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

Тепловой перепад, срабатываемый в последней ступени,

Для определения d последней ступени турбины с противодавле­ нием следует пользоваться уравнением (1-126), выведенным для пер­ вой ступени, полагая е = 1.

Распределение теплопадений. После определения конструктив­ ных размеров указанных ступеней окончательно производится деталь­ ный тепловой расчет регулирующей ступени. На i—s-диаграмме (см. рис. 1-32) откладываются все тепловые потери в ступени и определя­ ется состояние пара перед соплами второй ступени (точка а4 ). По дан­ ным предварительного расчета второй ступени находится теплоперенад в соплах кл, на ступени hi и на рабочих лопатках Аэ2ПО (1-128) — (1-129). От точки d до давления в первом отборе рот проводится адиа­ бата до точки ait- Отрезок a^a^t представляет собой располагаемый те­ пловой перепад от камеры регулирующей ступени до первого отбора /г0 1 . Е Г О нужно разделить на теплоперепад hj , срабатываемый на второй ступени. Если в результате деления получится целое число, то можно считать, что оно соответствует числу ступеней турбины от камеры регу­ лирующей ступени до первого отбора. В противном случае нужно изменить диаметр и снова определить h0. Приняв по основной адиаба­

Поскольку в первых ступенях турбин удельные объемы пара уве­ личиваются незначительно, то рекомендуется принимать для группы ступеней одинаковыми углы наклона сопел а 4 и рабочих лопаток J32. Для сохранения плавной проточной части турбины рекомендуется в этих ступенях увеличивать диаметры по средним окружностям от сту­ пени к ступени на 2-=-4 мм.

В результате окончательного детального теплового расчета второй ступени и определения размеров ее проточной части по i—s-диаграмме определяется состояние пара перед соплами третьей ступени (точка а2 ). Последняя характеризует состояние пара с учетом параметров тормо­ жения, так как скоростная энергия по выходе с рабочих лопаток ис­ пользуется в соплах третьей ступени.

Величина располагаемой энергии для третьей ступени

E'o' = K' + ti?,

где / i " p = с2 /2000; с% — скорость пара по выходе с рабочих лопаток предыдущей, второй ступени.

Следует заметить, что при указанном методе распределения теп­ лопадений Е0 > ho, следовательно, и значение и/са может оказаться

70

неоптимальным. В таких случаях, чтобы обеспечить оптимальное от­

ношение и/са, можно принимать п0 •—h0 ~ 14-1,5 кДж/кг.

Имея в виду, что зависимость т] ог вблизи оптимума протекает плав­ но, а диаметры последующих ступеней несколько возрастают, для первых ступеней турбины можно принимать тепловые перепады оди­ наковыми по основным адиабатам.

В области низких давлений пара, где удельные объемы v резко воз­ растают, должны увеличиваться диаметры и теплоперепады от ступени к ступени. Для обеспечения плавной проточной части турбины в по­ следних ступенях конденсационных турбин нужно увеличивать и углы наклона сопел сц и рабочих лопаток [32, а также принимать более вы­ сокую реактивность на рабочих лопатках, достигающую в последней ступени 50% и более от располагаемого теплоперепада на ступени h0z.

Тепловые расчеты всех ступеней турбины независимо от реактив­ ности на рабочих лопатках при скоростях пара ниже критических выполняются так же, как показано в гл. 1-2. При последовательном выполнении тепловых расчетов ступеней турбины дополнительно тре­ буется определять энтальпии пара перед соплами последующих сту­ пеней.

где Aoi — тепловой перепад в соплах первой ступени, кДж/кг; Ас — тепловая потеря в соплах, кДж/кг; Лог — тепловой перепад на рабочих лопатках от реактивности на них, кДж/кг; Ал — тепловая потеря на рабочих лопатках, кДж/кг; Ав — тепловая потеря с выходной ско­ ростью, кДж/кг; Ат ,в — тепловая потеря на трение и вентиляцию, кДж/кг.

Теплосодержание перед соплами третьей ступени (точка а2)

и определяя теплосодержания перед соплами каждой последующей ступени, используя (1-138) или (1-139), находим точку аг, определяю­ щую состояние пара перед соплами последней ступени также с учетом параметров торможения. В последних ступенях конденсационных тур­ бин большой мощности в соплах и на рабочих лопатках возникают кри­ тические и сверхкритические скорости пара. Применительно к рас­

71

Для выполнения теплового расчета последней ступени имеем сле­

жания пара перед соплами соответственно с учетом и без учета парамет­ ров торможения, кДж/кг; р2 — давление пара за рабочими лопатками,

Примем для расчета, как это имеет место для турбин большой мощ­ ности, что расширение пара в соплах происходит до критического дав­

Ел = ho2 -f- hwl.

Относительная теоретическая скорость пара по выходе с рабочих лопаток

wzt = 44,7 УЕЛ.

Относительная действительная скорость w2 = ty~jv2t, где ф = 0,954- 4-0,97 — скоростной коэффициент при реактивности на рабочих ло­ патках р « 5 0 % .

Угол наклона рабочих лопаток |32 со стороны выхода пара по сред­ ней окружности целесообразно принимать исходя из условия мини-

72

щие состояние пара в горле и выходном сечении рабочих лопаток с

сопел, рабочих лопаток и тешюЕых потерь, в том числе потерь на влаж­ ность, так же определяется энтальпия /2 (точка А2) за рабочими ло­ патками (см. рис. 1-32).

Диаграммный к.п.д. турбины г|о;= HJHQ- Поскольку r)0 ; может отличаться от предварительно принятого т)of, необходимо для построе­ ния предварительного теплоЕого процесса определить действитель­ ную электрическую мощность на зажимах генератора JV3.p и ввести некоторые уточнения в расчет регенеративной системы.

73

г— к.п.д. соответственно механический и генератора. Мощность 7V9.p является расчетной мощностью.

Рекомендуемое распределение теплоперепадов на ступени по отсе­

кам турбины (между давлениями в отборах пара на регенерацию) нель­ зя рассматривать строго обязательным. Такое распределение должно помочь учащемуся без особых затрат труда и времени более правильно решить основные задачи по конструированию проточной части тур­ бины.

Окончательное формирование проточной части нужно подчинить требованию высокой экономичности турбины, т. е. конструированию ступеней с высокими к.п.д. Это условие, как известно, может быть вы­ полнено: при оптимальных отношениях ы/са д для каждой ступени, применением высокоэкономичных профилей сопловых и рабочих лопа­ ток, организацией плавной проточной части, правильной организа­ цией осевых и радиальных уплотнений, выбором правильных пере­ крыш для рабочих лопаток и т. д.

В пределах цилиндра и особенно для отсека ступеней между отбо­ рами нельзя допускать осевых «разрывов» между ступенями, скачко­ образного изменения по диаметрам и высотам лопаток. Увеличение средних диаметров для последующих ступеней необходимо согласовы­ вать с приращением высот сопловых и рабочих лопаток.

Для роторов, особенно цельнокованых, в целях унификации типо­ размеров рекомендуется применять одинаковые размеры по ободам дисков (первые ступени турбины) и пазам для закрепления в них ра­ бочих лопаток, что упростит технологию изготовления и стоимость оборудования.

Таким образом, если в процессе распределения теплоперепадов на группу ступеней между отборами пара не удается обеспечить опти­ мальные отношения и/са д и плавную проточную часть, возможно из­ менить давления в отборах и в первую очередь удовлетворить требова­ ниям по экономичности турбины. В связи с этим после выполнения теплового расчета турбины необходимо внести уточнения в расчет теп­ ловой схемы турбоустановки.

§ 1-21. Расчет осевых усилий

Осевые усилия в реактивной турбине. Осевое усилие в реактив­ ной турбине складывается из следующих составляющих:

осевое давление на уступы ротора JRyCT;

осевое давление на рабочие лопатки от разности давления пара на них Rp,n;

74

осевое давление на конусную часть барабана RK.6; осевое давление от разности количества движения RK,A.

Осевое давление на уступы ротора (рис. 1-34, а) определяется по

Рис. 1-34. Принципиальные схемы конструкций проточной части реактивных турбин

Осевое давление на рабочие лопатки всех ступеней турбины от разности давлений (см. рис. 1-34, а)

г

ний; РЦ и p2i — давления пара перед и за рабочими лопатками сту­ пеней турбины.

Осевое усилие на ротор турбины от разности количеств движения

ции абсолютных скоростей пара в ступени на ось турбины; г — число

При подсчете осевого давления на ротор турбины R0 необходимо различать знаки направления действия силы: направление по ходу

75

пара принимается за положительное, а противоположное ему — за отрицательное.

Упорный подшипник воспринимает осевые усилия и фиксирует ротор турбины в осевом направлении.

Осевое равновесие ротора определяется уравнением

где F у п — рабочая поверхность упорного подшипника, см2 ; q — удель­ ное давление на рабочие колодки подшипника, Н/см2 .

Величина q принимается: в подшипниках сегментного типа — до

1504-200 Н/см2 , а в гребенчатых подшипниках — не выше 50-=- Н-80 Н/см .

У турбин без разгрузочного поршня (см. рис. 1-34, а) все величины в (1-147) известны, кроме Fyn ид. В этом случае в зависимости от кон­

Подсчет осевого давления на рабочие лопатки и от разности коли­ чества движения производится по (1-144) и (1-145).

Общее осевое усилие на ротор с конусной частью барабана (см. рис. 1-34, б)

76

В этом уравнении принимается значение q' и определяется вели­

чина F y n .

Для схемы на рис. 1-34, в осевое усилие на конусную часть бара­ бана будет иметь отрицательный знак. У турбин с разгрузочным поршнем (см. рис. 1-2 или 1-3) осевые усилия зависят от диаметра разгрузочного поршня dn. Принимая dn, производим расчет разгруз­ ки упорного подшипника и соответственно подбираем приемлемые

значения Fyn и q.

Осевые усилия в активной турбине. Осевое давление в активной турбине можно определить по формуле, аналогичной (1-147):

на кольцевые поверхности дисков всех ступеней от перепадов давле­

В зависимости от величин зазоров уплотнений диаграфрагм и зазоров между диафрагмами и ободами дисков действительные осевые давления могут быть выше на 10-^-20%, а иногда и больше, т. е. сц =

уплотнениях диафрагм и ободами дисков сц — 0,50-f-0,80.

Определение действительных перепадов давлений на диски с учетом влияния перетекания пара через осевые зазоры между диаф­ рагмами и дисками, а также через разгрузочные отверстия в дисках вызывает большие затруднения из-за отсутствия надежных данных о коэффициентах расхода. Из-за несовершенства расчетов осевого давления, технологических ошибок при изготовлении сопловых и ра­ бочих лопаток, изменения радиальных и осевых зазоров в проточной части, уплотнения диафрагм и концов вала осевое усилие на упорный подшипник может значительно превысить расчетную величину. Осе­ вое давление на ротор зависит от режимов работы турбины и состояния радиальных и осевых зазоров в проточной части ее. В практике эксплу-

77

атации турбин было немало случаев выплавления упорных подшип­ ников и связанных с этим тяжелых аварий. В последние годы найден экспериментальный метод измерения осевого давления на работающей турбине при помощи термопар. В результате этих исследований М. А. Трубилов предложил способ контроля за работой упорных под­ шипников по температуре белого металла на рабочих колодках. Этот способ оказался весьма эффективным и широко внедряется в практику контроля за работой турбин.

§ 1-22. Режимы работы турбин

Мощность, при которой турбина работает с наименьшим удель­ ным расходом тепла и, следовательно, с наибольшим к. п. д., назы­ вается экономической.

Длительнаяпредельно допускаемая мощность турбины называет­ ся номинальной. Номинальная мощность в зависимости от назначения турбины может быть равна или больше экономической на 5 Ч- 20%.

Основной тепловой расчет турбины производится на экономичес­ кую мощность. При этом расчете в основу распределения теплоперепадов по ступеням турбин принимаются наивыгоднейшие отношения

("/ОнМощность турбины при ее работе может изменяться во всем диа­

пазоне нагрузок — от холостого хода до номинальной величины. Из­ менение мощности турбин осуществляется в основном за счет изме­

1) дросселированием свежего пара при впуске в турбину (дроссельное парораспределение); 2) изменением числа открытых сопел первой ре­ гулирующей ступени турбины (сопловое парораспределение); 3) под­ водом свежего пара к одной или нескольким промежуточным ступе­ ням турбины (парораспределение с внешним обводом).

У паровых турбин кроме регулирующих клапанов перед каждой турбиной устанавливаются один или два автоматических стопорных клапана. При подводе пара к турбине по одному паропроводу уста­ навливается один автоматический стопорный клапан. При больших расходах пара (400 -4- 900 т/ч и выше) пар к турбине подводится по двум-четырем паропроводам и на каждом из них устанавливается по автоматическому стопорному клапану. Во время работы турбины не­ зависимо от ее нагрузки эти клапаны всегда полностью открыты.

Принципиальные схемы парораспределения для турбин представ­ лены на рис. 1-36.

Дроссельное парораспределение (рис. 1-36, а). При дроссельном

регулирующих клапана. Последние открываются полностью только при номинальной мощности турбины. При такой схеме парораспре­ деления номинальная мощность совпадает с экономической.

78

При неполных нагрузках турбины дроссельный клапан открывает­ ся частично. Таким образом, при частичных нагрузках происходит дросселирование всего количества свежего пара, поступающего в турбину. Дросселирование

тельным ухудшением ее к.п.д.

г)

79