- •1. Принципиальное устройство турбомашин
- •2. Основные рабочие параметры турбомашин
- •3. Теоретические характеристики турбомашин
- •4. Действительные характеристики турбомашин
- •5. Эксплуатационные характеристики турбомашин
- •6. Характеристика внешней сети
- •7. Работа турбомашины на внешнюю сеть
- •8. Законы пропорциональности
- •9. Классификация насосов
- •10. Природа явления кавитации
- •11. Допустимая высота всасывания
- •12. Природа осевой силы в центробежном рабочем колесе
- •13. Способы уравновешивания осевой силы насосов
- •16. Конструкции насосов общего назначения
- •17. Особенности насосов горячего водоснабжения
- •18. Теплоэнергетическое насосное оборудование
- •19. Назначение вентиляторных установок
- •20. Внешние сети вентиляторов
- •21. Способы регулирования вентиляторов
- •22. Аэродинамические характеристики вентилятора
- •23. Центробежные вентиляторы общего назначения
- •24. Осевые вентиляторы общего назначения
- •25. Тягодутьевые машины тепловых станций
- •26. Общие сведения о компрессорах
- •27. Принцип действия центробежного компрессора
- •28. Термодинамика компрессорного процесса
- •29. Охлаждение компрессоров
- •30. Характеристики центробежных компрессоров
- •1. Классификация паровых турбин
- •2. Закономерности расширения пара в сопловом канале
- •3. Активный принцип работы пара в турбине
- •4. Реактивный принцип работы пара в турбине
- •5. Устройство простейшей активной турбины
- •6. Устройство активной турбина со ступенями скорости
- •7. Устройство активной турбины со ступенями давления
- •8. Устройство реактивная турбина
- •9. Преобразование энергии в турбинной ступени
- •10.Определение размеров соплового канала
- •11. Определение размеров рабочих лопаток
- •12. Потери в ступенях турбины
- •13. Маслоснабжение турбины
- •14.Регулирование мощности турбины
- •15. Конденсационные установки паровых турбин
- •16. Регенеративный подогрев питательной воды
- •17. Турбины предельной мощности
- •18. Уравновешивание осевых усилий в турбине
- •19. Поддержание заданного режима работы турбины
- •20. Система защиты турбины
- •21. Общее устройство газотурбинной установки
- •22. Особенности газовых турбин
- •23. Анализ эффективности работы гту
- •24. Конструктивные схемы энергетических гту
- •25. Парогазотурбинные установки на тепловых электростанциях
- •26. Принцип действия двс
- •27.Виды рабочих циклов двс
- •28. Основные параметры и характеристики двс
- •29.Технические системы двс
- •30.Комбинированные двигатели
- •31. Эксплуатация двигателей
- •32.Энергетические установки на базе двс
12. Потери в ступенях турбины
Рабочий процесс турбины сопровождается рядом потерь, вызывающих увеличение расхода тепловой энергии на получение механической работы.
Различают потери внутренние, влияющие на состояние пара и внешние – не влияющие. К первой группе относятся потери: впуска пара в турбину, на сопротивление движению потока пара; с выходной скоростью; на трение и вентиляцию; через внутренние зазоры; от влажности пара. Ко второй группе относятся потери: механические и от утечек пара через концевые уплотнения вала.
Потери давления при впуске пара. Перед вступлением в сопла первой ступени турбины свежий пар должен пройти через стопорный и регулирующий клапаны и каналы в корпусе турбины. Сопротивление на этом пути вызывает некоторое снижение давления пара перед соплами по сравнению с давлением его перед стопорным клапаном турбины. При этом энтальпия пара остается неизменной, но уменьшается располагаемый перепад тепла.
Потери от сопротивления движению потока пара по проточной части турбины обусловлены трением частиц пара о стенки межлопаточных каналов и друг о друга. В результате абсолютная скорость выхода пара становиться ниже теоретической, а следовательно, часть кинетической энергии струи теряется. Работа трения приводит к повышению теплосодержания пара на величину соответствующую потере кинетической энергии.
При тепловых расчётах эти потери учитываются с помощью известных поправочных коэффициентов φ (фи) для сопловых каналов (φ=0,95-0,96) и ψ (пси) для каналов рабочих лопаток (ψ=0,8-0,97).
Выходная потеря, вызванная тем, что в реальных условиях пар по выходе из турбины обладает еще некоторой абсолютной скоростью, а следовательно, и кинетической энергией, которая уже не может быть использована. Эта потеря в конденсационных турбинах обычно составляет от 2 до 4% располагаемого перепада тепла всей турбины.
Вентиляционные потери и потери от трение дисков о пар. Первая из этих потерь имеет место главным образом в первых степенях турбины, где удельный объем пар еще невелик и впуск пара приходится делать парциальным т.е. не по всей окружности диска, а только в части её. При вращении диска лопатки, проходя промежутки между соплами, подсасывают пар из зазора и перекачивают его с одной стороны диска на другую, действуя как вентилятор, на что бесполезно затрачивается известная работа.
Вторая потеря обусловливается тем, что диск при своем вращении захватывает прилетающие к его поверхности частицы пара и ускоряет их движение, на что также затрачивается некоторая работа. Обе потери вызывают повышение теплосодержания отработавшего пара.
В ступенях с парциальным подводом пара, кроме вентиляционных потерь, имеют место потери на выколачивание, связанные с тем, что при подходе к соплам рабочих лопаток, каналы между которыми заполнены неработающим паром, нужно, прежде всего, затратить какую-то энергию рабочей струи на выталкивание из каналов и ускорение этого пара.
Определение величин этих потерь производится при тепловом расчёте турбины по формулам.
Потери пара через внутренние зазоры между диафрагмами и валом (у активных турбин), через зазоры между рабочими лопатками и корпусом турбины и между направляющими лопатками и телом ротора (у реактивных турбин).
Пар, протекающий через зазоры, частично или полностью не используется для совершения работы, что ухудшает КПД турбины. Для турбин высокого давления эти потери имеют особенно большое значение и могут оказываться решающими для экономичности турбины. .
Потери от влажности пара. В соплах и лопатках тех ступеней турбины, которые работают влажным паром, происходят добавочные потери, вызываемые главным образом действием содержащихся в паре капелек воды. Образно это можно представить так: капельки в момент их зарождения (переход пара из сухого насыщенного во влажное состояние) имеют примерно такую же скорость, как и струя пара, затем частицы влаги начинают отставать от частиц пара, вследствие чего в струе возникают внутреннее трение и удары и скорость её снижается. Уменьшение кинетической энергии струи сопровождается повышением теплосодержания пара, так как работа, затраченная на трение и удары, превращается в теплоту. Кроме того, меньшая скорость частиц воды приводит к ударам капелек о спинки лопаток, производящим непосредственно тормозящее действие.
Механические потери, к которым относятся трение в подшипниках и затрата энергии на привод регулирующего механизма, масляных насосов, гидравлических концевых уплотнений и редуктора (если они имеются). Механические потери практически не зависят от нагрузки турбины и сохраняют свою полную величину при вращении на холостом ходу.
Утечки пара из турбины через концевые уплотнения неизбежны, но минимальны, что достигается большим числом гребешков лабиринтных уплотнений. При этом концевое уплотнение организуется так, чтобы исключить попадание пара в машинный зал даже в самых малых количествах, за счёт отсасывания проникающего пара с помощью эжектора.