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

ние пара в последнем лабиринте. Для любого газа можем принимать Ркр= ТкрРж- Заменяя в (1-67) рх значением из последнего условия, получаем

Подставляя в это уравнение численные значения Y „ p и а, можем определить р , ф . Например, для перегретого пара можно принять у к р = = 0,55 и а = 0,649; тогда, подставляя эти значения в (1-69) и произ­ ведя вычисления, получаем

Потери через внутренние зазоры в реактивных турбинах. На

рис. 1-2 показана схема реактивной турбины. Направляющие лопатки закрепляются непосредственно в корпусе, а рабочие — в стенках ба­ рабана ротора. Таким образом, как между направляющими лопатками и барабаном ротора, так и между рабочими лопатками и корпусом турбины образуются радиальные кольцевые зазоры. Величина за­ зора Ьг выбирается с таким расчетом, чтобы при работе турбины

40

под действием центробежной силы отбрасываются к периферии. Одно­ временно они получают ускорение от частиц пара основного потока, движущегося со скоростью с4 . Таким образом, на сообщение ускоре­ ния капелькам воды расходуется некоторое количество энергии. Вследствие того что абсолютная скорость пара с4 значительно больше: скорости частичек воды cie, направление вектора относительной ско­ рости wiB входа капель воды на рабочие лопатки отлично от направле­ ния входа пара. Капельки воды движутся под углом к спинкам рабо­ чих лопаток, вследствие чего последние испытывают удары о капли воды. Удары капелек воды в спинки лопаток не проходят бесследно для работы ступени. С одной стороны, входные кромки рабочих лопа­ ток, как показал опыт эксплуатации паровых турбин, подвергаются износу. С другой стороны, требуется некоторое количество энергии на преодоление тормозящего действия, оказываемого на рабочие ло­ патки частичками воды.

В области влажного пара в связи с частичным выделением влаги работу совершает не все количество пара, проходящего через ступень, а только часть его. Та часть пара, которая в процессе расширения превращается в воду, определяет основную составляющую потерь от влажности. С достаточной для практических целей точностью потери от влажности пара можно определять по уравнению

где hL — использованный перепад тепла на ступени с учетом всех по­ терь, кроме потери от влажности, кДж/кг; х — средняя степень су­ хости пара в ступени:

х = {xi 4- х2)12,

где Xi и х2 — степени сухости пара соответственно перед соплами и за рабочими лопатками.

41

Потери в выпускном патрубке. Отработавший пар турбины отво­ дится через выпускной патрубок с некоторой скоростью. Для создания скорости затрачивается перепад давления.

В паровых турбинах с противодавлением скорости пара в выпуск­ ных патрубках относительно невелики (4Q-—60 м/с). В конденсацион­ ных турбинах скорости в выпускных патрубках достигают значений ЮО-г-120 м/с. Кинетическая энергия, с которой пар покидает турбину, обусловливается потерей давления. Величина потерь давления в вы­ пускном патрубке при расчетах турбомашин

где pz — давление пара за лопатками турбины; р2к — давление пара

Тепловые потери в турбине повышают теплосодержание отрабо­ тавшего пара, уменьшая полезно использованное тепло.

§ 1-10. Внешние потери

Механические потери. Эти потери обусловливаются затратой час­ ти энергии на преодоление сопротивлений в опорных и упорных под­ шипниках, включая опорные подшипники генератора или другой машины, соединенной с валом турбины, на приводы системы регули­ рования и главного масляного насоса. В турбинах с водяными уплот­ нениями или водяным охлаждением конца вала на преодоление вред­ ных сопротивлений дополнительно затрачивается часть энергии. Водя­ ные (гидравлические) затворы устанавливаются на паровых турбинах,

Рис. 1-20. Механический к. п. д. в зависимости от мощности турбины и ее числа оборотов

чаще для охлаждения концов вала турбины. Отечественные заводы

СССР в настоящее время, как правило, не применяют водяные уплот­ нения. Механические потери в турбоагрегате учитываются механиче­ ским к.п.д. TJm , и сумму механических потерь можно определить опыт­ ным путем.

42

При расчетах можно пользоваться кривыми -цм, приведенными на рис. 1-20, которые дают представление о средней величине механиче­ ского к.п.д. турбин разной мощности, находящихся в хорошем состоя­ нии.

Потери от утечек через концевые уплотнения вала. В паровой турбине, при давлении пара в ее корпусе выше атмосферного, часть пара из турбины вытекает наружу через уплотнения вала. В конден­ сационной паровой турбине, со стороны отработавшего пара, во избе­ жание подсоса воздуха в конденсатор к лабиринтовым уплотнениям вала подводится пар с давлением несколько выше атмосферного.

При расчете концевых уплотнений вала иногда необходимо опреде­ ление числа лабиринтов по заданным расходам пара и перепаду дав­ лений. В этом случае можно воспользоваться одним из уравнений (1-64) или (1-68). Затем по (1-70) определить р к р и сравнить его с дав­ лением р2 (давление среды, куда вытекает пар). Если окажется, что расчет произведен неправильно [см. примечание к (1-70)], то следует выполнить его заново, применив другое из уравнений (1-64) или (1-68).

§ 1 -11. К. п. д. промежуточных ступеней турбины

Полезная работа ступени турбины оценивается относительным внутренним к.п.д. ri0i. К.п.д. rl0i промежуточной турбинной ступени

частичной энергии (\>hB) от выходной скорости, используемой в соплах

от утечек через радиальные зазсры и от влажности, кДж/кг.

На рис. 1-21 показаны тепловые процессы для промежуточных турбинных ступеней, в котсрых учтены частичные использования энергий от выходных скоростей с лопаток предыдущих ступеней, а также частичные использования энергий от выходных скоростей дан­ ных ступеней в соплах последующих.

Кинетическая энергия пара при входе в сопла цилиндров соответ­ ственно низкого, среднего и высокого давлений (ЦНД, ЦСД и ЦВД) из-за ее незначительной величины не учитывается при тепловом рас­ чете этих ступеней. При частичном использовании кинетической энер­ гии (л/гв в последующей ступени каждого цилиндра к.п.д. т10. подсчитывается по уравнению

43

Для ступеней, в которых учитывается [JA"P И не используется \xhB (последние ступени цилиндров высокого и среднего давлений, послед­ ние ступени турбин и ступени перед разрывом проточной части),

1 < р + А„

Рис. 1-21. Тепловые процессы в промежуточных ступенях

турбины в /—s-диаграмме:

а) активной; б) с произвольной степенью реактивности; в) реактивной

Наконец, для ступеней, в которых не учитывается JJ./I"p и не исполь­ зуется \xhB (регулирующие ступени с парциальным подводом),

В турбинах небольшой мощности, главным образом с противодавле­ нием, для группы первых ступеней принимаются постоянные диамет­ ры по средним окружностям, одинаковые отношения и/са и равные располагаемые тепловые перепады. В этом случае при равенстве ско­ ростных коэффициентов ср и ^ будут равны полезно используемые теп­ ловые перепады на ступенях при равенстве h"Bp = hB, и можно прини­ мать (in p = (х. Тогда (1-74) примет вид

44

При разработке проектов турбомашин стремятся для них получить

основные данные, которые можно использовать при проектировании

§ 1-12. Определение размеров лопаток турбин

Размеры сопел. Подвод пара к соплам турбины называется полным, если сопла расположены по всей длине окружности и пар поступает сразу на все рабочие лопатки. Если же сопла расположены на части длины окружности, то такой подвод пара к ступени называют парци­ альным.

Отношение длины дуги т, занятой соплами, к длине окружности nd называется степенью парциальности впуска:

где d — средний диаметр венца ступени, мм; t — шаг сопел по средне­ му диаметру, мм; г —• число сопловых каналов.

Выходная площадь суживающегося сопла, нормальная к вектору скорости си определяется из соотношения

Уравнение неразрывности для выходного сечения сопел ступени имеет вид

45

Уравнения (1-82) и (1-83) позволяют определить основные размеры соплового аппарата. Так как все величины в этих уравнениях, кроме / и е, известны из теплового расчета, то, принимая е, определяем / по (1-82) или, задаваясь /, подсчитываем е по (1-83).

Как будет показано ниже, потери энергии в соплах увеличиваются с уменьшением высоты сопел и степени парциальности впуска. Для турбин малых мощностей с малым пропуском пара при номинальном числе оборотов 3000 об/мин значения / и е получаются малыми. В этих случаях для турбин мощностью до 4000 кВт стремятся повысить рабо­ чее число оборотов до 5000-^6000 в минуту, а иногда и до более высо­

Рис. 1-22. Принципиальные схемы промежуточных ступеней:

а) активной; б) с произвольной степенью реактивности; в) реактивной

При критических скоростях потока для определения выходного сечения суживающегося и минимального расширяющегося сопел при­ меняется уравнение (1-32"')

Размеры рабочих лопаток. Входная высота лопатки (рис. 1-22) делается несколько больше высоты сопла. Для коротких лопаток /2 принимается на 2-М мм больше, чем /. Для длинных лопаток разница между /2 и / составляет 4 мм и больше (4 — высота рабочих лопаток на входе).

46

Выходное сечение каналов рабочих лопаток в направлении, пер­ пендикулярном к направлению потока пара,

С другой стороны, величину f2a можно выразить следующим обра­ зом:

По условиям плавности проточной части и заполнения сечения каналов не следует допускать большой разницы между высотами /2 и /.

Глава 1-4.

МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ И И Х МОЩНОСТЬ

§ 1-13. Основные сведения о многоступенчатой паровой турбине

Стационарные паровые турбины предназначаются для привода электрических генераторов переменного тока. Многоступенчатые тур­ бины могут изготовляться различных конструкций и с различным числом ступеней, которое зависит от параметров свежего и отработав-

47

шего пара, а также от требований к ее экономичности. При разра­ ботке проекта новой турбины заводы используют богатый опыт в об­ ласти турбостроения и принимают более надежные и экономичные узлы ее конструкции. Турбостроительные заводы СССР изготовляют стационарные паровые турбины активного типа, допуская некоторую реактивность на рабочих лопатках, что обеспечивает плавную проточ­ ную часть и высокий к.п. д. ступеней и турбины. Реактивность на ра­ бочих лопатках современных турбин изменяется от 6-М 2% в первых ступенях с увеличением ее на последующих ступенях до 20^-35% и на последней турбинной ступени до » 5 0 % от hQ. Иностранныетурбостроительныэ фирмы строят современные турбины большой единич­ ной мощности активного типа также с увеличивающейся реактив­ ностью на рабочих лопатках и комбинированные активно-реактивные турбины. В зависимости от величины единичной мощности эти турби­

распределяется между направляющими и рабочими лопатками при­ близительно поровну. Таким образом, с точки зрения теплового процесса на ступенях активных и реактивных турбин стирается грань по распределению теплопадений на направляющих и рабочих лопат­ ках. Однако, как увидим дальше, конструктивное выполнение актив­ ных и реактивных турбин совершенно различно.

Комбинированные турбины активно-реактивного типа изготовля­ ются, как правило, с одновенечной или двухвенечной активной регу­ лирующей ступенью при последующих реактивных ступенях. Одновенечные регулирующие ступени обычно применяются в современных турбинах большой мощности и высокой экономичности. Двухвенечные регулирующие ступени широко применялись и частично исполь зуются теперь в турбинах малых и средних мощностей. Преимущество таких турбин состоит в том, что они конструктивно более простые и дешевые, но менее экономичные. Конструкции турбин рассматривают­

где Д Я К — тепловые потери в клапанах парораспределения (автомати­ ческий стопорный и регулирующие клапаны), кДж/кг; Д Я В П — тепло­ вые потери в выпускном патрубке, кДж/кг.

48

Состояния пара перед соплами первой и второй ступени определя­ ются точками А о и а ь а третьей и последующих ступеней (с учетом параметров торможения) — точками а2, а3 и т. д. Располагаемые теп­ ловые перепады на турбинных ступенях: h0, ti0, ti0' и т. д.

Полезно использованные тепловые перепады на ступенях турбины

Состояние рабочего тела за рабочими лопатками последней ступе­ ни определяется точкой Аи а за выхлопным патрубком турбины — А2.

49