода 8 через отверстия в дисках поступает в цент­ ральную камеру, а из нее, пройдя через каналы всех рядов рабочих каналов, направляется в выхлопной патрубок корпуса 6 турбины. Рас­ ширение пара от давления р0 до давления р2 происходит в каналах всех рядов рабочих лопаток. Валы 7 и 1 вместе с насаженными на них дис ­ ками и рабочими лопатками вращаются в противоположных направ­ лениях. Такие турбины являются чисто реактивными. Радиальные паровые турбины строятся также с неподвижными направляющими лопатками; в этом случае они работают по такому же принципу, как и рассмотренные выше осевые реактивные турбины.

До Великой Октябрьской социалистической революции турбост­ роение в нашей стране развивалось очень медленно. Первая паровая турбина мощностью 200 кВт была выпущена в 1907 г. единственным строившим тогда в России турбины Петербургским металлическим за­ водом (ныне Ленинградский металлический завод им. X X I I съезда КПСС). За период с 1907 до 1913 гг. этот завод построил всего 26 паро­ вых турбин наибольшей мощностью 1250 кВт в одном агрегате. С на­ чалом первой мировой войны турбостроение в России практически прекратилось. Отечественное турбостроение возобновилось лишь в 1923 г. В 1924 г. ЛМЗ выпустил турбину мощностью 2000 кВт. До 1931 г. все турбостроение в СССР было сосредоточено на ЛМЗ. В те­ чение первой пятилетки он создал турбины средней и большой мощ-

12

ности (до 50000 кВт). Начиная со второй пятилетки ЛМЗ перешел на

бины мощностью 25000 кВт на те же параметры пара и построены пер­ вые образцы. Кроме того, ЛМЗ построил предвключенную турбину на параметры пара 123 бар и 450° С. Создание турбины мощностью 100 000 кВт при 3000 об/мин, уникальной в то время в мировом турбо­

метры пара 167 бар и 550° С. В настоящее время ЛМЗ развернул серий­ ный выпуск теплофикационных турбин типов Т-50 и ПТ-50 с одним и двумя регулируемыми отборами пара мощностью по 50 000 кВт на параметры пара 128 бар и 535° С. В 1957 г. ЛМЗ построил конденса­ ционную турбину типа К-200-130 мощностью 200 000 кВт, рассчитан­ ную на параметры пара 128 бар и 565° С, с промежуточным перегревом пара до 565° С, а в 1960 г.—-конденсационную турбину мощностью 300 000 кВт на сверхкритические параметры пара 236 бар и 560° С, с промежуточным перегревом пара до 565° С, которая работает на ГРЭС. В настоящий момент такую турбину завод выпускает серийно.

ЛМЗ создал двухвальную и одновальную турбины мощностью по 800 000 кВт на параметры свежего пара 236 бар и 560° С, с промежу­ точным перегревом пара до 565° С, которые работают на ГРЭС. В нас­ тоящий момент на ЛМЗ готовится к выпуску одновальная турбина единичной мощностью 1 200 000 кВт на 3000 об/мин.

13

ХТГЗ выпустил серии турбин мощностью 25 ООО — 100 ООО кВт как" предвключенные, так и конденсационного типа на начальные па­ раметры пара 88 бар и (500 ч- 535)° С, и на 128 бар и 565° С. На элект­ ростанциях работают серийного выпуска паровые турбины ХТГЗ мощ­ ностью по 160 000 кВт на параметры свежего пара 128 бар и 565° С с промежуточным перегревом пара до 565° С. На ГРЭС эксплуатируют­

С 1936 г. турбостроение начало развиваться на НЗЛ. Этот завод кроме паровых турбин средней мощности для привода электрических генераторов выпускает специальные паровые турбины для привода компрессоров и воздуходувок, являясь крупным поставщиком этого оборудования. НЗЛ строит также газовые турбины небольшой мощ­ ности для привода электрических генераторов и привода нагнетателей, используемых на магистральных газопроводах для подачи газа в го­ рода и на промышленные предприятия.

Перед началом Отечественной войны вступил в строй турбомоторный завод (ТМЗ) в г. Свердловске, который строит теплофикационные

ности. В настоящий момент ТМЗ строит теплофикационные турбины мощностью 250 000 кВт на давление свежего пара 236 бар и темпера­

борами пара; турбин с противодавлением — без отбора и с одним регу­ лируемым отбором пара. Все турбины, выпускаемые КТЗ, имеют не­ высокие параметры пара: 34,5 бар и 435° С, а также 88 бар и 535° С и небольшую единичную мощность—до 25 000 кВт. Турбины КТЗ нахо­ дят очень широкое применение в различных областях промышленности.

Большой заслугой советских ученых й инженеров является пуск в 1954 г. первой промышленной электростанции, работающей на атом­ ной Энергии. Первичным двигателем на этой электростанции также является паровая турбина. В 1958 г. вступила в строй первая очередь новой советской атомной электростанции мощностью 100 000кВт. Строительство паровых турбин для атомных электростанций, работаю­ щих на насыщенном паре, сосредоточено на ХТГЗ. В настоящий мо­

турбины единичной мощностью по 500 000 кВт на работу сухим насы­ щенным паром с давлением 65 бар.

§ 1-2. Паротурбинные установки и их термический к. п. д.

Простейшая схема паросиловой установки, в которой паровая турбина является одним из ее элементов, показана на рис. 1-7. Идеаль­ ный цикл Ренкина без учета тепловых потерь и потерь давления пред-

14

где j a —• энтальпия питательной воды при входе в котел, кДж/кг. Площадь, заштрихованная в Т—s-диаграмме, эквивалентна ра­ боте L , совершенной 1 кг пара. Площадь /—а'—е—2—/ обуслов­

ливает потерю тепла 1 кг пара, отдаваемого охлаждающей воде:

Цг —lKt — 'к»

где iKt — энтальпия отработавшего пара при адиабатном его расши­ рении, кДж/кг (рис. 1-9); iK'—энтальпия конденсата, кДж/кг.

В рассмотренном замкнутом цикле работа 1 кг пара в тепловых единицах

15

Это выражение можно переписать так:

ч = [(t'o - ht) - ( и - Q ] / [ ( ' o - Q - (/« - Q ] • Пренебрегая работой насоса, можно написать уравнение для оп­

В паровой турбине имеют место тепловые потери, которые снижают полезно использованное теплопадение до значения

тока или другой машиной специальными муфтами. Мощность, пере­ даваемая от муфты турбины к валу приводимой машины, будет мень­ ше ее внутренней мощности на величину механических потерь в опор­ ных и упорных подшипниках турбины, генератора или другой маши-

16

К. п. д. Tiы , г\ м и т]г зависят от совершенства конструкции турбины

игенератора. Для современных конструкций турбин достигнуты

лем высокого давления, кДж/кг.

Глава 1-2.

ТЕПЛОВОЙ ПРОЦЕСС ТУРБИННОЙ СТУПЕНИ

§ 1-3. Общие понятия о течении жидкости в лопаточных каналах

В основу расчета лопаточных каналов турбинных ступеней по­ ложена струйная теория течения жидкости Эйлера. Эта теория ос­ нована на предположении, что поток жидкости (жидкость, воздух, водяной пар и любой газ) является плоскопараллельным и что все параметры при движении ее изменяются только в одном направлении. Этому условию потока отвечает течение жидкости вдоль линий тока. Линией тока принято называть такую линию, выделенную из общего потока, в каждой точке которой вектор скорости направлен по каса­ тельной к этой линии. Кроме линий тока в курсах газодинамики рас­ сматривают течения элементарных струек. Элементарной струйкой в потоке принято называть ту часть жидкости, которая ограничена поверхностью, состоящей из линий тока. Таким образом, с точки зре­ ния струйной теории Эйлера, поток жидкости нужно рассматривать состоящим из конечного числа элементарных струй. Большим преиму­ ществом струйной теории течения жидкости является ее простота. Струйная теория позволяет достаточно просто определять важные пара­ метры турбинной ступени: среднее направление потока рабочего тела за лопатками, скорость потока, вращающий момент на лопатках тур­ бинной ступени, а также работу пара отдельной ступени и турбины в

целом. В силу своей простоты эта теория нашла большое признание у конструкторов турбин, широко применялась ими на первой стадии турбостроения и до сих пор используется при расчетах турбин. Од­ нако действительный характер течения пара в турбинной ступени не соответствует струйному течению. Течение пара в турбинной ступени более сложно и по существу имеет пространственный характер.

Характер потока пара в турбинной ступени зависит от формы ка­ налов, высоты лопаток, условий потока на входе в лопатки и т. д. Межлопаточные каналы турбинной ступени образуются профильными поверхностями лопаток и торцовыми стенками. Течение пара через кана-

18

лы лопаток сопряжено с некоторой потерей скорости. Чем больше потери скорости при обтекании профилей и торцов, образующих лопаточные каналы, тем ниже к. п. д. лопаток турбинной ступени и турбины в целом. Величина потерь энергии в турбинной ступени в основном зависит от геометрических характеристик сопловых и рабочих лопаток, от параметров ступени и/са, критериев Re' и М [1]. Газодинамические исследования решеток лопаток показывают, что на потери энергии помимо указанных параметров может оказывать значительное влияние структура потока на входе в лопатки из-за неравномерности, раз­ личных направлений струек потока по высоте и шагу решетки и т. д.

§ 1-4. Расширение пара в сопловых и направляющих каналах

Расширение пара сопровождается понижением его параметров. Процесс расширения связан с преобразованием потенциальной энер­ гии в кинетическую: с уменьшением энтальпии скорость истечения растет.

Из курса термодинамики известно, что в идеальном случае истече­ ния пара из сопла (без учета теплообмена с внешней средой и потерь энергии на трение и вихревые движения) преобразование потенциаль­ ной энергии пара в кинетическую подчиняется уравнению

В паротурбостроении широко распространены суживающиеся соп­ ла с косым срезом и в редких случаях — расширяющиеся с косым срезом (рис. 1-10, а, б). Теоретические исследования показали, что давление пара при истечении его из сопла уменьшается только до некоторого отношения давлений ркр/р0, которое называют критиче­ ским: укр= Ркр/ро-

19