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

Сумма тепловых потерь для любой промежуточной ступени турби­

ны

где Ав л — тепловые потери от влажности пара; для ступеней, работаю­ щих в области перегретого пара, А В Л = 0.

Относительный внутренний к.п.д. турбины

К.п.д. % для любой промежуточной турбинной ступени в зависи­ мости от конструкции проточной части определяется по (1-74), (1-75), (1-76) и (1-77).

§ 1-15. Коэффициент возврата тепла

Изобары на /—s-диаграммах расходятся в сторону увеличения энт­ ропии. Таким образом, располагаемые перепады тепла между двумя любыми изобарами с увеличением энтропии возрастают. В многосту­ пенчатых турбинах действительные процессы расширения пара в ступе­ нях происходят по ломаным линиям (см. рис. 1-23). Так как изобары

расходятся, то имеем h0 > h0i; А0 > ftoi и т " Д - Следовательно, рас­ полагаемый перепад тепла по основной адиабате будет меньше сумм

Неравенство (1-95) обусловливается возвратом части тепловых потерь, возникающих в ступенях многоступенчатой турбины, для использования их в последующих ступенях.

z

Связь между Я 0 и ^ А 0 представляется обычно в таком виде:

где hv — суммарное количество тепла в результате частичного исполь­ зования потерь.

50

Из этого, однако, было бы неправильно делать вывод, что тепловые потери в турбине являются положительным фактором, так как возвра­ щается лишь только некоторая часть тепловых потерь от общей их величины, в то время как увеличение тепловых потерь в ступенях турбины ведет к существенному понижению к.п.д. В действительности же положительным фактором служит увеличение числа ступеней в турбине, что и обусловливает явление возврата тепла. Коэффициент возврата тепла возрастает с увеличением числа ступеней турбины и ухудшением ее к.п.д. При расчете обычно принимают: а = 0,04ч-

Из этого уравнения следует, что к.п.д. проточной части многосту­ пенчатой турбины в целом выше среднего значения к.п.д. составляю­ щих ее ступеней.

§ 1-16. Характеристический коэффициент многоступенчатой турбины

В § 1-11 было показано, что к.п.д. турбинной ступени характери­ зуется отношением и/са. Это справедливо и для многоступенчатой турбины.

Перепад тепла в соплах одной ступени (без использования выход­ ной скорости из предыдущей ступени) можно выразить уравнением

Для многоступенчатой активной турбины, суммируя левые и пра­ вые части равенства, получаем

Если предположить, что отношение х одинаково для всех ступеней турбины, то

51

или чисел оборотов, что способствует повышению их к.п.д., а следова­ тельно, экономичности турбоустановки.

§ 1-17. Предельные и единичные мощности турбин

Предельной мощностью турбины можно назвать такую мощность, которая будет достигаться при заданных параметрах пара р0, Т0 и Pz, числах выхлопов отработавшего пара и числе оборотов турбины.

Уравнение мощности конденсационной турбины без отборов пара имеет вид

Из этого уравнения следует, что мощность турбины зависит глав­ ным образом от расхода пара, так как Н0 определяется параметрами пара, a rl0i, у\м и ~qr изменяются в сравнительно небольших пределах.

Для турбины конденсационного типа величина расхода пара лими­ тируется размерами рабочих лопаток последней ступени, давлением отработавшего пара и потерями тепла с выходной скоростью. По усло­ виям прочности рабочих лопаток увеличение их длины допустимо только до известного предела. Это условие определяет ограничение выходной площади рабочего венца последней ступени и лимитирует расход пара и мощность для однопоточной турбины. Таким образом,

52

предельная мощность турбины зависит от пропускной способности ло­ паточного венца последней ступени, т. е. от объемного пропуска пара, который сильно растет с углублением вакуума.

Из условия неразрывности паровой струи для рабочих лопаток последней ступени имеем

Нормально для турбин большой мощности п принимают равным 3000 об/мин; v2 зависит от вакуума в конденсаторе, причем с углубле­ нием вакуума v2 растет, а j V 3 , n p соответственно понижается. Применяя двухпоточную канализацию пара в последних ступенях, единичную мощность одновальной турбины при одинаковых прочих условиях можно повысить в 2 раза, а для трех- и шестипоточной канализации пара — в 34-6 раз.

Применением двухвальных турбинных агрегатов с числом оборотов 3000 в минуту и числом выхлопов по четыре на валу единичная мощ­ ность турбины может быть достигнута 10004-1200 МВт.

ЛМЗ построил паровые турбины, двухвальную и одновальную, мощ­ ностью по 800 МВт при 3000 об/мин на параметры пара 235 бар, 560° С

53

В СССР построены однопоточные турбины мощностью 50 ООО кВт при п = 3000 об/мин. Это достигнуто за счет применения пара высоко­

в последних ступенях конденсационных турбин, применяемые для по­ вышения их единичных мощностей. Из рисунков следует, что повы­ шение мощности турбины можно осуществить различными спосо­ бами.

В случае применения двухъярусной ступени через верхний ярус проходит обычно 304-40% всего пара в конденсатор. Таким образом, на лопатках верхнего яруса имеет место перепад от давления перед ступенью до давления в конденсаторе. Через нижний ярус ступени проходит оставшаяся часть пара. На лопатках нижнего яруса сраба­ тывается лишь частичное теплопадение, так как основная часть пере­ пада тепла срабатывается в последней ступени турбины. Различные теплоперепады в соплах и на рабочих лопатках ступени обусловлива­ ются тем, что профили лопаток верхнего и нижнего яруса различны.

Современные конденсационные турбины большой мощности строят, как правило, с частичными отборами пара из промежуточных ступе­ ней для подогрева питательной воды, причем общее количество отби­ раемого пара достигает 304-35 % всего подводимого к турбине свежего пара. Поэтому с применением отборов пара из турбины предельная мощность ее возрастает.

§ 1-18. Турбины с отбором пара для регенерации

Для повышения экономичности паротурбинных установок приме­ няются регенеративные подогревы питательной воды. Организация отборов пара на регенерацию питательной воды оказывает влияние на конструкцию паровой турбины и размеры ее проточной части. Приме­ нение регенеративного подогрева питательной воды повышает к.п.д. цикла паротурбинной установки (ПТУ). В современных паровых турбинах высокого давления предусматривается несколько (до 5-4-7) отборов пара из промежуточных ступеней. В турбинах сверхвысокого и сверхкритического давлений число таких отборов достигает 84-9. Пар, отбираемый из промежуточных ступеней турбины, поступает обычно в подогреватели, где конденсируется и отдает свое тепло на подогрев питательной воды. В турбинах среднего давления число отборов составляет 24-4.

Рассмотрим принципиальную тепловую схему турбинной уста­ новки с пятью отборами пара (рис. 1-26). Пар в количестве D]OT, D]0\,

D O T , •-• из первого, второго, третьего и т. д. отборов отводится в подо­ греватели № 1, 2, 3 и т. д. Таким образом, расход пара по ступеням турбины будет различным: через ступени до первого отбора он будет равен D 0 , от первого до второго отбора Dj = D0 — D o x , от второго

55

до третьего отбора D2 = Di— DOT, от третьего до четвертого отбо­

ра D3 = D2—DoTl и т. д.

Мощность турбины и параметры свежего пара при ее расчете и проектировании всегда известны. Давление отработавшего пара уста-

Изкотпи: Р„, Тв,10

Рис. 1-26. Принципиальная тепловая схема турбоустановки:

№ 1. № 2 и № 3 — подогреватели низкого давления (ПНД); № 4 и № 5 — подогреватели высокого давле­ ния (ПВД)

навливается заводом на основании его опыта и требований по эконо­ мичности к турбине в соответствии с температурой охлаждающей воды, поступающей в конденсатор.

Расход свежего пара через турбину

56

Рот'. Рот и рот принимаются из предварительного расчета схемы регенерации. Значе­ ния к.п.д. по отсекам турбины предварительно оцениваются, т]м принимается по графику рис. 1-20 и т}г — по графику рис. 1-28.

В результате окончатель­ ного теплового расчета тур­ бины уточняются все вели­

чины D0, D01, a, ht и hoi и

определяется действительная мощность:

Рис. 1-27. Тепловой процесс турбины в i—s-диаграмме

Рис. 1-28. К. п. д. турбогенератора в зависимости от мощности

57

нию с его расчетным значением на среднем диаметре мало снижается. Применение постоянных профилей по высоте для длинных лопаток приводит к значительному увеличению тепловых потерь и соответст­ вующему снижению к.п.д. ступени. При больших объемных расходах рабочего пара через турбинные ступени получаются большие высоты рабочих лопаток и малые отношения dcV/l2, что характерно для лопа­ ток последних ступеней конденсационных паровых турбин. Таким образом, если длинная лопатка спроектирована без учета изменения окружной скорости по ее высоте, т. е. с постоянным по высоте профи­ лем, то действительный к.п.д. на венце лопаток такой ступени окажет­ ся значительно ниже его расчетного значения на среднем диаметре.

лопаток с переменными по высоте углами (34 при отношениях d c P // 2 ^

104-12. Оптимальные углы |3io n T для каждого сечения рабочих лопаток по высоте определяются из треугольников скоростей. Для отношений d o p / / 2 > 124-14, как правило, применяются профили с по­ стоянными углами Pi и постоянным или переменным поперечным сечением по высоте лопаток. Закрученные профили выполняются обычно с уменьшающимся сечением по высоте лопаток, что позволяет разгрузить их корневые сечения от высоких напряжений, возникаю­ щих от центробежных сил.

В инженерной практике расчета закрутки лопаток применяются различные методы. Расчет закрутки лопаток методом постоянной циркуляции является наиболее распространенным. Впервые этот метод был разработан академиком Н. Е. Жуковским для профилиро­ вания воздушных в штов и лопаток вентиляторов. Впоследствии при­ менительно к расчету закрутки длинных лопаток паровых турбин этот метод был применен профессором В. В. Уваровым [2]. В основу метода постоянной циркуляции положены соотношения:

где cia, с2% — проекции абсолютных скоростей с4 и с2 на ось турбиныУсловие (1-113) следует дополнить еще тем, что осевые составляю­ щие абсолютных скоростей с4 и с2 по высоте лопаток в зазорах между решетками при входе в сопла и на рабочие лопатки, а также и за ра­ бочими лопатками не изменяются, т. е. поля скоростей в осевых зазо-

59