ПАРОВЫЕ
И ГАЗОВЫЕ
ТУРБИНЫ
Издание второе,
переработанное и дополненное
Допущено Министерством энергетики и электри¬
фикации СССР в качестве учебника для учащихся
энергетических и энергостроительных техникумов
«ЭНЕРГИЯ» • МОСКВА • 1774

СОДЕРЖАНИЕ
Предисловие ко второму изданию .....	3
Введение 	 .....	4
РАЗДЕЛ первый
ПАРОТУРБИННЫЕ УСТАНОВКИ
'Часть первая
ТЕОРИЯ. ТЕПЛОВЫЕ РАСЧЕТЫ И КОНСТРУКЦИИ
ПАРОВЫХ ТУРБИН
Глава первая. Общие сведения о паровых
турбинах ...	5
Г-1. Основные понятия о паровых турбинах	5
1-2. Классификация паровых турбни ...	9
1-	3. Краткие сведения о развития паровых
турбин .....		 Ю
Глава вторая. Некоторые сведения из газо¬
динамики 	П
2-	1. Общие понятий о течении жидкости в ло¬
паточных каналах	II
2-2. Геометрические характеристики решеток
профилей	12
2-	3. Силовое воздействие потока на лопатки	13
Глава третья. Тепловой процесс в ступени
паровой турбины и определение ее размеров	16
3-	1. Расширение пара в сопловых н направ¬
ляющих каналах	16
3-2. Расширение пара в косом срезе сопла .	18
3-3. Расширение пара в соплах при нерасчет¬
ных условиях ........	20
3-4. Преобразование энергии на рабочих ло¬
патках 	 24
3-	5. Определение размеров лопаток турбин	28
Глава четвертая. Тепловые потери в сту¬
пени паровой турбины и ее коэффициент-по¬
лезного действия	29
4-	1. Классификация потерь в турбинах	29
4-2. Потерн	в	клапанах	29
4-3. Потерн в соплах или направтяющих ло¬
патках	.	.	 29
4-4. Потерн	на	рабочих лопатках .	-	.30
4-5. Потерн	с	выходной скоростью	...	31
4-6. Потери	на	трение и вентиляцию	...	32
4-7. Потерн через внутренние зазоры диа¬
фрагм 	32
4-8. Потери от влажности	пара	....	36
4-9. Потери в выпускном	патрубке	...	36
4-Ю. Внешние потери	37
4-	11. Коэффициент полезного действия турбин¬
ной ступени	37
Глава пятая. Коэффициент полезного дей¬
ствия турбины, ее мощность н расход пара .	38
5-	1. Коэффициент полезного действия паровой
турбины .	.	...	38
5-2. Определение расхода пара через турбину 39
5-3. Одновенечная ступень турбины и ее коэф¬
фициент полезного действия ....	40
5-4. Порядок теплового расчета ступени тур¬
бины 	45
5-5. Расчет промежуточной активной ступени
паровой турбины (р=0) .....	47
5-6. Расчет промежуточной активной ступени
с реактивностью на рабочих лопатках	49
5-7. Расчет промежуточной реактивной ступе¬
ни паровой турбины (р = 50%)	...	50
5-8. Двухвенечнан ступень турбины и ее коэф¬
фициент полезного действия ....	51
5-	9. Порядок теплового расчета двухвенечиой
ступени	51
5-10. Расчет двухвенечной регулирующей сту¬
пени 	54
5-11. Расчет н профилирование длинных лопа¬
ток ....	.	.	.58
лава шестая Многоступенчатые паровые
турбины .	.	.	.	.62
6-	1. Турбины со ступенями давления ...	62
6-2. Турбины с отбором пара для регенерации 64
6-3. Порядок расчета многоступенчатой паро¬
вой турбины	65’
6-4. Предельней и единичная мощность паро¬
вой турбины	72
6-5. Осевые усилия	в	паровой	турбине	.	74
6-	6. Переменнее режимы	паровык	турбин	76
лава седьмая. Регулирование, маслоснаб-
жеине и защита паровых турбин .	.	80
7-	1. Основные понятия регулирования	80
7-2. Схема регулирования паровых турбин 81
7-3. Статическая характеристика регулирова¬
ния 	'	85
7-4. Параллельная работа турбин .	.	87
7-5 Переходные процессы в системах регули¬
рования 	 88
7-6. Схемы маслоснабжения	турбин	...	89
7-7. Огнестойкие жидкости для систем масло¬
снабжения и регулирования турбин .	.	90
7-	8. Предохранительные	выключатели для
аварийного отключения	турбин	...	90
лава восьмая. Конструкции паровых тур¬
бин	...	91
8-	1. Основные требования к конструкциям
паровых турбин 	 91
8-2.	Конденсационные	турбины	КТЗ	.	93
8-3.	Конденсационные	турбины	УТМЗ	...	93
8-4-	Конденсационные	турбины	ХТГЗ	.	96
8-5.	Конденсационные	турбины	ЛМЗ -.	.	102
8-6. Турбины для атомных электростанций 107
8-7. Турбины зарубежных фирм .	.	.	110
223

Глава девятая. Турбины для комбинирован¬
ной выработки электрической и тепловой
энергии		ИЗ
9-1. Комбинированная выработка электриче¬
ской и тепловой энергии	НЗ
9-2. Затраты топлива на выработку электри¬
ческой и тепловой энергии .	-	.	.	118
9-3. Турбины с регулируемыми отборами пара 119
9-4. Турбины с противодавлением ....	127
9-5. Диаграммы режимов турбины	134
Часть вторая
КОНСТРУКЦИИ И РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ
ПАРОВЫХ ТУРБИН
Глава десятая Конструкции и расчет иа
прочность корпусов н нх деталей .	.	.	138
10-1. Конструкции корпусов, их материал и
расчет .		*138
10-2. Конструкции сопл н направляющих лопа¬
ток ............	140
10-3. Конструкции и матервал диафрагм .	.	143
10 4. Концевые уплотнения турбины .	.	.	146
10-5. Опорные подшипники и нх конструкции	146
10-	6. Упорные подшипники и нх конструкции	150
Глава одиннадцатая. Ковструкцнн и рас¬
чет на прочность роторов и их деталей	151
11-	і. Конструкции рабочих лопаток . . I5j
П-2. Расчет лопаток иа прочность . .	15з
II-3. Вибрация лопаток	15?
11-4. Отстройка лопаток от опасных вибраций 16о
II-5. Конструкция я расчет иа прочность бара¬
банов реактивных турбгіц	«	160
11-6. Роторы турбвн и их конструкция ...	161
11-7- Расчет вала иа прочность ....	164
11-8. Критическое число оборотов вала	165
11-	9. Соединительные муфты .	.169
Часть третья
КОНДЕНСАТОРЫ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Глава двенадцатая. Конденсационные
устройства паровых турбин .	І7І
12-	1. Общие сведения о конденсации пара и
конденсаторах ....	171
12-2. Конструкции конденсаторов ....	172
12-3. Тепловой расчет конденсатора . . .	177
12-4. Надежная работа конденсатора н кон¬
денсационной установки .	.	.	181
РАЗДЕЛ ВТОРОЙ
ГАЗОТУРБИННЫЕ УСТАНОВКИ
Часть первая
ТЕОРИЯ ТЕПЛОВЫХ ПРОЦЕССОВ в ГАЗОТУРБИННЫХ
УСТАНОВКАХ
Глава тринадцатая Термодинамические
основы и тепловые процессы газотурбинных
установок .	.	.	188
13-1. Основные сведения о газотурбинных уста¬
новках 	 |88
13-2. Принципиальные схемы’ газотурбинных
установок	  .	189
13-3. Процесс расширения газа в направляю¬
щих каналах газовой турбины .	.	.	191
13-4. Процесс сжатия воздуха ня лопатках осе¬
вого компрессора  	193
13-5. Тепловые циклы простых ГТУ непрерыв¬
ного горении	.195
13-6. Тепловые схемы и циклы сложных ГТУ 197
13-7. Использование при расчетах ГТУ Ts и
fc-днзгра.ммы для воздуха и продуктов
сгорания	198
13-	8. Тепловой расчет камеры сгорания ГТ^ 199
43-9. Коэффициент полезного действия и мощ¬
ность газовой турбины и компрессора 201
Часть втор ая
ТЕПЛОВЫЕ РАСЧЕТЫ. РЕЖИМЫ РАБОТЫ,
КОНСТРУКЦИИ ГАЗОТУРБИННЫХ установок
Глава четырнадцатая. Расчет, режимы
работы, регулирование и конструкция ГТУ 204
14-	1. Особенности расчета Многоступенчатых
газовых турбин	204
14-2. Переменные режимы работы	ГТУ	208
14-3. Схемы регулирования	ГТУ	.	.	211
14-4 Конструкции газовых	турбин	212
ПРИЛОЖЕНИЯ
Приложение I
Основные типы стационарных паровых турбин
для привода электрических генераторов, вы¬
пускаемых заводами СССР согласно ГОСТ
3618-69	. .	219
Приложение 2
Единицы измерения .			221
Список литературы 		  222

6П2.23
Ш 70
УДК [621.165+621.4381(0.75)
Шляхин П. Н.
Ш 70 Паровые и газовые турбины. Учебник для техни¬
кумов. Изд. 2-е, перераб. и доп., М., «Энергия»,
1974.
224 с. с ил.
В книга рассматриваются теоретические основы теплового процесса
стационарных паровых и газовых турбин; даются основные сведения
о переменных режимах иж работы; приводятся технические характеристики
современных типов паровых и гааовьіх турбин; рассматриваются мх кон¬
струкции; сообщаются необходимые сведения об их регулировании и за¬
щита; приводятся сведения о расчете на прочность детален турбин И
прилагаются примеры их расчета; сообщаются основные сведения о кон¬
денсационных устройствах; рассматриваются принципы конструирования
конденсаторов, их тепловдй расчет, а также вспомогательное оборудование
конденсационных установок.
Кинга предназначена в качестве учебника для учащихся янергетиче-
ских Техникумов, специализирующихся по паротурбинным установкам.
30303-
0S1(01)-74
6П2.23
© Издательство «Энергия», 1974 г.
ПАВЕЛ НИКОЛАЕВИЧ ШЛЯХИН
ПАРОВЫЕ И ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ
Редактор В. П. Новодережкин
Редактор издательства А. А. Кузнецов
Переплет художника А. А. Иванова
Технический редактор Л. В. Иванова
Корректор В. С. Антипова
❖ ❖ ❖
Сдано в набор 26/1V 1974 г. Подпясаво к печати 22/Х 1974 г.	Т-18307
Формат 84х108»/іа	Бумага типографская К» 3
Ѵсл. печ. л. 23.62 + 6 вкладок	*	Уч.-язя. л. 31,25
Тираж 15 000 зкз.	Зак. 769	Цена 1р. 46 К.
❖ ❖ ❖
Издательство «Энергия». Москва. М-114. Шлюзовая нвб.. Ю.
❖ ❖ ❖
Московская типография Ій 10 Союзполиграфпрома при Государстаенном
комитете Совета Министров СССР по делам издательств, полиграфии
и книжной торговли. Шлюзовая наб.. 10-

ПРЕДИСЛОВИЕ КО ВТОРОМУ ИЗДАНИЮ
Книга предназначена в качестве учебника
по паровым и газовым турбинам для учащих¬
ся энергетических техникумов.
В соответствии с новой учебной програм¬
мой по паровым и газовым турбинам для энер¬
гетических техникумов в настоящем издании
(в отличие от предыдущего) сначала излага¬
ется материал по паровым турбинам, а за¬
тем— по газовым.
Раздел первый книги, в котором излага¬
ются материалы по паротурбинным установ¬
кам, состоит из трех частей.
В первой части дается теория тепловых
процессов, происходящих в паровых турбинах.
Приводятся сведения о расчетных и нерасчет¬
ных режимах работы паровых турбин, основ¬
ные положения, необходимые для расчета осе¬
вого усилия в паровых турбинах реактивного
и активного типа; излагаются вопросы комби¬
нированной выработки электрической и тепло¬
вой энергии.
По сравнению с первым изданием перера¬
ботаны параграфы, посвященные переменному
режиму работы паровых турбнн и работе си¬
стем их регулирования. Существенно перера¬
ботаны главы, в которых описываются конст¬
рукции паровых турбин.
Вторая часть посвящена рассмотрению кон¬
струкций паровых турбин и расчету основных
деталей на прочность.
В третьей части сообщаются основные дан¬
ные о конденсационных установках, конденса¬
ции пара, тепловом расчете конденсатора и
принципах его конструирования, а также при¬
водятся сведения о воздухоотсасывающих
устройствах.
Второй раздел, посвященный газотурбин¬
ным установкам, состоит из двух частей, в ко¬
торых рассматриваются теория тепловых про¬
цессов в газотурбинных установках и конст¬
рукции газовых турбин и компрессоров.
Параграфы 9-1, 9-2 написаны автором со¬
вместно с инженером Н. П. Шляхиным.
Автор будет благодарен читателям книги
за рекомендации, которые они сочтут возмож¬
ным направить ему через издательство «Эиер-
ч гия» или Управление учебными заведениями
Министерства энергетики и электрификации
СССР.
Автор

ВВЕДЕНИЕ
Паровая или газовая турбина является си¬
ловым двигателем, в котором потенциальная
энергия пара или газа превращается в кине¬
тическую, а кинетическая в свою очередь пре¬
образуется в механическую энергию вращения
вала. Вал турбины непосредственно или при
помощи зубчатой передачи соединяется с ра¬
бочей машиной. В зависимости от назначения
рабочей машины паровая или газовая турбина
может быть применена в самых различных
областях промышленности; в энергетике, на
транспорте, в морском и речном судоходстве,
в авиации и т. д. Паровые и газовые турбины»
как силовые двигатели, в промышленности
конденсатного насоса, подающего
конденсат в систему;
регенеративных подогревате¬
лей;
деаэратора, в котором удаляется кисло¬
род из питательной воды;
питательного насоса, подающего
питательную воду в парогенератор;
Электрического генератора, вы¬
рабатывающего электрическую энергию.
Пар, поступающий из котла в турбину, на¬
зывают свежим паром.
Газотурбинная установка состоит нз:
воздушного компрессора, сжимаю-
Рис. В-І. Простейшие схемы паро- и газо¬
турбинных установок.
а—паротурбинная установка: / — парогенератор;
2 — пароперегреватель; 3 — парован турбина: 4 —
конденсатор; 5 — конденсатяый насос; 6 — электри¬
ческий генератор: 7— подогреватель низкого дав¬
ления; 8—деаэратор- S —питательный насос: 10—
подогреватель высокого давления; б — газотурбин¬
ная установка: /—воздушный компрессор; 2 —
регенератор; 3 — камера сгорания: 4 ~ газовая
турбння; 6 — электрический генератор; 6— пуско¬
вой электрический двигатель; 7 —топливный на¬
сос; 8 — фильтр для очистки воздуха.
и энергетике могут быть использованы только
в сочетании с другим энергетическим обору¬
дованием.
Простейшие принципиальные схемы паро¬
турбинной и газотурбинной установок показа¬
ны на рис. В-1.
Царотурбиииая установка состоит из:
парогенератора, в котором питатель¬
ная вода под соответствующим давлением пре¬
вращается в сухой насыщенный пар;
пароперегревателя, в котором осу¬
ществляется повышение температуры пара до
заданной величины;
турбины, в которой потенциальная энер¬
гия пара превращается в кинетическую, а по¬
следняя— в механическую энергию на валу;
конденсатора, предназначенного для
конденсации отработавшего пара турбины;
4
щего атмосферный воздух до требуемого дав¬
ления;
регенератора, в котором воздух из
компрессора подогревается за счет тепла от¬
работавших газов турбины;
камеры сгорания, где происходит
сгорание топлива;	,
газовой турбины;
электрического генератора;
пускового электродвигателя;
фильтров для очистки воздуха.
Преобразование потенциальной энергии
пара или газа в механическую энергию вра¬
щения вала турбины осуществляется различ¬
ным образом, и в зависимости от характера
преобразования потенциальной энергии рабо¬
чего тела в кинетическую энергию струи раз¬
личают активные и реактивные турбины.

раздел первый ПАРОТУРБИННЫЕ УСТАНОВКИ
Часть первая
ТЕОРИЯ, ТЕПЛОВЫЕ РАСЧЕТЫ И КОНСТРУКЦИИ ПАРОВЫХ
ТУРБИН
Глава первая
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ПАРОВЫХ ТУРБИНАХ
1-1. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ О ПАРОВЫХ ТУРБИНАХ
Простейшая одноступенчатая паровая тур¬
бина активного типа состоит из следующих
основных частей (рис. 1-1): сопла 4, вала 1
и диска 2 с рабочими лопатками 3, закреплен¬
ными на ободе диска. Вал / вместе с диском 2
составляет важнейшую часть турбины и носит
название ротора. Ротор заключен в корпусе
турбины 5. Шейки вала лежат в опорных под¬
шипниках (опорные подшипники на рис. 1-1
не показаны).
Расширение пара от начального до конеч¬
ного давленйя происходит в одном сопле нли
группе сопл, закрепленных в корпусе перед
рабочими лопатками вращающегося диска.
Понижение давления пара в сопл.овых каналах
сопровождается умень¬
шением его энтальпии;
в соплах срабатывается
перепад тепла, который
затрачивается па получе¬
ние кинетической энергии
паровой струи. В процес¬
се расширения скорость
пара в соплах возрастает
от начальной величины Со
перед соплами до Сі за
соплами.
В каналах' рабочих ло¬
паток происходит сниже¬
ние 'абсолютной скорости
от Сі до с2; кинетическая
энергия пара снижается.
При воздействии струи
Давление пара
Рис. 1-1. Схематический раз¬
рез одноступенчатой активной
турбины.
1 — вал; 2 — диск: 3 — рабочие ло¬
патки; 4 — сопло; 5 — корпус, 6 —
выпускной патрубок.
пара на рабочие лопатки часть его кинетиче¬
ской энергии преобразуется в механическую
работу на валу ротора турбины.
Турбины, в которых весь процесс расшире¬
ния и, следовательно, ускорения пара идет
только в неподвижных "каналах (соплах), а на
рабочих лопатках происходит только превра¬
щение кинетической энергии в механическую
работу без дополнительного расширения па¬
ровой струи, называют активными.
Мощность одноступенчатых активных па¬
ровых турбин даже при окружной скорости,
достигающей 350 м/сек, не превышает 500—
800 квт. Мелкие одноступенчатые турбины
активного типа строились и строятся на зна¬
чительные числа оборотов. Первая паровая
Рис 1-2. Схематический разрез реактивной турбины не¬
большой мощности.
/ — барабан ротора, 2 к 3—рабочие лопатки; 4 и 5 —направ¬
ляющие лопатки; 6 — корпус; Z —кольцевая камера подвода
свежего пара; 8— разгрузочный поршень; 5 — соединительный
паропровод; 10— выпускной патрубок.
5

Рнс. 1-3. Продольный разрез активной турбины с тремя
ступенями давления.
1 и 6 — камеры свежего и отработавшего пара; 2 и 4— сопла;
3 и б — рабочие лопатки; 7 — диафрагмы; 8 — вал; 9 — корпус
турбины.
турбина шведского инженера Густава Лаваля
работала при 30 000 об/мин и. для ’передачи
вращающего момента потребителю механиче¬
ской энергии была снабжена редуктором. Не¬
большая мощность в одном агрегате, малая
экономичность таких турбин и в ряде случаев
необходимость установки редуктора ограничи¬
вает область применения одноступенчатых ак¬
тивных паровых турбин.
По иному принципу работает турбина,
представленная на рнс. 1-2. Свежий пар к ло¬
паткам турбины поступает из камеры 7. В не¬
подвижном корпусе 6 и па, внешней стороне
вращающегося барабана / (ротора) закреп¬
лены соответственно направляющие и рабочие
лопатки, образующие каналы для прохода
пара. Из камеры 7 пар, протекая через меж¬
лопаточные каналы, поступает в выпускной
патрубок 10. По пути движения из камеры 7
к патрубку 10 пар постепенно расширяется от
начального давления /?о до конечного давления
Р2- Расширение пара и понижение энтальпии
происходит во всех межлопаточных каналах
как подвижных, так и неподвижных. Сначала'
свежий пар из камеры 7 поступает в каналы
первого ряда направляющих лопаток, закреп¬
ленных в корпусе 6. Из каналов неподвижных
направляющих лопаток первого ряда пар по¬
ступает в каналы первого ряда рабочих лопа¬
ток, закрепленных на вращающемся бараба¬
не /. Из, каналов рабочих лопаток первого
ряда пар направляется в каналы неподвижных
лопаток второго ряда и т. д., проходя после¬
довательно через каналы всех рядов направ¬
ляющих и рабочих лопаток.
Пар, покидающий последний ряд подвиж¬
ных лопаток турбины, называется отработав¬
шим.
Два смежных ряда лопаток, закрепленных
соответственно в корпусе и на барабане (ро¬
торе), образуют так называемую ступень. Тур¬
бину, имеющую несколько последовательно
расположенных рядов неподвижных (направ¬
ляющих) лопаток и соответственно такое же
количество рядов подвижных (рабочих) лопа¬
ток, называют многоступенчатой. Все ступени
турбины составляют ее проточную часть.
В рассмотренной па рис. 1-2 турбине в от¬
личие от предыдущей расширение пара проис¬
ходит как в направляющих (неподвижных)
каналах, так и в рабочих (подвижных). Тур¬
бины, в которых расширение пара происходит
не только в направляющих, но и в рабочих
каналах, причем общий перепад тепла в сту¬
пени распределяется приблизительно поровну
между ними, называют реактивными.
Кривая рй~рч на рис. 1-2 показывает изме¬
нение давления пара, а ломаная пунктирная
линия характеризует изменение абсолютной
скорости по ступеням турбины. Скорость Сі
приобретается за счет теплоперепада на на¬
правляющих лопатках. Работа на валу турби¬
ны создается за счет уменьшения кинетической
энергии потока и за счет теплоперепада на ра¬
бочих лопатках.
Верхняя кривая изображает изменение эн¬
тальпии пара по ступеням турбины, которая
непрерывно понижается как в направляющих
каналах, так и в каналах рабочих лопаток.
Промышленная конструкция турбины, ра¬
ботающей по такому принципу, впервые была
предложена в 1884 г. английским инженером
Парсонсом.
Дальнейшее развитие одноступенчатой тур¬
бины Лаваля привело к появлению в 1900 г.
многоступенчатой активной паровой турбины,
идея создания которой заключалась в том, что
для расширения пара использовалась уже не
одна группа сопл, а несколько последователь¬
но расположенных групп, образующих вместе
с рабочими лопатками несколько ступеней
турбины. Расширение пара происходило в соп¬
лах каждой ступени, а на рабочих лопатках
совершалось только преобразование кинетиче¬
ской энергии пара в механическую работу.

Схема такой турбины представлена на рис.
1-3. На валу 8 турбины насажено три диска
с закрепленными на них рабочими лопатками.
Между каждой парой соседних дисков нахо¬
дятся неподвижные перегородки, называемые
диафрагмами. Диафрагмы закреплены в кор¬
пусе 9 турбины; в них имеются сопла для рас¬
ширения пара. Из камеры / свежий пар про¬
ходит через сопловые и рабочие каналы сле¬
дующих одна за другой ступеней турбины.
В соплах первой ступени давление пара пони¬
жается от ро до рі, а скорость возрастает от со
до Сі- На рабочих лопатках первой ступени
скорость лара понижается от Сі до с2, т. е. про¬
исходит преобразование кинетической энергии
пара в механическую работу, передаваемую на
вал турбины.
В двух следующих ступенях турбины про¬
исходит аналогичный процесс преобразования
потенциальной энергии пара в кинетическую,
а последней — в работу иа валу. По мере дви¬
жения пара от ступени к ступени его давле¬
ние снижается от начального^ значения ро до
конечного Рг.
В том же 1900 г. Кертис предложил одно¬
ступенчатую паровую турбину с двумя ступе¬
нями скорости. Схематичный чертеж турбины
такого типа представлен па рис. 1-4. В соплах
-4 турбины происходит понижение давления от
ро до конечного значения рг. За счет перепада
давлений скорость пара в соплах увеличивает¬
ся от начальной величины Cq до Cj. На первом
и втором рядах рабочих лопаток происходит
превращение кинетической энергии пара в ра¬
боту на валу турбины. При этом скорость ра¬
бочего тела на рабочих лопатках понижается,
на первом венце от ct до с2, а на втором —от
с'і до с'г- В каналах направляющих лопаток 7
происходит лишь изменение направления струи
потока при одновременном понижении скоро¬
сти от Сг до с'і из-за небольшой потери энер¬
гии. В верхней части рис. 1-4 представлены
графики изменения давления р рабочего тела
и абсолютной скорости потока ,с.
Двухвенечиый диск имеет более низкий
к. п. д. вследствие ряда дополнительных по¬
терь, Отсутствующих у одновеиечной ступени.
Основными преимуществами турбин со ступе¬
нями скорости является простота их конструк¬
ции, компактность, невысокая стоимость, на¬
дежность в работе н простота обслуживания.
Одйако вследствие низкой экономичности и
малой единичной мощности турбины этого ти¬
па имеют ограниченное применение, их исполь¬
зует, например, для привода центробежных
насосов, эксгаустеров, судовых генераторов и
других машин небольшой мощности.
На рис. 1-5 представлена од но дисковая
двухвеиечиая паровая турбина Невского ма¬
шиностроительного завода имени Ленина
(НЗЛ) с начальными параметрами пара
И бар и 325 °C и давлением отработавшего
пара 4,5 бар, предназначенная для привода
эксгаустера.
Вал турбины с насаженным диском 1 ле¬
жит в двух подшипниках 5 и 7. Подшипник 5
является комбинированным опорно-упорным.
Упорный подшипник предназначен для вос¬
приятия осевых усилий и фиксации ротора
в осевом направленйи. Свежий пар поступает
к соплам 2 через пять регулирующих клапа¬
нов 4. Подвод пара в проточную часть турби¬
ны обеспечивается последовательным открыти¬
ем регулирующих клапанов. Каждый клапан
подводит пар к самостоятельной группе сопл,
в чем и состоит сопловое (количественное)
парораспределение. Отработавший пар отво¬
дится из турбины через выпускной патрубок.
Для уменьшения утечек пара из турбины
с обеих сторон диска предусмотрены концевые
лабиринтовые уплотнения. Зубчатый масля¬
ный насос 8 предназначен для подачи масла
на смазку подшипников и в систему регулиро¬
вания. Подшипники турбины расположены
в специальных корпусах 9 и ІО.
Турбины рассмотренных типов называются
осевыми (или аксиальными), так как движе¬
ние рабочего тела в иих происходит вдоль
оси турбины.
Наряду с осевыми турбинами в первой чет¬
верти XX в. были разработаны конструкции
радиальных паровых турбин, в которых поток
пара движется в направлениях, перпендику-
ДаВлешіе пара
/і’ \і"Вбі:олюптная скорость
Рис. 1-4. Схематиче¬
ский разрез активной
турбины с двумя сту¬
пенями скоростн-
I — вал; 2 — диск: 3 —■
первый ряд рабочих ло¬
паток; 4 — сопло; в —■
корпус: 6 — второй ряд
рабочих лопаток: 7 —ва-
правляющие лопаткн.

Вращение по
часовой
стрелке
Рис. 1-5 Парован тур¬
бина Невского завода
нм. Ленина (НЗЛ).
f— диск в двумя ступе-
иямн скорости; 3—соп¬
ла; 9 ~ направляющие
лосяткв; 4 — регулирую¬
щий клапан: 5 — комби¬
нированный опорво-упор-
ный подлинник; 6—пе-
реиее я ваднее конце¬
вые лаСвринтовые уплот¬
неніи; 7 — задний опор-
» ный подшипник; в—зуб¬
чатый масляный насос;
9 к 10 — передний и зад¬
ний стулья турбины.
^Всасиіданае
1
I
лярных к оси турбины, т. е. радиально. Первая
радиальная турбина была предложена братья¬
ми Юнгстрем в 1910 г. Принципиальная схема
такой турбины показана на рис. 1-6.
Турбина состоит из дисков / и 2, располо¬
женных на концах валов 4 и 5. На обращен¬
ных друг к другу поверхностях дисков закреп¬
лены рабочие лопатки 6 и 7, собранные в коль¬
цевых обоймах. Пар из паропровода 3 через
отверстия в дисках поступает в центральную
-камеру, а из иее, пройдя через каналы всех
рядов рабочих лопаток, направляется в выпу¬
скной патрубок корпуса 8 турбины.
Расширение пара от начального давления
ро до давления р% происходит в каналах всех
рядов вращающихся рабочих лопаток. Непо¬
движных (направляющих) лопаток в этой тур¬
бине нет, все лопатки являются подвижными,
т. е. рабочими. Валы 4 и 5 вместе с насажен¬
ными на них дисками и рабочими лопатками
вращаются в противоположных направлениях.
Такие турбины являются чисто реактивными.
Радиальные паровые турбины строятся
8
также с неподвижными направляющими ло¬
патками; в этом случае они работают по тако¬
му же принципу, как и рассмотренные выше
осевые реактивные турбины.
Рнс. 1-6. Принципиальная схема радиальной турбины.
1 н 3 — диски: 3 — подвод свежего пара; 4 и 8~ валы; в ■ 7 —
рабочие лопаткн; в — корпус.

1-2. КЛАССИФИКАЦИЯ ПАРОВЫХ ТУРБИН
В зависимости от конструктивных особен¬
ностей, характера теплового процесса, пара¬
метров свежего и отработавшего пара и ис¬
пользования в промышленности паровые тур¬
бины можно подразделить на следующие
основные типы:
1.	По числу ступеней:
а)	одноступенчатые турбины'с одной или
несколькими ступенями скорости; эти турбины
(обычно небольшой мощности) применяются
главным образом для привода центробежных
насосов, вентиляторов и других аналогичных
механизмов;
б)	многоступенчатые турбины активного и
реактивного типов малой, средней и большой
мощности.
2.	По направлению потока пара:
а)	осевые турбины, в которых поток пара
движется вдоль оси турбины;
б)	радиальные турбины, в которых поток па¬
ра движется в плоскости, перпендикулярной
оси вращения турбины; иногда одна или не¬
сколько последних ступеней мощных радиаль¬
ных конденсационных турбин выполняются
осевыми. Радиальные турбины в свою очередь
подразделяются на имеющие неподвижные
направляющие лопатки и на имеющие только
вращающиеся рабочие лопатки.
3.	По числу корпусов (цилиндров):
а)	однокорпусные (одноцилиндровые);
б)	двухкорпусные (двухцилиндровые);
в)	многокорпусные (многоцилиндровые).
Многоцилиндровые турбины, у которых ва¬
лы отдельных корпусов составляют продолже¬
ние один другого и присоединены к одному
генератору, называются одновальными; тур¬
бины с параллельным расположением валов
называются многовальными. В последнем слу¬
чае каждый вал имеет свой генератор.
4.	По принципу парораспределе¬
ния:
а)	турбины с дроссельным парораспреде¬
лением, у которых свежий пар поступает через
один или несколько одновременно (в зависи¬
мости от развиваемой мощности) открываю¬
щихся клапанов, в настоящий момент не на¬
ходят применения;
б)	турбины с сопловым парораспределени¬
ем, у которых свежий пар поступает через два
или несколько последовательно открывающих¬
ся регулирующих клапанов;
в)	турбины с обводным парораспределени¬
ем, у которых, кроме подвода свежего пара
к соплам первой ступени, имеется подвод све¬
жего пара к одной, двум или даже трем про¬
межуточным ступеням (устаревшие турбины).
5.	По принципу действии пара:
а)	активные турбины, в которых потенци¬
альная энергия пара превращается в кинети¬
ческую в каналах между неподвижными ло¬
патками или в соплах, а иа рабочих лопатках
кинетическая энергия пара превращается в ме¬
ханическую работу; в применении к современ¬
ным активным турбинам это понятие несколь¬
ко условно, так как они работают с некоторой
степенью реакции на рабочих лопатках, воз¬
растающей от ступени к ступени по направле¬
нию хода пара, особенно в конденсационных
турбинах. Турбины активного типа выполня¬
ются только осевыми;
б)	реактивные турбины, в которых расши¬
рение пара в направляющих и рабочих кана¬
лах каждой ступени происходит примерно
в одинаковой степени. Эти турбины могут быть
как осевыми, так и радиальными, а последние
в свою очередь могут выполняться как с не¬
подвижными направляющими лопатками, так
и с только вращающимися рабочими лопат¬
ками.
6.	По характеру теплового про¬
цесса:
а)	конденсационные турбины с регенераци¬
ей; в этих турбинах основной поток пара при
давлении ниже атмосферного направляется
в конденсатор. Так как скрытая теплота паро¬
образования, выделяющаяся при конденсации
отрабртавшего пара, у данного типа турбин
полностью теряется, то для уменьшения этой
потери из промежуточных ступеней турбины
осуществляется частичный, нерегулируемый по¬
давлению отбор пара для подогрева питатель¬
ной воды; количество таких отборов бывает от
2—3 до 8—9;
б)	конденсационные турбины с одним или
двумя регулируемыми (по давлению) отбора¬
ми пара из промежуточных ступеней для про¬
изводственных и отопительных целей при ча¬
стичном пропуске пара в конденсатор;
в)	турбины с противодавлением, тепло от¬
работавшего пара которых используется для
отопительных или производственных целей.
К этому типу турбин, хотя и несколько услов¬
но, можно отнести также и турбины с ухуд¬
шенным вакуумом, у которых тепло отрабо¬
тавшего пара может использоваться для отоп¬
ления, горячего водоразбора или технологиче¬
ских целей;
г)	предвключеииые турбины (это также
турбины с противодавлением), но их отрабо¬
тавший пар используется для работы л тур¬
бинах среднего давления. Такие турбины
обычно работают при высоких параметрах
свежего пара и применяются при надстройке1
1 Под надстройкой электростанции понимают уста¬
новку на ней котлов высокого, сверхвысокого и сверх¬
критического давлений и предвхлюченных турбни в ка¬
честве блока высокого давления на базе существующей
станции среднего давления.
9

электростанций средних параметров с целью
повышения экономичности нх работы;
д)	турбины с противодавлением и регули¬
руемым по давлению отбором пара из про¬
межуточной ступени. Турбины этого типа пред¬
назначены для снабжения потребителя паром
различных параметров;
е)	турбины мятого пара, использующие
для выработки электроэнергии отработавший
пар молотов, прессов и паровых поршневых
машин;
ж)	турбины двух и трех давлений с подво¬
дом отработавшего пара различных давлений
к промежуточным ступеням турбины.
Турбины, перечисленные в п. «б»—«д», кро¬
ме регулируемых отборов пара, обычно имеют
нерегулируемые отборы для регенерации.
7.	По параметрам свежего пара1
(см. приложение 1, табл. 1 и 2):
а)	турбины среднего давления, работаю¬
щие на свежем паре с давлением 34,3 бар и
температурой 435°C;
б)	турбины повышенного давления, рабо¬
тающие на свежем паре с давлением 88 бар
и температурой 535 °C;
в)	турбины высокого давления, работаю¬
щие на свежем паре с давлением 127,5 бар и
температурой 565°C, с промежуточным пере¬
гревом пара до температуры 5б5°С;
г)	турбины сверхкритических параметров,
работающие на свежем паре с давлением
235,5 бар и температурой 560 °C с промежу¬
точным перегревом пара до температуры
565 °C.
8.	По использованию в промышлен¬
ности:
а)	турбины стационарного типа с постоян¬
ным числом оборотов, предназначенные для
привода электрических генераторов;
б)	турбины стационарного типа с перемен¬
ным числом оборотов, предназначенные для
привода воздуходувок, вентиляторов, насосов
и т. д.;
в)	турбины нестационарного типа с пере¬
менным числом оборотов; турбины этого типа
находят применение на судах (судовые турби¬
ны) и на железнодорожном транспорте (тур¬
болокомотивы) .
Все перечисленные турбины разных типов
в зависимости от их быстроходности соединя¬
ются с рабочими машинами непосредственно
или прн помощи различных передач, снижа¬
ющих число оборотов.
1 Такое подразделение по параметрам пара является
условным н отражает периоды исторического развития
турбостроения в СССР.
1-3. КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ О РАЗВИТИИ ПАРОВЫХ
ТУРБИН
До Великой Октябрьской социалистической
революции „турбостроение в нашей стране раз¬
вивалось очень медленно. Первая паровая
турбина мощностью 200 кет была выпущена
в 1907 г. единственным строившим тогда
в России турбины Петербургским металличе¬
ским заводом (ныне ленинградский Металли¬
ческий завод имени XXII съезда КПСС —
ЛМЗ). За период с 1907 по 1913 г. этот завод
построил всего 26 паровых турбин с наиболь¬
шей мощностью 1250 кет в одном агрегате.
С началом первой мировой войны турбострое¬
ние в России практически прекратилось. Оте¬
чественное турбостроение возобновилось лишь
в 1923 г.
Турбины ЛМЗ. В 1924 г. ЛМЗ выпустил
турбину мощностью 2000 кет. Производство
турбин стало развиваться особенно быстрыми
темпами в период первой и особенно последу¬
ющих пятилеток. В 1931 г. на заводе «Крас¬
ный путиловец» (ныне Кировский завод) в Ле¬
нинграде было начато строительство турбин
малой и средней мощности от 2500 до
12 000 кет, в основном транспортного и спецй-
ального назначения.
До 1931 г. все турбостроение в СССР было
сосредоточено на ЛМЗ. В течение первой пя¬
тилетки ЛМЗ создавал турбины мощностью до
50 000 кет.
Начиная со второй пятилетки ЛМЗ пере¬
шел на производство конденсационных турбин
мощностью 24 000, 50 000хи 100 000 кет, рас¬
считанных на параметры пара 28,5 бар и
400 °C. В это же время была разработана кон¬
струкция теплофикационной турбины мощно¬
стью 25 000 кет на те же параметры пара и
построены первые образцы. Кроме того, ЛМЗ
построил предвключенную турбину иа пара¬
метры пара 123 бар и 450°С. Создание турби¬
ны мощностью 100 000 кет на 3000 об!мин,
уникальной в то время в мировом турбострое¬
нии, н крупных теплофикационных турбин
было большим достижением ЛМЗ.
Начиная с 1946—1947 гг. ЛМЗ выпустил
серию конденсационных турбин мощностью от
25000 до 100000 кет при 3000 об[мин с на¬
чальными параметрами пара 88 бар и 500°С.
В 1952 г. ЛМЗ построил паровую турбину
мощностью 150 Мет1 с промежуточным пере¬
гревом пара до 565°C, а затем вскоре перешел
на серийное производство турбин мощностью
200 и 300 Мет, рассчитанных на параметры
свежего пара 127,5 и 235,5 бар и 560°C с про¬
межуточным перегревом пара 565 °C, которые
нашлн широкое применение на электростанци¬
ях СССР.
	 I
1 1 Мвт= 1 ООО кет,
10

В 1964—1965 гг. ЛМЗ построил двухваль¬
ную паровую турбину мощностью 800 Мет на
параметры свежего пара 235,5 бар и 560°C
с промежуточным перегревом пара до 565°C.
Эта турбина эксплуатируется на Славянской
ГРЭС. На этой же ГРЭС установлена одно¬
вальная турбина ЛМЗ мощностью 800 Мет,
имеющая те же параметры свежего пара, что
и двухвальная турбина.
В настоящее время ЛМЗ строит турбину
•единичной мощностью 1200 Мет на сверхкри¬
тические параметры пара.
Турбины ХТГЗ. В 1934 г. Харьковский
турбогенераторный завод им. С. М. Ки¬
рова (ХТГЗ), начал строить одноцилинд¬
ровые турбины мощностью 50000 кет.
В 1938 г. этот завод уже выпустил турбину
мощностью 100 000 кет’при 1 500. об/мин на
параметры пара 28,5 бар и 400 °C.
В послевоенные годы ХТГЗ также выпу¬
стил серии паровых турбин мощностью по
25 000 и 100 000 кет как предвключенного, так
н конденсационного типа на начальные пара¬
метры пара 89 бар и 500—535 °C. На электро¬
станциях СССР работают паровые турбины
ХТГЗ мощностью 160, 300 и 500 Мет с пара¬
метрами свежего пара 127,5 и 235,5 бар, с про¬
межуточным перегревом пара 565 °C.
В настоящее время ХТГЗ развернул работу
по выпуску паровых турбин для атомных элек¬
тростанций. Завод выпускает турбины мощно¬
стью 75 Мет типа К-75-30 и 220 Мет типа
К-220-44 на 3000 об/мин с давлением свежего
пара 29,4 и 43,2 бар, а также турбины мощно¬
стью по 500 Мет на 1500 и 3000 об/мин с дав¬
лением 65 бар типа К-500-65 и готовится к вы¬
пуску турбин мощностью 1000 Мет типа
К-1000-65 иа 1500 об/мин. Эти турбины пред-
Глава вторая
НЕКОТОРЫЕ СВЕДЕНИЯ ИЗ ГАЗОДИНАМИКИ
2-1. ОБЩИЕ ПОНЯТИЯ О ТЕЧЕНИИ ЖИДКОСТИ
S ЛОПАТОЧНЫХ КАНАЛАХ
В основу расчета лопаточных каналов тур¬
бинных ступеней была положена струйная тео¬
рия течения жидкости Эйлера1, которая осно¬
вана на предположении, что поток жидкости
является плоскопараллельным и чтр все пара¬
метры прн движении жидкости изменяются
только, в одном направлении. Такому пред¬
ставлению отвечает течение жидкости вдоль
линий тока, при котором параметры течения
интенсивно меняются только в одном направ-
1 Жидкость здесь рассматривается в широком смыс¬
ле; в ее понятие входят жидкость, воздух, водяной пар
и любой газ.
назначаются для Ленинградской, Кольской,
Смоленской, Курской атомных электростан¬
ций.
Турбины НЗЛ. В 1936 г. турбостроение на¬
чало развиваться на Невском машинострои¬
тельном заводе им. Ленина (НЗЛ). Завод,
кроме выпуска парсузых турбин средней мощ¬
ности для привода электрических генераторов,
выпускает специальные паровые турбины для
привода энергопоездов, компрессоров и возду¬
ходувок, являясь крупным поставщиком этого
оборудования.
Турбины УТМЗ. Перед началом Отечест¬
венной войны вступил в строй Уральский тур¬
бомоторный завод (УТМЗ), который строит
теплофикационные турбины с регулируемыми
отборами пара мощностью 12 000, 25 000,
50 000 и 100 000 кет. Турбины УТМЗ нашли
широкое применение на теплоэлектроцентра¬
лях Советского Союза и за «рубежом. УТМЗ
построил серию теплофикационных турбин
мощностью 250—300 Мет на давление свеже¬
го пара 235 бар и температуру 560°C с про¬
межуточным перегревом пара до 565°C.
Турбины КТЗ. В 1950 г. вступил в строй
Калужский турбинный завод (КТЗ), который
выпускал турбины мощностью от 2500 до
25000 кет, рассчитанные на параметры пара
34,5 и 88 бар и 435 и 535 °C.
Пятилетним планом развития народного
хозяйства СССР на 1971—1975 гг. предусма¬
тривается ввод в действие электростанций
общей мощностью 65—67 млн. кет, преимуще¬
ственно за счет строительства тепловых элек¬
тростанций с установкой на них крупных энер¬
гетических блоков, оснащенных конденсацион¬
ными турбинами мощностью 300, 500, 800 и
1200 Мет и теплофикационными турбинами
мощностью 100 и 250—300 Мет.
I
леннн, а именно вдоль линий тока, при весьма
слабом нх изменении в двух других направле¬
ниях. Линией тока принято называть такую
линию, выделенную нз общего потока, в каж¬
дой точке которой вектор скорости направлен
по касательной к этой линии. Кроме линий
тока в курсах газодинамики рассматривают
течения элементарных струек. Элементарной
струйкой в потоке называют ту часть жидко¬
сти, которая ограничена поверхностью, состоя¬
щей из линий тока. Таким образом, с точки
зрения струйной теории Эйлера поток жидко¬
сти нужно рассматривать состоящим нз конеч¬
ного числа элементарных струй. Большим пре¬
имуществом струйной теории течения жидко¬
сти является ее простота.
11

Струйная теория позволяет достаточно
просто определять важные параметры турбин¬
ной ступени: среднее направление потока за
лопатками, его скорость, вращающий момент
на лопатках турбинной ступени, а также ра¬
боту отдельной ступени и турбины в целом.
В силу своей простоты эта теория нашла боль¬
шое признание у конструкторов турбин, широ¬
ко применялась ими иа первой стадии турбо¬
строения и до сих пор используется в расче¬
тах турбомашин. Однако действительный ха¬
рактер течения потока в турбинной ступени не
отвечает гипотезе струйного течения. Течение
пара в турбинной ступени более сложно и по
существу имеет пространственный характер.
Особенности течения пара в турбинной сту¬
пени зависят от формы каналов, высот лопа¬
ток, от условий входа потока в лопаточные
каналы и т. д. Межлопаточные каналы тур¬
бинной ступени образуются профильными по¬
верхностями лопаток и торцовыми стенка мн.
Течение пара через эти каналы сопряжено
с некоторой потерей скорости, и чем больше ее
потери при обтекании профилей и торцов, об¬
разующих лопаточные каналы, тем ниже
к. п. д. турбинной ступени и турбины в целом.
Величина потерь в турбинной ступени в основ¬
ном зависит от геометрических характеристик
направляющих и рабочих лопаток, от пара¬
метра и/са и от критериев Re и М. Газодина¬
мические исследования решеток показывают,
что на потери энергии, помимо указанных па¬
раметров, значительное влияние может оказы¬
вать структура потока на входе в лопатки,
проявляющаяся в виде неравномерности ско¬
ростей и -направлений течения по высоте и ша¬
гу решетки.
2-2. ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ РЕШЕТОК
ПРОФИЛЕЙ
Набор сопловых и рабочих лопаток турбин¬
ной ступени представляет собой замкнутые
кольцевые решетки. Плоской решеткой приня¬
то называть бесконечный ряд лопаток, состоя¬
щий из тождественных профилей, установлен¬
ных и а одинаковом расстоянии друг от друга.
Расстояние между двумя сходственны мн точ¬
ками смежных профилей в решетке называет¬
ся шагом и обозначается буквой t (рис. 2-1).
Для плоских решеток шаг по высоте лопаток
постоянный. В кольцевых решетках шаг с уве¬
личением диаметра возрастает. Размеры аі н
а.2 определяют ширину выходных сечений меж-
лопаточных каналов сопловых и-рабочих ло¬
паток. Ширина решеток сопловых и рабочих
лопаток имеет размеры В.
Размер b между точками п и k средней
линии профиля (пунктирная линия на рис. 2-2)
называется хордой и является одним из харак-
12
Рис 2-1. Профили сопловой н рабочей лопаток в форм»
межлопаточных канатов.
а— сопловые лопатки; б — рабочие лопатки. 1 — плоскости, пер¬
пендикулярные оси турбины.
терных размеров профиля как сопловых, так
и рабочих лопаток. В заводской практике за
хорду часто принимают проекцию профиля на
касательную к двум точкам — размер &■
(рис. 2-1). Так как современные профили ло¬
паток, как правило, имеіот криволинейные
очертания, то ^а расчетный угол Рі потока,
набегающего на лопатку, принимают угол, об¬
разованный направлением касательной (линия
2) в точке k к средней линии профиля (пунк¬
тирная линия kkon) и направлением линии t
(рис. 2-2). Направление потока по касатель¬
ной при входе на лопатку условно называют
безударным входом. Отклонение угла направ¬
ления потока пара от касательной (от линии
2) соответствует нерасчетным условиям на
входе в межлопаточные каналы н сопряжено
с дополнительными потерями. Угол между на¬
правлением потока и направлением касатель¬
ной называется углом атаки і. При угле рп
потока, меньшем расчетного угла рі, угол ата¬
ки і будет положительным, і=рі—-рп^О, и, на¬
оборот, при р'п>рі угол і'—отрицательным„
т. е. і'—рі^р'п<0.
Исследования показывают, что уменьшение
утла входа потока (положительный угол ата¬
ки) приводит к более резкому увеличению по¬
терь, чем такое же его увеличение (отрица-
Рис. 2-2. Профиль сопловой лопатки п угол установки.
/ — плоскость, перлендихуляоиая осв турбины: 2 — квсательваа
к средней линии профиля.

тельный угол атаки). На лопатках активных
решеток влияние угла атаки на потери сказы¬
вается более сильно, чем на лопатках реактив¬
ных решеток. Поток пара при входе как на
сопловые, так и на рабочие лопатки турбинной
ступени встречает входные кромки, обтекание
которых сопряжено с потерями энергии. Ве¬
личина этих потерь зависит от угла атаци,
■формы входных кромок лопаток, формы кана¬
лов и т. д.
Лопатки одинакового сечения по высоте и
одинакового угла установки ру (рис. 2.-2) на¬
зывают лопатками постоянного профиля. Ло¬
патки переменного сечения по высоте, но
с одинаковым углом установки называют ло¬
патками переменного профиля. Лопатки с пе¬
ременным сечением по высоте и переменным
углом установки называют лопатками пере¬
менного профиля закрученного типа.
Для обобщения экспериментальных резуль¬
татов газодинамических исследований реше¬
ток профилей вводят два безразмерных гео¬
метрических параметра: относительный шаг
1—	tlb и относительную высоту 1=1}Ь. Экспе¬
риментально установлено, что для заданного
профиля лопаток потери в решетках и к. п. д.
зависят от t, ру, I, а также ряда других фак¬
торов.
2-	3. СИЛОВОЕ ВОЗДЕЙСТВИЕ ПОТОКА НА ЛОПАТКИ
Представим себе плоскопараллельный по¬
ток жидкости, встречающий на своем пути ре¬
шетку с неограниченным числом лопаток, и
рассмотрим его силовое воздействие на еди¬
ничную лопатку (рис. 2-3). На некотором рас¬
стоянии от решеток в сечениях 1-2 от сопловой
и 1—2 от рабочей будем считать, что входные
кромки лопаток не оказывают влияния на по¬
ток, причем скорости потока в этих сечениях
постоянны и равны со — для сопловых лопаток
(рис. 2-3,п) и Wj—для рабочих лопаток (рис.
2-3,6) н соответственно направлены под угла¬
ми сю и рі. За решетками в сечениях 3-4, уда¬
ленных на некоторое расстояние от выходных
кромок лопаток, поток рабочего тела вырав¬
нивается и также имеет постоянные скорости
и направления: а и ф — для сопловых лопа¬
ток и соответственно w2 н рг—-для рабочих
лопаток.
Пусть в сечениях 1-2, 3-4 статические дав¬
ления потока равны рі и рг- Для рассмотрения
усилий, действующих на лопатки, выделим
элементарные струйки жидкости, по ширине
потока равные шагам tc и іл для обеих реше¬
ток, а по высоте равные единице. Таким обра¬
зом, выделенные элементарные потоки жидко¬
сти протекают через одиночные каявлы реше¬
ток с единичной высотой. В целях упрощения
решения поставленной задачи предполагается,
Рнс. 2-3. Обтекание профвлей плоской решетки.
а — решетка сопловых лопаток; б — решетка рабочих лопаток.
что выделенные элементарные струи жидкости
в направлениях 1-2 и 3-4 ограничены вдоль
линий тока непроницаемыми поверхностями.
При этом условии и установившихся режимах
течения можно считать, что через любые сече¬
ния в направлениях движения струй сохранят
ется постоянство расходов. Усилие элементар¬
ной струи, действующей иа лопатку, будет со¬
ответствовать усилию, приходящемуся на еди¬
ницу длины лопатки.
В соответствии с принятой системой коор¬
динат и, z для решетки рабочих лопаток рас¬
смотрим воздействие потока жидкости на два
главных направления и к z. Условимся счи¬
тать, что направление и применительно к осе¬
вой турбинной ступени соответствует окруж¬
ному вращению лопаток, а направление 2
соответствует оси турбины. Усилие потока,
действующего на рабочую лопатку в направ¬
лен ни и, создает полезный крутящий момент
иа валу турбины. Воздействие потока на до-
13

патку в'направлении г через диск и вал тур¬
бины создает осевое усилие, которое пере¬
дается на упорный подшипник. Сопловая
решетка неподвижна, и усилия от действия
рабочего потока на сопловые лопатки переда¬
ются на корпус турбины.
Главные векторы полных усилий на лопат¬
ки, со стороны потока рабочего тела равны
векторной сумме действующих сил:
на сопловую лопатку
foo=lG(?o — с.) + ^(Л - А)1, н; (2-1)
на рабочую лопатку
[G №1 — ^2) + Ы/Ч — А)]л. (2-2)
где G(c0 —с,) —изменение количества дви¬
жения потока при прохож¬
дении его через единичную
высоту канала сопловой ло¬
патки, н;
G— расход пара через сопловой
канал единичной высоты;
4 (р0 — р,) — вектор силы от перепада
статических давлений на
сопловую лопатку единич¬
ной высоты, н;
G(u\—w2)— вектор силы от изменения
количества движения пото¬
ка при прохождении его че¬
рез единичную высоту ка¬
нала рабочей лопатки;
4 (Рі — р2) — вектор силы от перепада
статических давлений на
рабочую лопатку единичной
высоты, н.
Для определения усилий на лопаткн
в главных направлениях и и z воспользуемся
уравнением изменения количества движения.
Определим проекции всех сил, действую¬
щих в системе сопловой лопатки, на главные
оси и и г:
проекция сил на ось и
[G(cOu-ciu)-Pw]=Ot (2-3)
где G(cOu—Сіи)—изменение количества дви¬
жения потока, воздействую¬
щего на единичную высоту
сопловой лопатки в направ¬
лении и, н;
Рис— сила, с которой лопатка
воздействует на поток в на¬
правлении, противополож¬
ном п, н.
Из уравнения (2-3) находим
4	Puc=G (Cqu—Сіи)’,	(2-4)
проекция сил на ось z
[G(cflz—ciz) + 4(ро—pi)—74 = 0,	(2-5)
где G(coz—Ciz) — изменение количества движе¬
ния потока, воздействующе¬
го иа едгіничную высоту со¬
пловой лопаткн в направле¬
нии оси z, «;
Рг — сила, с которой лопатка воз¬
действует на поток в направ¬
лении ОСИ Z, н.
По уравнению (2-5) эта сила равна
Pz~(G(Coz—Ciz) -Мо(ро—Рі)]-	(2-6)
Определим проекции всех сил, действую¬
щих в системе рабочей лопатки, на главные
оси и и г:
проекция сил на ось и
[ G (и>іи—w2u) — Ри] =0,	(2-7)
где G(wiu—wzu)—изменение количества дви¬
жения потока, воздейству¬
ющего на единичную высо¬
ту рабочей лопатки в на*
правлении и, н;
Ри — сила, с которой лопатка
воздействует на поток
в направлении, противопо¬
ложном направлению и, н.
Из уравнения (2-7) находим
Pu = G(Wiu— OJ2u);	(2-8)
проекция сил на ось z
[G (^12— W2z) +4i (Pl—р2)—Pz] =0, * (2-9)
где G(wiz—wzz)—изменение количества дви¬
жения потока, воздейству¬
ющего на единичную высо-
ту рабочей лопатки в на¬
правлении оси Z, н;
Pz — сила, с которой лопатка
воздействует на поток жид¬
кости в направлении оси
Z, н.
Силу Pz определяем из уравнения (2-9):
Pz= [G(oji2—W2z) +MPi~Р2)].	(2-10)
Применительно к лопаткам турбинной сту¬
пени можно определить работу пара на лопат¬
ках (рис. 2-4,а).
Пусть окружная скорость вращения лопа¬
ток и по среднему диаметру известна. Пред¬
положим, что скорости пара Ct, С2, Wi н
также известны. Оперируя со скоростями па¬
ра и окружной скоростью как с векторами
(рнс. 2-4,6), можем написать
?і=й>і+й н С2=^г+й-
14

Проектируя эти векторы на ось и, нахо¬
дим:
Clu~Wlu+U И C2u = ^2u + «-
Из двух последних равенств легко устано¬
вить, что
C1U—С2и=СУ1„—О)2и.	(2-11)
Из уравнений (2-7) и (2-11) получаем:
Ри = G (с1и~с2и) == G	w2u).	(2-12)
Вращающий момент, создаваемый паром
иа рабочих лопатках турбинной ступени, опре¬
деляем из уравнения
М и — Purz = Gor (clu—Сги) =
~Gor(VDtn—W2u), НМ,	(2-13)
где г —радиус средней окружности рабочих
лопаток, м;
Go*—секундный расход пара через ступень
турбины, кгісек, равный Go— Glaz\
ln — высота рабочих лопаток, м;
z— число рабочих лопаток ступени.
Работа, совершаемая паром на венце сту¬
пени в единицу времени (1 сек), или мощ¬
ность
Лк=Лк со, вт,	(2-14)
где со — угловая скорость вращения, 1/сек.
Подставляя в уравнение (2-14) вместо Ми
его значение из уравнения (2-13) и имея в ви¬
ду, что Г(о=и, получаем:
Мх —GOw(Clu—C2u) =GoM(®itt—W2u), вт,
или
Nu~	—Сги) =
= 10~3Gou(tt>iu—W214), квт. (2-15)
Прн разных средних диаметрах на входе н
выходе пара из рабочих лопаток уравнение
мощности на венце турбинной ступени имеет
вид:
Nu ~ 10~3GO (UiCiv—и2С2п) =
== 10“3Go(«iWju—UzWzu), квт, (2-16)
где Ut и Us — окружные скорости по средним
диаметрам иа входе пара на ра¬
бочие лопатки и на выходе из
ПИХ.
Расход пара Go через ступень обычно изве¬
стен (см. гл. 6). Из конструктивных размеров
турбинной ступени определяют окружные ско¬
рости th и и2- Скорости пара и с2, а также
углы рі и а2 находят из треугольников скоро¬
стей или аналитически (см. гл. 3). Таким об¬
разом, все величины, входящие в уравнение
(2-16), кроме Сіи и можно установить рас¬
четом. Для определения Сщ и ш2и нужно знать
скорости Ct, w2, а также углы аіп и р2п и а вы¬
ходе пара из сопловых и рабочих лопаток.
Наличие потерь энергии при течении пара че¬
рез меж лопаточные каналы сопловых и рабо¬
чих лопаток не позволяют теоретически опре¬
делить скорости С1 И W2.
Опыты показали также, что угол ащ на вы¬
ходе пара из сопловых лопаток и угол Ргп на
выходе из рабочих лопаток не соответствуют
геометрическому углу наклона сопловых или
рабочих лопаток. Поэтому для получения бо¬
лее надежных расчетных данных указанные
четыре параметра Сі, w2f аІП и р2п следует
определять экспериментально.
Многочисленные экспериментальные газо¬
динамические исследования свидетельствуют,
что углы выхода потока ащ и 02п с достаточ¬
ной для практики точностью можно опреде¬
лять из соотношений:
для сопловых лопаток
а, = а1п => а1Эф=arcsin ;	(2-17>
для рабочих лопаток
& = kuM.=*=arcsin(-^-)-	(2-18>
где аі, а2— ширина выходного сечения соот¬
ветственно сопловых и рабочих
лопаток;
tu t2—шаг сопловых и рабочих лопаток
(рис. 2-1).
Углы аіэф и РгэФ обычно называют эффек¬
тивными углами выхода потока.
В дальнейшем условимся углы между на¬
правлениями скоростей потока на выходе из
сопловой н рабочей решеток и плоскостью,
перпендикулярной оси турбины, обозначать
всегда через сц— для сопловых и через р2—
для рабочих лопаток.
1&

Глава третья
ТЕПЛОВОЙ ПРОЦЕСС В СТУПЕНИ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ
И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЕЕ РАЗМЕРОВ
3-1. РАСШИРЕНИЕ ПАРА В СОПЛОВЫХ
И НАПРАВЛЯЮЩИХ КАНАЛАХ
Процесс расширения пара связан с преоб¬
разованием потенциальной энергии в кинети¬
ческую: энтальпия пара понижается — ско¬
рость течения возрастает.
Из термодинамики известно, что в идеаль¬
ном случае истечения пара нз сопла (без уче¬
та теплообмена с внешней средой, потерь энер¬
гии на трение и вихревые движения) преобра¬
зование потенциальной энергии пара в кине¬
тическую подчиняется уравнению энергии
где іо, і'п —начальная и конечная энтальпия
1 кг пара, дж[кг-,
с0 — начальная скорость пара перед со-
, пл ом, м]сек\
Сц —теоретическая скорость пара на
выходе из сопла, міеек.
Из уравнения (3-1) находим теоретическую
(без учета потерь) скорость
С.І = /2 (і„ - i,f) + cj_= У 2h0 +‘4 , (3-2)
где ho=io—hi ■— изоэнтропический тепловой пе¬
репад в сопловых или на¬
правляющих каналах, джікг.
Рис. 3-1- Эскизы сопловых каналов.
а — суживающееся сопло без косого среза; 6 — расширяющееся
сопло без косого среза; в —суживающееся сопло с косым сре¬
зом; г—расширяющееся сопло с косым срезом; контуры /, 2.
3— косые срезы сопл.
Если скорость Со невелика, то ею можно
пренебречь, и тогда получим:
c,t = )/2A0-	(3-2а)
В паротурбостроении находят преимущест¬
венное применение суживающиеся сопла с ко¬
сым срезом и в редких случаях расширяющие¬
ся с косым срезом (рис. 3-1,в н г). Суживаю¬
щиеся и расширяющиеся сопла без косого сре¬
за (рис. З-І,а и б) применяются в водо- и па¬
роструйных эжекторах (см. ч. III).
Опыты и теоретические исследования пока¬
зали, что расширение пара при его истечении
из суживающегося сопла может происходить
только до некоторого давления рКр, называе¬
мого критическим давлением. Отно¬
шение критического давления ркр, которое
устанавливается в горле сопла, к начальному
давлению р0 перед соплом называют, к рити-'
ческим отношением и обозначают
Из газодинамики известно, что
—
где k — показатель изоэнтропы, численные зна¬
чения которого можно принимать:
Перегретый пар	1,3
Сухой насыщенный пар	.	. 1,135
Насыщенный пар со степенью сухости х . . 1,035+0.1 х
Поэтому каждый газ пцеет свое критиче¬
ское отношение давлений. Так, например:
Перегретый пар	0,546
Сухой насыщенный пар	0,577
Воздух и двухатомный газ	. 		0,528
При критическом отношении давлений -у5 —
= ѵкр в выходном сечении (в горле) суживаю¬
щегося сопла достигается критическая
скорость, которую обозначают скр, міеек.
Из газодинамики известно, что эту ско¬
рость можно определить по уравнению
с-»=/тттг»/р» =]/• (3-3)
где ро — давление пара перед соплом, н!м3\
ро, — соответственно плотность и удельный
объем пара перед соплом, кг/л3, л3/кг.
16

Подставляя численные значении k в урав¬
нение (3-3) и р0 в барах, получаем
для 'перегретого пара
с,р=336,0 ]/ р0о„	(З-За)
для сухого насыщенного пара
СИ=326,0 V да..	(З-Зб)
Из уравнения (3-3) следует, что Сир зави-
сит от давления ро, удельного объема uG и по¬
казателя адиабаты k.
Для идеального газа
р0 —Роѵа	(3-4)
где R = 288,4 — газовая постоянная,
дж/(кг-°С);
То—температура пара перед соп¬
лом, °К.
Если давление за соплом Р1>Acp=v«pPo, т0
расширение происходит лишь до давления ри
и при этом скорость пара на выходе из сопла
будет ниже с«р.
Расширение пара в сопле до давления Рі<
<Ркр и соответственно получение скорости
сі>Скр возможно только в расширяющемся
сопле (рис. 3-1,г). В суживающихся соплах
без косого среза расширение возможно только
до критического давления.
В суживающемся сопле с косым срезом прн
Рі<Ркр в горле сопла устанавливается крити¬
ческое давление ркр н достигается критическая
скорость Сцр, дальнейшее расширение пара до
давления Р1 и увеличение скорости до с( про¬
исходит в косом срезе илн за его пределами.
Возрастание ‘скорости пара в соплах и ка¬
налах направляющих лопаток, как отмеча¬
лось, происходит за счет понижения энтальпии
и, следовательно, сопровождается снижением
давления пара.
Для инженерных расчетов паровых турбин
широко применяются is-диаграммы. На
рис. 3-2 показан тепловой процесс расширения
пара в соплах без учета и с учетом потерь.
Состояние пара перед соплами находят
в соответствии с заданными параметрами.
При расчете ступени обычно задают давление
н температуру пара перед соплами ро и t0 дав¬
ление пара за соплами рі, а также скорость
пара на входе в сопловые каналы со.
Начальным параметрам р0, t0 иа is-диа¬
грамме отвечает точка Ло (рнс. 3-2).
С учетом кинетической энергии пара на
входе в сопловые каналы состояние
рабочего тела перед соплами опреде¬
ляется точкой Л*о (где р*0 и t*D носят
2—769
название параметров торможения). Если ско¬
рость Со невелика и ею можно пренебречь, т.е.
положить прн расчете Со=0, то в этом слу¬
чае точка Л*о совпадает с точкой Л о, а пара¬
метры торможения р*о, і*о— с начальными
ро, А).
Если не учитывать потерь, сопровождаю¬
щих течение пара в сопловых каналах, то
такой теоретический процесс в is-диаграмме
условно изображают вертикальной прямой
Д*с=Дц. Величина й<и= іо—іи» дж/кг, называ¬
ется располагаемым перепадом тепла^ сопл,
а соответствующая этому теплоперепаду ско¬
рость истечения теоретической.
Теоретическая скорость обозначается Си и
определяется по формуле
Gt =	2h01 Cg .	(3-5)
В действительных условиях расширение
пара в соплах сопровождается потерями энер¬
гии, которые снижают скорость. Эти потери
повышают энтальпию пара за соплами. Таким
образом, энтальпия пара за соплами іі будет
выше теоретической іу, т. е. іі>іу (рис.
3-2,6).
Действительная скорость истечения для
сопл Сі находится по уравнению
с,=<pclt=<р V 2й01+с“,	(3-6)
где <?=-^-<1 —называется скоростным коэф-
си
фициентом.
Скоростной коэффициент сопл и направ¬
ляющих лопаток зависит от многих факто-
Рнс. 3-2. Процесс расширении лара в соплах в ^-диа¬
грамме. "
а — без- учета потерь; б -г с учетом Потеру
17

ров: геометрических размеров сопл и направ¬
ляющих лопаток, тщательности обработки их
поверхности и т. д. (см. гл. 4) и может коле¬
баться в больших пределах от 0,91—0,93 до
0,96—0,98. Для современных высокоэкономич-
иых турбин значение составляет 0,96—0,98.
Тепловая потеря в сопловых и направляю¬
щих лопатках hc, дж[кг, подсчитывается по
уравнению
= (1 - П (і*о - *.<) = (1 - f3) (*.. + 4)- (З-7)
Пользуясь /«-диаграммой, можно опреде¬
лить также и критическую скорость истечения
пара. Для этого необходимо по давлению тор¬
можения р*0 найти критическое давление
Ркр=чкрр*о и затем по /«-диаграмме опреде¬
лить критический перепад тепла hKp=i*Q-—ікр,
джікг. После этого критическая скорость
определяется по формуле
скр = V2h^ місек.	(3-8)
3-1. РАСШИРЕНИЕ ПАРА В КОСОМ СРЕЗЕ СОПЛА
Сопла в паровых турбинах устанавливают¬
ся под некоторым углом к плоскости враще¬
ния рабочих лопаток, вследствие чего в вы¬
ходной части сопл образуются так называв*
мые косые срезы (рис. 3-3).
Процесс расширения пара в соплах с ко¬
сым срезом имеет свои особенности.
Рнс. 3-3. Отклонение струи пара в косом срезе сопла
а—суживающееся сопло; б — расширяющееся сопло.
Суживающееся сопло
При рі/р*о^ѵКр процесс расширения пара
в суживающемся сопле с косым срезом ничем
не отличается от расширения пара в сопле без
косого среза. Однако при рі/р*о<'ѵкр процесс
расширения пара в сопле с косым срезом име¬
ет свои особенности. Расширение пара от на¬
чального состояния р*о до рКр на участке соп¬
ла до минимального проходного сечення, на¬
зываемого горлом сопла, происходит так же,
как и в суживающемся сопле без косого среза.
Следовательно, в горле сопла, площадь про¬
ходного сечения которого равна рмин (сечение
1-2 на рис. 3-3,а), устанавливаются критиче¬
ское давление ркр н критическая скорость Скр.
Расширение пара от ркр до рі и соответст¬
вующее приращение скорости от Скр до ct про¬
исходит уже в пределах косого среза сопла.
В точке 1 сечення сопла 1-2 струя пара, по¬
кидая кромку сопла, попадает в пространство
с давлением рі- Следовательно, в точке 1 дав¬
ление пара понижается скачком от р1ф до рі.
Однако и а участке 2—3 косого среза сопла
расширение пара от до рі происходит по¬
степенно. Таким образом, из точки 1 в грани¬
цах косого среза можно провести пучок изо¬
бар в пределах изменения давлений от рир.
до рі.
На основании опытов изобары можно схе¬
матически представить в виде кривых 1—2,
1—2', 1—2" и 1—3 (рис. 3-3,а).
Расширение в косом срезе сопровождается
отклонением струн пара от оси сопла, начиная
с того сечения, в котором достигается крити¬
ческая скорость Скр. Прн этом направление
потока в любом сечении косого среза сопла
составляет с направлением изобар 1—2. 1—2\
1—2" и т. д. так называемый угол Маха
который можно определить из .уравнения
sin 6 =
где св— скорость звука для соответствующего
состояния пара.
Приблизительно по линии 1—3 устанавли¬
вается предельное давление ріа, до которого
возможно расширение пара в косом срезе.
Если давление за соплом меньше рі0, то
дальнейшее рвсширеиие пара будет происхо¬
дить за пределами сопла чі сопровождаться
рассеянием энергии.
Если давление за соплом рі>рш, то конеч¬
ное давление Рі установится уже в некотором
промежуточном сечении косого среза (напри¬
мер, на изобаре 1~2"). Такой случай показан
иа рис. 3-3,а.
Отклонение паровой струи в косом срезе
сопла обусловливается интенсивным прираще¬
нием удельного объема пара при его расшире¬
нии ОТ Ркр ДО Рі ИЛИ ДО Ріа, если Рі<р1а, ЧТО
требует роста проходного сечения.
Можно показать, что степень расширения
пара в косом срезе суживающегося сопла бу¬
дет тем больше, чем меньше угол щ. В самом
деле, при аі=90° иет косого среза и возмож¬
ность получить скорость истечения выше кри¬
тической отсутствует. По мере уменьшения
угла си увеличивается площадь косого среза
1 1ч»п=аІ, где а — ширина горла сопла: / — высота
сопла.
18

сопла и растет возможность для расширения
в нем пара.
Для выполнения правильного аэродинами¬
ческого расчета и последующего профилиро¬
вания рабочих лопаток очень важно знать
истинное направление парового потока на вы¬
ходе из сопловых каналов. Поэтому, кроме вы¬
ходного угла наклона сопловых лопаток а*,
необходимо знать угол отклонения струи пара
от оси сопла со при расширении потока в ко¬
сом срезе.
Для определения угла со поступим следую¬
щим образом. Обозначим на рнс. 3-3,а и в по¬
следующих расчетах:
а—-ширина горла сопла (в сечении
/-2);
at—ширина паровой струи при выходе
из сопла;
I—высота сопла в пределах косого
среза (размер в плоскости, пер¬
пендикулярной плоскости чертежа);
h — толщина паровой струи после вы¬
хода из сопла (в сечении 5'-4);
сКр и Пкр— критические скорость и удельный
объем пара (в горле сопла, в се¬
чении /-2);
Сі и оі— скорость и удельный объем пара
в выходном сечеиии сопла.
Так как в сечениях 1-2 и 3'-4 протекает
одно и то же количество -пара, то можно напи¬
сать уравнение
(3-8а)
с«₽ и,	'	'
где |млн'— аі н ft—aih — соответственно пло¬
щади проходных сеченнй 1-2 и 3'-4.
Подставляя в уравнение (3-8а) вместо fM,ra
и fi их значения и сокращая обе части урав¬
нения на I (предполагая, что получаем:
(3-9)
CjjP	v‘j
Из рис. 3-3,а видно, что a=Zsinai и аі —
=Tsin(at+ы). Подставляя значения а и at
в уравнение (3-9), получаем:
sfnencrf) 	 sin(g, + <o)cl	(3-9а)
Гир	tlj	'	'
Из выражения (3-9а), обозначая сц+со че¬
рез а' 1, окончательно находим:
sina'1 = sin (я, 4"ш)^— —sin а,. (3-10)
СІ РкР
Кроме того, очевидно, что
sin а\ = -J1— sin а,.	(3-11)
I НИН
При максимально возможном расширении
пара в пределах косого среза сопла на линии
2*
/—3 установится давление ріа и угол откло¬
нения потока достигнет своего предельного
значения Ыпр.
Предельное отклонение паровой струи в ко¬
сом срезе сопла можно найти следующим об¬
разом. Когда в косом срезе сопла на линии
/—3 д ости гнется предельное давление ріа,
угол наклона струи <хі+<Впр можно приближен¬
но считать равным углу Маха Ѳ. Этот угол
определяется уравнением
sin 6 = —,	■	(3-12)
сіа
где с8—скорость звука при давлении ріа;
Сіи—скорость истечения пара из сопла при
его расширении от начального со¬
стояния до давления р1а.
Поэтому для предельного расширения пара
в косом срезе сопла уравнение (3-10) можно
представить в таком виде
sin (а,	sinO —~ |^sin а.,, (3-12а)
где Ріа — удельный объем пара при давлении
Ріа*
Если приближенно поло/кнть, что
на основании уравнений (3-12) и (3-12а) можно
написать:
1 = —sina,,	(3-13)
І'кр
откуда получаем:
<3-13а>
Полученное соотношение (3-1 За) позволяет
приближенно оценить, где закончится расши¬
рение пара. Если оіа<оі, то процесс расшире¬
ния пара будет продолжаться за пределами
косого среза сопла, в противном случае — за¬
кончится в пределах косого среза.
Расширяющееся сопло
В косом срезе расширяющегося сопла так¬
же возможно дополнительное расширение па¬
ра до давления ниже расчетного, например от
Рі до р'і.'Отклонение струн в косом срезе рас¬
ширяющегося сопла происходит за выходным
сечением сопла 1-2 (рис. 3-3,6).
Приближенно отклонение струн пара в ко¬
сом срезе расширяющегося сопла можно оп¬
ределить по уравнению (3-10), заменив в нем
икр иа и Скр на Сі для сечения 1-2 (рис. 3-3,6),
а Оі на о\ и Сі на с'і для -сечення 3-4:
sin	= sin (а,<о) = sin я».	(3-14)
Как и для суживающегося, для расширяю¬
щегося сопла можно написать соотношение,
19

позволяющее оценить предельно возможное
расширение пара в косом срезе,
с’ sin а, ’
(3-15)
где с'в—скорость звука при параметрах пара
в выходном сечении сопла 1-2.
Скорость с'з можно определить по уравне¬
нию
с'в=^р,,о,1.	(3-16)
Приближенно c's можно принимать равной
критической скорости в горле сопла скр.
Если теперь окажется, что полученное из
уравнения (3-15) и'1а<и'1, то процесс расши¬
рения пара будет продолжаться за пределами
косого среза расширяющегося сопла. Если же
ѵ'іа^ѵлі, то расширение пара закончится
в пределах косого среза.
Э-Э. РАСШИРЕНИЕ ПАРА В СОПЛАХ
ПРИ НЕРАСЧЕТНЫХ УСЛОВИЯХ
Расчет сопл и определение их размеров
производится для заданных параметров и рас¬
хода пара. Обычно задают давление и темпе¬
ратуру пара перед соплами, а также давление
пара за ними.
Во время работы турбины изменение ее
мощности вызывает изменение расхода пара,
а следовательно, и 'изменение давлений перед
и за соплами. Это измениет условия истечения
пара по сравнению с расчетными. Рассмотрим
некоторые случаи истечения пара из сопл при
нерасчетных условиях.
Суживающееся сопло без косого среза
Если сохранять неизменным состояние
пара перед соплом р*о <и изменять противодав¬
ление рі, то процесс истечения схематично
можно показать на рис. 3-4.
При Рі>Ріф расширение пара происходит
по кривой АВ, а при Рі~ркр— по линии АВі
(рис. 3-4,в). В этих случаях вытекающая из
сопла струя пара имеет резко очерченные кон¬
туры, а линии тока, ее ограничивающие, идут
параллельно оси сопла (рис. 3-4,а).
При рі<Ркр в выходном сечении сопла со¬
храни юте и критические давление ркр и ско¬
рость Сир. За пределами сопла происходит до¬
полнительное расширение паровой струи, н ее
течение имеет сложный характер. От кромок
сопла отходят волны разрежения, нх грани¬
цами являются характеристики CDi н DCi
(рис. 3-4,6). Падая на свободные границы
CCt и ODi, характеристики отражаются от
них с обратными знаками, и волны разреже¬
ния CDDi и DCCi переходят в волны сжатии
DDiC и CCiD. В пределах клииа CDE давле¬
ние падает от ркр до р'і<рі, а в пределах кли¬
на ECiDi — снова повышается почти до крити¬
ческого. Характер изменения давления по оси
струи показан пунктиром и а рис. 3-4, в. В соот¬
ветствии с волнообразным процессом расшире¬
ния пара за пределами сопла скорости потока
изменяются от сьр до сі>скр. Например, в се¬
чениях CD и CiDi скорости равны критиче¬
ским. От сечения CD к точке Е скорость уве¬
личивается до некоторого максимального зна¬
чения в потоке. От точки Е к сечеиию CtDi
скорость понижается до <?кр- Следовательно,
в любом сечении струи между CD и CiDi со¬
храняются сверхзвуковые скорости.
Расширяющееся сопяо без косого среза
При расчетных параметрах рабочего тела
перед соплом р*о и за соплом рі в горле сопла
f«nn устанавливаются критические давлениерщ,
и скорость скр. К выходному сечению ft ско¬
рость потока повышается от скр до с». Процесс
расширения рабочего тела в сопле от р*0 до Рі
происходит по линии ААіАг (рис. 3-5).
Понижение противодавления за соплом до
ри<Рі не изменяет характера расширения ра¬
пара в суживающемся сопле при нерасчетных условиях
Рнс 3-5 Изменение противодавления и расхода пара
в расширяющемся сопле при различных режимах.
20

бочего тела в пределах самого сопла. В вы¬
ходном сечении сопла сохраняются расчетные
рі и Сі, а за пределами сопла структура пото¬
ка становится аналогичной структуре потока за
суживающимся соплом при рі<ркр (рис. 3-4).
Конечное давление ра устанавливается по оси
сопла иа некотором от него расстоянии ’лишь
в результате постепенного затухания волн рас¬
ширения и сжатия, образующихся в струе, и
расширение пара ’от рі до ра происходит, та¬
ким образом, за пределами сопла. Этот про¬
цесс постепенного затухания воли схематично
показан на рнс. 3-5 волнообразной затухаю¬
щей линией Л2Л3.
Расход пара через сопло при понижении
противодавления до ра<рі сохраняется неиз¬
менным, равным Смаке-
Если давление за расширяющимся соплом
поднимается выше расчетного значения, т. е.
если р>рі, то режим работы сопла нарушает¬
ся, изменяются условия и характер течения
рабочего тела в сопле и за его пределами.
При некотором противодавлении рх>Рі в гор¬
ле сопла сохраняются ркр, Скр и Омакс. Расши¬
рение рабочего тела происходит по лиини
ЛЛ1Л2, при этом в выходном сечении сопла
возникает прямой скачок уплотнения ЛгВі,
распространяющийся по всему выходному се¬
чению сопла с повышением давления от р± до
рх. При дальнейшем повышении противодав¬
ления до р>Рх скачки уплотнения перемеща¬
ются в глубь сопла. Например, прн ріа>рх
скачок уплотнения возникает в сечеиии 1-1
сопла, а при рга>ріа уже в сечении 2-2. Эти
скачки уплотнения в расширяющейся части
сопла сопровождаются о^крывом потока от
стенок, образованием вихревых течений и
подсосами рабочего тела нз окружающей
среды. Такой режим работы сопла связан
с большими потерями и является малоэконо¬
мичным.
Для рассмотренных выше примеров изме¬
нение давления происходит в первом случае по
линии ЛЛіБіЕібі, а во втором—по линии
ЛДіСгДзДг-
Скорости потока при этих режимах на уча¬
стках от fMnE до сечений 1-1 и 2-2 достигают
сверхзвуковых значений. За скачками уплот¬
нений устанавливаются дозвуковые скорости.
Расход рабочего тела при этих режимах со¬
храняется GMaKC'
Прн некотором более высоком противодав¬
лении, например при рпр>ркр, скачок уплот¬
нения достигает горла сопла и исчезает.
В этом случае параметры потока в горле соп¬
ла сохраняются критическими, но перехода
в сверхзвуковую область не происходит; рас¬
ширяющаяся часть сопла работает как диффу¬
зор, давление по длине сопла изменяется по
кривой ЛЛіСз, и расход через сопло сохраняет¬
ся равиЫМ бмакг-	і
При дальнейшем росте противодавления,
когда рп>рпр, расход рабочего тела будет
уменьшаться, скорости в сопле станут дозву¬
ковыми, давление по длине сопла изменяется
по лиинн АБВ^ и расширяющееся сопло как
бы превращается в трубу Вентури, применяе¬
мую для измерения расхода жидкости.
Противодавление рщ>, при котором сохра¬
няется максимальный расход пара GMflKC,
можно определить по уравнению Фориера:
Рпр = [ѵ«р-Н1 - ѵ«р)К1 -(U./A)2 )р*о. (3-17)
Рассмотрение нерасчетных режимов рабо¬
ты расширяющегося сопла приводит к выводу,
что отклонение от расчетного значения вызы¬
вает значительные потери энергии. Расширяю¬
щиеся сопла плохо приспособлены к работе
npto переменных режимах, и поэтому (а также
по конструктивным соображениям) оии нахо¬
дят ограниченное применение в современных
турбинах.
Расход пара через сопло
Из газодинамики известно, что при дости¬
жении критического давления н скорости
в горле суживающегося или расширяющегося
сопла устанавливается максимальный расход
рабочего тела GMeKC, численное значение кото¬
рого можно определить по уравнению нераз¬
рывности
^мвкс —	» К2-ІССК,
(3-18)
где ѵьр—-удельный объем рабочего тела при
критическом давлении, кг/м3.
Подставляя в уравнение (3-18) вместо скр
его значение из уравнении (3-3), получаем:
Q 	f _ /	Я**0**
’-'меже	/мвн I/ 4-1
кг/сек.
(3-19)
где^р*« и — параметры торможения, н/м2,
кг/м3-,
21

Таблица 3-1
Значение критической скорости н критического расходе для водяного
паре
Нанчено-ціиве
рабочего тела
Показа¬
тель
адиа¬
баты fe
Крити¬
ческое
отноше¬
ние дав¬
лений
Критическая
скорость с^р, м/сек
ІР*0. к!*1}
Коэф¬
фи¬
циент
a“
Критический расход
°«.т- чъ
K/rf)
°«„0. <л
бар)
Перегретый пар
1,30
0,546
— 1
0,667
Gxa»0 = 0,667fMnHl
Лі*»
у К
Gua«o = ^1 Ѵикн "I
Г
/
Сухой насыщен¬
ный пар
1,135
0,577
сжр= І.ОЗКр*яѵ*9
0,636
Смаке = 0,636fMHH|
Сц»ИО = 201 ІыннТ,
гр\
• Для перегретого и с>хого насыщенного пара при праделеняи ^мак0 принимают вместо 211 и 201 экспериментальный коэффициент,
равный 205; тогда коэффициент а = 0.649.
Ѵкр — согласно известному >из газо¬
динамики соотношению равно’
/ *±!
л = у k ( 2 -У 1 — коэффициент, зависящий
\ + V от показателя адиабаты
рабочего тела.
Если в уравнении (3-3) и (3-19) вместо по¬
казателя адиабаты k подставить его числен¬
ное значение, то получим соответствующие
значения критических параметров, представ¬
ленные в табл. 3-1.
Подставляя численные значения k (табл.
3-1) в уравнение (3-19), получаем:
дли перегретого пара (k= 1,3)
GW,„ = 21V„BU1/^.	(3-19а)
Г V о
для сухого насыщенного пара (k—1,135)
GMa„=201fMa/ -£•	(3-196)
Формула (3-19) позволяет определить мак¬
симальный расход рабочего тела через сопло
в случае идеального адиабатического процес¬
са расширения, когда нет потерь. Действи¬
тельный расход рабочего тела отличается от
теоретического. Отношение действительного
расхода к теоретическому называют коэффи¬
циентом расхода ц=6о/6МЙКс- Коэффициент
расхода при истечении перегретого пара из
сопловых решеток, как показали опыты, со¬
ставляет р—0,97, т. е. действительный расход
будет в среднем на 3% меньше ОЫакс, опреде¬
ляемого по уравнению (3-19а).
При истечении насыщенного пара, состоя¬
ние которого находится вблизи предельной
22
кривой, его действительный расход, как пока¬
зали опыты, получается примерно на 2% выше
максимального, определяемого по уравнению
(3-196). Это увеличение расхода, как показал
Стодола, объясняется переохлаждением пара
при его расширении в соплах.
Поэтому для перегретого и насыщенного
пара при определении максимального расхода
можно применять единую формулу, в которой
положить коэффициент перед Дипп равным 205,
т. е.
■— 205fмян }/ /?*0/о*0.
(3-19в)
При отклонении давления пара перед соп¬
лом от расчетного и сохранении критического
режима истечения изменение расхода подчи¬
няется соотношении}
GJ«*aKO	(Р*рѴ,
G«»KC	V р*в/Ѵ*о
(3-20)
где G'mskc — максимальный расход пара через
сопло при другом начальном дав¬
лении (р*сУ и удельном объеме
(*%)'•
Если в уравнение (3-20) согласно уравне¬
нию (3-4) подставить (v\y=R(T*0)'l(p*0)' -и
и*а~КТ*о1р*а, то получим:
G'm»BC (p*o)f yf ^*В '
GMa«0	P*o ’ (T’W
(3-21)
где Г*о и (Г%)' — температуры торможения
соответственно при расчет¬
ном р*о и нерасчетном
(р*о)' давлениях, °К.
При	Г*о уравнение (3-21) прини¬
мает вид:
G'wie	 ІР*»У ,
GW»«0 Р*Ч
(3-22)

I
I
‘-Oil
I
откуда находим:
G'„*=GMOTC^-.	(3-22a)
P 0
Из этого уравнения следует, что при ери-
't ических скоростях истечения расход пара
через сопло изменяется прямо пропорцио¬
нально изменению давления торможения пе¬
ред соплом.
Для суживающихся сопл при скоростях ис¬
течения потока ст<Скр расход пара можно
определять по уравнению (3-18), в котором
вместо с„р и (fWHH=f1) нужно подставить
С\ и DIt т. е.
G,==f,±.	(3-23)
Изменение расхода пара через суживающе¬
еся сопло при любом рі2>ркр будет изменять¬
ся по кривой NNtM (рис. 3-4,в). Для расши¬
ряющегося сопла расход также будет зависеть
от рп>Рпр, и его изменение будет проходить
по линии ЛГЛ\Л1 (рис. 3-5).
Пример 3-1. Определить выходное сечеиие решетки
суживающихся сопл с косым срезом по следующим
данным: давление и температура пара перед решеткой
Ро=15 бар и Іо ==350 °C; скорость пара перед сопловой
решеткой Со=0; давление за решеткой Рі=9 бар; расход
пара через решетку Gt =30 кг/сек.
По начальном параметрам паря на is-диаграмме
износим точку До. Из этой точки проводим изоэнтропу
t до давления 9 бар — точка Д{< (рис. 3-6,а).
Отрезок До Ди в известном масштабе представляет
собой перепад тепла в соплах. По is-диаграмме находим,
что ДоЛи —ha=io—йе = ЗІ46—3 012=134 кджікг.
Скорость пара в выходном сечсиии сопл определяем
учетом потерн энергии по уравнению (3-6а):
ti=Tt« = f К2Л0 = 0,95 К2.134-І0а — 492 м'сск,
где значение коэффициента скорости <р=0,95 принято
ио оценке.
Потерю в соплах находим по уравнению (3-7а):
_ ( 1	\	_ ( 1	\ 492я
Лс— (<тя —2	( С,95я —	2- 10я ~
= 13,2 кдж/кг.
От точки А и по изоэнтропе к До отложим потерю
® соплак (точка В) и определим теплосодержание пара
і’і в выходном сечении сопл с учетом потерь. Точка /Ц
характеризует состояние пара в выходном сечении сопл
(«і=3025,2 кдж и /1 = 287‘^С). Этому состоянию соот¬
ветствует удельный объем пара vt=0,28 м3/кг (кото¬
рый можно найти по таблицам водяного лара или по
is-диаграмме, если нанесены линии удельных объемов).
Площадь выходного сечения сопловой решетки под¬
считываем по уравнению (3-23):
G.p, 30-0,28
f, =		= 0,01709 ла = 170,9 см2
Пример 3-2. Рассчитать решетку расширяющихся
сопл по следующим данным: давление и температура
пара перед соплами р0=І5 бар н <о=350°С; скорость
папа перед соплами со=0; давление за соплами рі =
=5 бар; расход пара через сопла Gi=30 кг/сек.
По параметрам пара перед соплами на is-диаграмме
находим начальное состояние пара (точка До). Из этой
Рис. 3-6. Тепловой процесс расширения пара в сопле
в is-диаграмме.
а — суживающееся сопло; б — расширяющееся сопло.
точки проводим изоэнтропу до конечного давления 5 бар
(точка А„ иа рнс. 3-6,6). Отрезок ДоДп в известном
масштабе является располагаемым тепловым перепадом
сопловой решетки
ДоДп=Ло=(іо—іц)=3 146—2874=272 кдж/кг.
Скорость пара в выходном сечении сопл определя¬
ем по уравнению (3-6а):
с, = ус,, = f V2h, = 0.95 К2 272-103 = 702 м'сск.
где значение коэффициента скорости <р=0,95 принято
по оценке.
Тепловые потери в соплах подсчитываем по урав¬
нению (3-7а):
he = (I —Фг) /г0= (1 —0,952) ■ 272=26,5 кдж/кг.
Отложив hc на is-диаграмме от точки Ди до В
и проведя горизонталь от В до Ді, определим состоя¬
ние пара в выходном сечении сопл (й=2 900 кдж/кг н
/і = 220чС). Удельный объем пара за соплами находим
по таблицам водяного пара или по is-диаграмме t>i=
=0,45 м3/кг.
Площадь выходного сечения сопл определяем по
уравнению (3-23):
GjU, 30-0,45
f1=-y-L=—^g— = 0,01923 м* = 192,3 см*
Площадь минимального проходного сечения сопл на¬
ходим по уравнению (3-19в):
f«.=
G,
а V Р\/и\
30
205 К І 5/0,186
= 0.01627 «’= 162,7 дм1.
Пример 3-3. Дано: ро=*'15 бар, =350 °C, /?і=5 бар
и Gt=30 кг/сек (см. пример 3-2). Определить выходное
(минимальное) сечение решеткя суживающихся сопл и
отклонение паровой струи в косом срезе, если выходной
угол решетки at =13°.
Теплосодержание пара перед решеткой £о=
=3 146 кдж/кг, его скорость с,=702 м/сек и удельный
объем Оі=0,45 м*!кг на выходе из решетка берем нз
23

примера 3-2. Критическое давление в горле решетки опре¬
деляем из соотношения рнр =0,546 ■ 15=8,2 бар. Отсюда
іир=2992 кдж/кг і(рис. 3-6,6).
По is-днаграмме состояния пара в точке Ди на¬
ходим критический удельный объем &кр=0,293 м*/кг.
По уравнению (3-13а) находим удельный объем
пара, до которого возможно расширение в косом срезе
решетки,
Ѵцр
Ѵуа Sin «I
0.293	0,293
jSln 13° — 0,225
= 1,3 м'/кг.
Из сопоставления удельных объемов и ѵ1а убеж¬
даемся, что расширение пара от 8,2 бар до 5 бар про¬
исходит в пределах косого среза решетки.
Критическую скорость в горле решетки определяем
по уравнению
сжр ~ /2 (іо ==
= /2(3 146—2 992)-!0! = 556 м/сек-
Синус угла выхода потока из сопловой решетка
находим по уравнению (3-10):
sin (а, + ш) = 7®^- sin «, =
=W<W3-0'225 ” 0-2735-
Отсюда
J(e]+w)= І5°5І';
и угол отклонения паровой струи в косом срезе решет¬
ки составит:
о=15°51'—43°=2°51'.
Пример 3-4. Решетка расширяющих сопл (см. при¬
мер 3-2) рассчитана на параметры пара ро=15 бар,
fo=35Ot>C, рі=5 бар и на расход О^ЗО кг/сек. При
тех же начальных параметрах пара давление за сопла¬
ми понизилось до /і=3 бар. Определить угол откло¬
нения струи rjapa в косом срезе решетки, если выход¬
ной угол наклона сопл аі=20°.
По данным основного расчета решетки (см. при¬
мер 3-2) іо=3 146 кдж/кг, с, =702 м/сек, <р=0,95, оі=
=0,45 м?/кг.
Находим скорость пара на выходе из сопл при
/,=3 бар
с', = т	= 0,95 /2 (ЗН6 — 2 772)-1О =
= 822 м/сек,
где і'ц=2772 кдж/кг найдено по is-диаграмме в точке
А'и (рис. 3-6.6), и потерю в соплах
Л'о» (1-у2) (io-Гц) = (І-0,95г) (3 146-2 772) =
=36,4 кдж/кг.
Отложив h'c от точки Д'іг до В' (рис. 3-6,6) и
проведя горизонталь от В' до А'), найдем состояние
пара за соплами і'і=2 808 кдж/кг. Для состояния пара
в точке А'і определим удельный объем р'і=0,67 ма/кг
и температуру П= 172,5‘’С. Скорость распространения
звука в среде, куда происходят истечение лара, находим
по уравнению (3-16):
с, = Vkp'tV^ = V 1,3-3-10е-0,67 =511,5 м/сек,
где Л='І,3 — принято для перегретого ларя.
24
По уравнению (3-15) определяем удельный объем
пара, до которого возможно расширение в косом срезе
сопловой решетки:
с, п, 511,5-0,45
” " — с, sin а 702.sin 20* = 0,96
Из сопоставлении ѵ'іа с ѵ\ заключаем, что рас¬
ширение лара от 5 до 3 бар происходит в пределах
косого среза решетки.
(3 4)Г°Л ВЬІХОда СТРУИ определяем по уравнению
sin (а, + <■>)= sin а, =
702 0,67	. л
в 822’ 0,45 sIn 20 _	435’
откуда і(аі+со) =25°45'.
Угол отклонении струн в косом срезе решетки
и=25Ч5'~20D=5c45'.
3-4. ПРЕОБРАЗОВАНИЕ ЭНЕРГИИ НА РАБОЧИХ
ЛОПАТКАХ
Активная ступень
В активной ступени расширение пара про¬
исходит только в соплах. Тепловой перепад ho
ступени переходит в кинетическую энергию
полностью в соплах. На рабочих лопатках
происходит лишь преобразование кинетиче¬
ской энергии в механическую работу. Поток
пара выходит из сопловых каналов с абсо¬
лютной скоростью сі под углом аі к плоскости
вращения и поступает в каналы рабочих ло¬
паток. Вследствие вращения последних ско¬
рость потока при входе в каналы рабочих ло¬
паток приобретает относительно стенок этих
каналов другую величину и направление, по-
Рис. 3-7. Изменение скорости пара иа рабочих лопатках
активном ступени.
с—схема потока ив лопвтках; б — трвугольмкн скоростей.

этому она называется относительной и обозна¬
чается Ее величину и направление легко
иайти из построения так называемого входно¬
го треугольника скоростей (рис. 3-7). .
Произведя геометрическое вычитание ско¬
рости и (окружная скорость по среднему диа¬
метру лопаток) из абсолютной скорости Q,
получаем относительную скорость По пра¬
вилам геометрического вычитании скорость сі
является диагональю параллелограмма, а и —
одной нз его сторон. Следовательно, величина
и направление скорости определяются вто¬
рой стороной параллелограмма. Угол гДі, опре¬
деляющий направление паровой струи при
входе в каналы рабочих лопаток, называется
углом входа. Для обеспечения безудар¬
ного входа пара иа рабочие лопатки входные
кромки последних должны выполняться с на¬
клоном к плоскости вращения под углом рі.
Найдем скорость Wt и угол рі аналитиче¬
ски, пользуясь формулами для косоугольных
треугольников:
W, = y't'j + и* — 2исг cos а,!	(3-24)
sin Pj =	sin сц.	(3-25)
Вследствие кривизны канала струя пара
меняет свое направление и покидает лопатки
с относительной скоростью wz под углом р2
к плоскости диска. Угол 02 называется вы¬
ходным углом. Угол ра обычно меньше рі,
а именно 02 ='Рі—(2°4-10°).
Из-за потерь энергии в лопаточных кана¬
лах (см. гл. 4) относительная скорость пара
и>2 будет меньше скорости ич, т. е.
иГ2=-фа'і,	(3-26)
где *ф<1—коэффициент скорости, учитываю¬
щий влияние вредных сопротивлений при тече¬
нии пара через каналы рабочих лопаток.
Абсолютную скорость с2 потока, покидаю¬
щего рабочие лопатки, определяют посредст¬
вом геометрического стожения скорости по¬
тока w2 и окружной скорости п, строя так на¬
зываемый выходной треугольник скорости.
По правилам Геометрического сложения
скорость са является диагональю параллело¬
грамма, построенного на скоростях w2 и «.
Скорость Сг и угол а2 можно определить
аналитически:
ся =	«а — 2uw2 cos ;	(3-27)
sin as=у- sin Р#.	(3-28)
Зная изменение скоростей движения пара
на веице ступени, можно определить и изме¬
нение его кинетической энергии.
Рнс 3-8. Тепловой про¬
цесс в is-диаграмме на
топатках активной ступе¬
ни с учетом потерь.
Вследствие вредных сопротивлений при те¬
чении japa через каналы рабочих лопаток
часть кинетической энергии теряется на пре¬
одоление этих сопротивлений. Потеря кинети¬
ческой энергии hji и а рабочих лопатках опре¬
деляется по уравнению
2	2	2
wt — w? ,	„ w.
h.= -	2	=(1-П^
■ дж/кг (3-29)
w?	1
где ~2	кинетическая энергия 1 кг пара при
входе иа рабочие лопатки;
и'2	1
—2	кинетическая энергия 1 кг пара при
выходе из рабочих лопаток.
Потеря энергии в каналах рабочих лопа¬
ток, возникающая вследствие треиия и пре¬
одолении других вредных сопротивлений, пере¬
ходит в тепло и повышает теплосодержание
пара и а выходе из рабочих лопаток на вели¬
чину h„. Скорость с2 и энергия сѴ2 для дан¬
ной ступени также является потерей. Эта по¬
теря называется потерей с выходной скоро¬
стью и определяется по уравнению
дж{кг.	(3-29а)
Тепловой процесс на лопатках активной
ступени с учетом потерь показан иа рис. 3-8.
Здесь от точки Ац вверх отложены потери ftc,
hл и Лв- Точки Аі, А2 и Аз определяют состоя¬
ния пара соответственно в выходных сечениях,
сопл, рабочих лопаток и за их пределами.
Реактивная ступень
В аксиальной реактивной ступени распола¬
гаемый перепад тепла
йо= й)—iz2«=Лм 4-й'в, кдж/кг,	(3-30)
25

распределяется между направляющими (не¬
подвижными) и рабочими лопатками прибли¬
зительно поровну, т. е. так, что	где
йоі и Л'ог — располагаемые перепады тепла со¬
ответственно на направляющих и рабочих ло¬
патках по основной изоэнтропе ЛоА'гь
Так как в каналах направляющих лопаток
имеются потери тепла hCt то фактически рас¬
полагаемый тепловой перепад иа рабочих ло¬
патках будет ие Л'02, а Лда (рис. 3-9).
Отношение перепада тепла, срабатываемо¬
го на рабочих лопатках, к располагаемому пе
репаду тепла всей ступени называется сте¬
пенью реакции и обозначается буквой р,
т. е.
%=Р	(3-30а)
или
Л0І = рЛй.	t (3-306)
На направляющих лопатках срабатывает¬
ся тепловой перепад й<м=іо—іи и происходит
^снижение давления от р0 до рі.
Поток пара выходит из каналов направ¬
ляющих лопаток с абсолютной скоростью и
углом наклона ctj и поступает в каналы рабо¬
чих лопаток.
Скорость пара на выходе из каналов на¬
правляющих лопаток определяется по урав¬
нению
с1 = ?г,.і = ?>Л 2Л„,4-с® =
(3-.31)
Скорость потока Wt и угол ₽і определяются
из построения треугольников скоростей
(рис. 3-10) или аналитически [см. уравнения
(3-24) и (3-25)].
Рис. 3-9. Тепловой
процесс в is-диаграм¬
ме иа лопатках реак¬
тивной ступени с уче¬
том потерь.
6)
Рис. 3-10 Изменение скорости пара на рабочих лопат¬
ках реактивной ступени.
а — схема потока на лопатках; б — треугольники скоростей.
В рабочих каналах ступени происходит
дальнейшее расширение пара с соответствую¬
щим приращением скорости и понижением
давления от рі до рг.
Располагаемая энергия 1 кг пара на рабо¬
чих лопатках складывается из кинетической
энергии потока при поступлении иа рабочие
лопаткн (ш2і/2) и теплового перепада Л®, т. е.
равна
(3-32)
где — теоретическая относительная ско¬
рость пара в выходном сечеиии рабочих ло¬
паток.
Отсюда
U)at = 2h„t + w, .	(3-33)
Действительная относительная скорость
пара на выходе нз рабочих лопаток, т. е. ско¬
рость с учетом потерь энергии в рабочих ка¬
налах (см. гл. 4), подсчитывается по уравне¬
нию
w2=_-2Л01	(3-34)
Скорость Сг и угол -а2 определяют при по¬
мощи построения выходного треугольника ско¬
ростей.
Паровые турбины реактивного типа всегда
выполняют многоступенчатыми и обычно их
рассчитывают таким образом, чтобы во всех
ступенях было выдержано р=0,5. Так как для
каждой промежуточной ступени с достаточной
точностью справедливо Со=Сг, то при проекти¬
ровании направляющих >и рабочих лопаток ре¬
26

активной ступени часто принимают си—и
Сг=Рь В этом случае <р==-ф, следовательно, и
K's—Ct, а это значит, что выходной треуголь¬
ник скоростей является зеркальным отраже¬
нием входного (рис. 3-10).
Тепловая потеря на рабочих лопатках оп¬
ределяется по уравнению
(3-35)
Тепловая потеря с выходной скоростью под¬
считывается по уравнению
ft,=4-	‘ (З-зе)
Тепловой процесс реактивной ступени в is-
диаграмме (рис. 3-9) строят следующим об¬
разом. Из точки До, характеризующей началь¬
ное состояние пара с параметрами р0 и t0, про¬
водят изоэнтропу до пересечения с изобарой
конечного давления рг- Перепад тепла ДоД'2і
срабатывается на лопатках ступени. Точка
Ац показывает состояние пара за направляю¬
щими лопатками без учета потерь. При учете
потерь состояние пара за направляющими ло¬
патками будет определяться точкой Діі.потеря
энергии и а направляющих лопатках Лс опре¬
делена по уравнению (3-7).
В рабочих каналах происходит дальнейшее
расширение пара от давления рі до давления
рг. Теоретически (без учета потерь) в to-диа¬
грамме этот процесс изобразится изоэнтропой
Рис. 3-11. Тепловой процесс на лопатках ступени с реак¬
тивностью около 30%.
Рнс. 3-12. Изменение скорости пара па лопатках с реак¬
тивностью.
о —схема потока на лопатках, б — треугольники скоростей.
ДіД«. Отложив потерю в рабочих лопатках йл,
получим точку Дз, которая характеризует со¬
стояние пара за реактивной ступенью.
Следует иметь в виду, что отрезок АіАгі
несколько больше отрезка ДцД'зь показанного
пунктиром, но разница незначительна н ею
практически можно пренебречь, т. е. считать
Ступень с произвольной степенью реакции
В современных активных турбинах широко
Применяются ступени с различной степенью
реакции, занимающие промежуточное положе¬
ние между разобранными выше случаями чи¬
сто активной и реактивной ступени.
Преобразование энергии на рабочих лопат¬
ках ступени с любой реакцией происходит по
тому же принципу, что и в так называемой ре¬
активной ступени (р==0,5), с той разницей, что
основная доля располагаемого теплодерепада
ступени при малой степени реакции приходит¬
ся на неподвижные направляющие лопатки
(сопла).
Для ступени с любой степенью реакции
справедливы зависимости, выведенные выше
для реактивной ступени.
Тепловой процесс ступени с реактивностью
около 30% представлен на рис. 3-11. Из ри¬
сунка следует, что Ьоі>^ог, т. е. примерно 70%
располагаемой энергии ступени срабаты¬
вается в сопловых каналах, а оставшаяся
часть —в каналах рабочих лопаток. Треуголь¬
ники скоростей этой ступени показаны на
рис. 3-12.
27

3-S. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ЛОПАТОК ТУРБИН
Определение размеров сопл
Подвод пара к соплам турбины называется
полным, если сопла расположены по всей
окружности м пар поступает сразу на все ра¬
бочие лопатки. Если же сопла расположены
на части окружности, то такой подвод пара
к ступени называют пар ци альным.
Отношение длины дуги /Пі, занятой сопла¬
ми, к длине окружности nd называют сте¬
пенью парциальиости >и обозначают
Для турбин малой мощности с малым
пропуском пара при скорости вращения
3 000 об/мин значения йие получаются малы¬
ми. В этих случаях у нестационарных паро¬
вых турбин повышают рабочее число оборотов
до 5000—6000 в минуту, а иногда и выше. Это
позволяет уменьшить диаметр рабочего коле¬
са при сохранении окружной скорости и тем
самым псріучить более высокие значения Іі и е.
У современных стационарных паровых турбин
во всех ступенях, кроме регулирующих, под¬
вод пара осуществляется по полной окружно¬
сти, т. е. с парциальностью е=1. В этом слу¬
чае высота сопл определяется по уравнению
где d—средний диаметр ступени;
fi —шаг сопл по средней, окружности;
2і —число сопловых каналов.
Выходная площадь суживающегося сопла,
нормальная к вектору скорости Сі, определяет¬
ся аіз соотношения
fi=ai/iZi,	(3-38)
где аі —ширина выходного (минимального)
сечения сопла;
— высота сопла со стороны выхода па¬
ра;
Zf—число сопловых каналов.
Уравнение неразрывности для выходного
сечения сопл имеет вид:
(3-39)
где Gi —расход пара через сопла, кг/сек.-,
Ѵі. — удельный объем пара в выходном се¬
чении сопл, м3/кг',
Сі —скорость пара в выходном сечении
сопл.
Из уравнений (3-37), (3-38) и (3-39) полу¬
чим:
GtVi—aihztCi=ttUzt sin«i =
=ndehct sin at.	(3-40)
Из последнего уравнения находим:
или
Определение размеров рабочих лопаток
Входная высота лопатки /2 (рис. 3-13) вы¬
полняется несколько больше высоты сопла.
Для коротких лопаток /2 принимается иа 2—
4 мм больше, чем /ь для длинных лопаток
разница между (2 и h составляет 4 мм и более.
Выходное сечение каналов рабочих лопа¬
ток в направлении, перпендикулярном к на¬
правлению потока пара, определяется из урав¬
нения неразрывности
(3-44>
где Gz—расход пара через рабочие лопатки
(с достаточной точностью можно счи¬
тать Сг~6і), кг/сек\
Ѵ2 — удельный объем пара на выходе из
рабочих лопаток, в точке Лг (рис. 3-8
и 3-9), м3/кг\
а»2— относительная скорость пара в вы¬
ходном сечении рабочих лопаток,
м/сек.
Поменяв индекс «1» на «2» в уравнениях
(3-37) и (3-38), из (3-43) получим:
sin
=ndeZsW2sin 02,	(3-45)
где d-—диаметр средней окружности;
—ширина выходного сечении лопаток;
fe — шаг лопаток по средней окружности;
fe—выходная высота рабочей лопатки;
z2 — число рабочих лопаток.
Уравнения (3-41) и (3-42) позволяют опре¬
делить основные размеры соплового аппарата.
Так как все величины, кроме h и е, в этих
уравнениях известны из теплового расчета, то,
принимая е, можно определить Іі или, зада¬
ваясь 4, подсчитать в/
Как будет показано ниже, потеря энергии
в соплах увеличивается с уменьшением высо¬
ты сопл н степени парциальиости.
Рис. 3-13. Схем^ турбиииой ступени.
а, 6— актавіой; в — реактивной (₽»»50% h»).
28

Из уравнения (3-45) находим:
Рі"»
sin Pj
(3-46)
При полном подводе пара, характерном для
промежуточных ступеней. 8=1, и тогда высота
рабочих лопаток определяется уравнением
(3-45):
где сІа и С2а — проекция скоростей Сі м w2 на
осевое направление.
Если ввести эти обозначения в уравнения
(3-41), (3-46) и разделить одно на другое, то
получим:
(3-47)
откуда
Gtoa 1
sin
(3-4ба)
I ~=і
1 1
(3-48)
Из треугольников скоростей (рис. 3-7)
имеем:
Cl SIП Ch = Сів; ЬУ2 Sin р2= С2а,
По условиям плавности проточной части и
заполнения сечения каналов не следует допу¬
скать слишком большой разницы между высо¬
тами /1 и І2-
Главе четвертая
ТЕПЛОВЫЕ ПОТЕРИ В СТУПЕНИ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ
И ЕЕ КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
4-1. КЛАССИФИКАЦИЯ ПОТЕРЬ В ТУРБИНАХ
Общая величина потерь в турбине опреде¬
ляется разницей между теоретической мощно¬
стью Nt и действительной Noe на валу тур¬
бины:
Noe-	(4-1)
Все потерн, возникающие в паровой турби¬
не, можно разделить на две группы:
потери внутренние, т. е. потери, не¬
посредственно влияющие иа 'изменение состоя¬
ния рабочего тела при его расширении в тур¬
бине;
потери внешние, т. е. потери, которые
не влияют на изменение состояния рабочего
тела при его расширении в турбине.
К первой группе потерь можно отнести:
потери в клапанах, потери в соплах (на¬
правляющих лопатках), потери на рабочих ло¬
патках, потери с выходной скоростью, потери
и а трение и вентиляцию, потери через вну¬
тренние зазоры, потери от влажности пара,
потери в выпускном патрубке.
Ко второй группе потерь можно отнести:
потери от утечек через концевые уплотнения,
механические потери.
4-2. ПОТЕРИ В КЛАПАНАХ
Пар, поступающий в турбину, должен прой¬
ти через запорные и регулирующие органы,
установленные перед турбиной: главный сто¬
порный и регулирующие клапаны.
Стопорный н регулирующие клапаны отно¬
сятся непосредственно к турбине и составляют
одну из ее конструктивных частей. Таким об¬
разом, состояние свежего пара перед турбиной
характеризуется его состоянием перед стопор¬
ным клапаном.
Протекание пара через стопорный и регу¬
лирующие клапаны сопровождается потерями
давления, т. е. связано с дросселированием
(мятием) пара. Можно принять, что при дрос¬
селировании теплосодержание пара не изме¬
няется, т. е. іо=const.
Величина потери давления от дросселиро¬
вания при полностью открытых клапанах мо¬
жет составитъ до 5% давления свежего па¬
ра ро.
В современных паровых турбинах в связі|
с применением хорошо обтекаемых форм ре¬
гулирующих клапанов удается уменьшить по¬
терю давления до 3%. При расчетах рекомен¬
дуется принимать потерю давления от дроссе¬
лирования в пределах
Дрн= (0,03—0,05) ро.	(4-2)
Процесс дросселирования в паровпускных
органах, снижая давление свежего пара до
р'о=ро—NpK, уменьшает располагаемый теп¬
лоперепад турбины иа величину потери дрос¬
селирования ЛНѴ=НО—И'о-
4-Э. ПОТЕРИ В СОПКАХ ИЛИ НАПРАВЛЯЮЩИХ
ЛОПАТКАХ
Потери кинетической энергии в соплах воз¬
никают при обтекании профилей за счет по¬
терь при поступлении рабочего тела в сопла,
трения частиц о стеики сопл, поворота струи,
нарастания пограничного слоя, вихревых дви¬
жений в кромочном следе за соплами (кромоч¬
ные потери), концевых потерь у торцовых сте¬
нок и т. д.
29

Рис 4-1. Коэффициент скорости <л для сопловых лопаток
с суживающимися каналами в зависимости от высоты Ц.
Потеря скорости истечения учитывается ин¬
тегрально скоростным коэффициентом <р. Как
показали опыты, величина <р в основном зави¬
сит от размеров соплового канала (длины,
высоты и радиуса кривизны), состояния по¬
верхности стеиок сопла и скорости рабочего
тела. Скоростной коэффициент <р сильно зави¬
сит от высоты сопл: с уменьшением высоты он
резко снижается.
Коэффициент <р можно принимать при гру¬
бо отлитых соплах в пределах 0,93—0,94, при
тщательно отлитых и обработанных соплах
0,95—0,96 н при тщательно фрезерованных
соплвх 0,96—0,975.
Для оценки <р при расчете сопл рекомен¬
дуется график, приведенный на рис. 4-1.
Величина потери энергии в соплах hc опре¬
деляется по уравнению (3-7).
В расширяющихся соплах при противодав¬
лениях выше расчетного появляется скачок
уплотнения, тепловые потери увеличиваются и
соответственно уменьшается коэффициент <р.
Поэтому при расчете расширяющихся сопл на
режимах, отличающихся от расчетного в сто¬
рону увеличения противодавления, следует
принимать более низкие значения <р.
Если при падении противодавления режим
работы отклоняется от расчетного настолько,
что расширение пара заканчивается за преде¬
лами косого среза сопла, то в этом случае
энергия расширения пара за пределами косого
среза является потерянной, и это должно учи¬
тываться соответствующим уменьшением ко¬
эффициента скорости <р.
4-4. ПОТЕРИ НА РАБОЧИХ ЛОПАТКАХ
Общая потеря энергии иа рабочих лопат¬
ках /іл обусловливается рядом отдельных фак¬
торов и учитывается скоростным коэффициен¬
том ф.
Эта общая потеря слагается из следующих
компонентов.
Кромочные потери. По выходе из
сопл пар в виде отдельных струек поступает
в кольцевой межлопаточный зазор. Эти струй¬
ки, оставляя сопловые каналы, создают сплош¬
ной поток, в котором вследствие срыва струек
с выходных кромок сопловых лопаток обра-
Рис. 4-2. Схематическое образование пограничного слоя
па профиле в реактивной решетке
а — без вихревых движений; б — с вихревым движением.
зуются вихревые шнуры. Таким образом, из-за
наличия вихревого движения пара за выход¬
ными кромками сопловых лопаток возникают
потери, называемые кромочными (рис. 4-2 и
4-3). Кромочные потери влияют на величинуф?
нарушая однородность потока при входе на
рабочие лопатки и образуя потери в рабочих
каналах (потери от периодической нестацио¬
нарное™ потока). Эти потери зависят от тол¬
щины выходных кромок сопловых лопаток,
а также от толщины входных кромок рабочих
лопаток.
Потери через з азо р. Для любой кон¬
струкции лопаточного венца неизбежен ча¬
стичный подсос или утечка пара через зазор
б (см. рис. 3-13), вызывающий потерю энер¬
гии. Для улавливания струи при входе иа ра¬
бочие лопатки высота их выпотияется больше
Рис. 4-3 Схематическое изображение потока в турбинной
ступени.
30

выходной высоты сопл. Вследствие частичного
иезаполнения входного сечения рабочих лопа¬
ток в чисто активной ступени вблизи стыков
лопаток с бандажом и диском образуется
мертвая зона, что приводит к подсосу пара из
окружающего пространства в направлении, по¬
казанном стрелками а (рис. 3-13,с). Отрица¬
тельное влияние подсоса может быть умень¬
шено применением уплотнения зазоров н вве¬
дением реакции.
Увеличение реакции на лопатках приведет
к обратному течению пара через радиальный
зазор между бандажом лопаток и корпусом
турбины, т. е. к появлению потерь от протечек.
Одиако, как показали экспериментальные
исследования, отрицательное влияние утечек
на экономичность ступени сказывается мень¬
ше, чем подсосов. Поэтому современные па¬
ровые турбины активного типа рассчитываются
таким образом, чтобы в достаточно широком
диапазоне режимов работы их ступени имели
положительную степень реакции.
Потери оттреиия струи о по¬
верхность лопаток. Движение пара че¬
рез лопаточные каналы сопровождается тре¬
нием, иа преодоление которого затрачивается
часть энергии.
Потерн от трения зависят от длины пути
потока, т. е. от хорды лопатки b при соответ¬
ствующей кривизне профиля лопатки, а также
от состояния поверхности, условий обтекания
решетки и т. д.
Потери концевые <и от поворота
струн. Поток пара, протекая через криволи¬
нейные каналы турбинной решетки с конечны¬
ми размерами, обладает градиентом давления
как в поперечном сечении, так и по высоте.
В этих условиях возникают вторичные течения,
вызывая дополнительные потери энергии.
Потери от поворота потока зависят от угла
поворота -у = 180—(ріЧ-р2) (рис. 4-3). С уве¬
личением угла у, т. е. уменьшением углов fh
и рг, эти потери сильно возрастают и являются
по существу самой значительной из перечис¬
ленных потерь.
Потери от перекрыти. Разница
в высотах между Г2 и Іі (где Г2—входная
высота рабочей лопатки; на рис. 3-13 і'ъ—іі),
т. е. перекрыта лопаток, увеличивая неравно¬
мерность потока на входе в рабочие каналы,
как правило, приводит к увеличению толщины
пограничного слоя и соответствующему повы¬
шению потерь.
Суммарная потеря, возникающая от рас¬
смотренных выше факторов, зависит также н
от скорости пара w, реакции на лопатках, их
высоты.
Все факторы, влияющие на потери в лопат¬
ках, учитываются суммарно скоростным коэф¬
фициентом ф. Для оценки потерь иа лопатках
Рис 4-4 Коэффициент скорости для рабочих лопаток
активных турбин ь зависимости от высоты /2 для лопа¬
ток различной кривизны.
активных турбин можно пользоваться графи¬
ком. приведенным на ри£. 4-4.
Для лопаток с умеренной реактивностью
(р=6-г-12%) значения коэффициента скоро¬
сти ф следует принимать и а 1,5—2% выше,
чем для чисто активных лопаток.-
Для реактивных лопаток (р~50%) ф мож¬
но принимать от 0,95 до 0,96.
Потеря энергии на рабочих лопатках опре¬
деляется по уравнению (3-29) и (3-35) -
Для уменьшения потерь на рабочих лопат¬
ках необходимо правильно подбирать соотно¬
шение размеров: шага /2, радиуса кривизны г,
профиля лопатки и углов входа и выхода рі и
Рз. По Бриллиигу и айвы годнейший шаг лопа¬
ток
*аsin₽, 4-sin?,’
4-5. ПОТЕРИ С ВЫХОДНОЙ СКОРОСТЬЮ
На выходе из рабочих лопаток пар облада¬
ет абсолютной скоростью Сг- В многоступенча¬
тых турбинах скоростная энергия отработав¬
шего пара предыдущей ступени может быть
полностью или частично использована в соп¬
лах последующей ступеви.'Для этого необхо¬
димо, чтобы зазор между рабочими лопатками
предшествующей ступени и* соплами следую¬
щей был небольшим.
Величина потери энергии с выходной ско¬
ростью в тепловых единицах определяется по
уравнению (3-36).
Выходная потеря hB повышает энтальпию
отработавшего пара и откладывается на is-
диаграмме после потерь hc « hs или после всех
внутренних потерь в ступени.
Потеря с выходной скоростью в последней
ступени у турбин малой и средней мощности
при неглубоких вакуумах обычно не превосхо¬
дит 1—2% располагаемого теплоперепада тур¬
бины. В турбинах большой мощности и в тур¬
бинах, работающих с глубоким вакуумом, эта
потеря может достигать 3—5% всего распола¬
гаемого теплоперепада турбины.
31

4-6. ПОТЕРИ НА ТРЕНИЕ И ВЕНТИЛЯЦИЮ
Между вращающимся диском и окружаю¬
щей его средой возникает треиие, так как вра¬
щающийся диск захватываем находящиеся
вблизи частицы пара и сообщает им ускорение.
На преодоление трения и сообщение ускорения
затрачивается определенное количество меха¬
нической работы. Работа, затрачиваемая на
преодоление этих сопротивлений, превращает¬
ся в тепло и повышает энтальпию пара.
При парциальном подводе на длине дуги,
не занятой соплами, происходит вихревое дви¬
жение пара в каналах рабочих лопаток. Это
вихревое движение обусловливает вентиляци¬
онную потерю. Вентиляционная потеря состоит
в основном 'ИЗ следующих составляющих: тре¬
ния н удара рабочего тела о лопатки, венти¬
ляторного действия лопаток, прерывистого по¬
ступления рабочего тела на лопатки парци¬
ального диска. Кроме того, при парциальном
подводе только та часть лопаточных каналов
диска заполнена паром, движущимся с рас¬
четной скоростью, которая в данный момент
находится напротив сопл. Все остальные ка¬
налы заполнены застойным паром. При подхо¬
де этих каналов к соплам рабочий пар затра¬
чивает часть своей энергии на выталкивание
застойного пара и его ускорение. Потерю энер¬
гии иа выталкивание называют потерей на
«выколачивание». На преодоление этих вред¬
ных сопротивлений затрачивается механическая
работа, которая переходит в теп/ю и, следова¬
тельно, вызывает соответствующее повышение
энтальпии пара.
Для определения потерь и а треи не и вен¬
тиляцию часто применяют эмпирическую фор¬
мулу Стодола
^..= ѵП.ОМ1 + 0.61 (1 -') dl'-6l (4-4)
где /Ѵтв— мощность, затрачиваемая иа тре-
нче диска и вентиляцию, кет;
к — коэффициент, значение которого
(по Левицкому) для воздуха, газа
и высокоперегретого пара прини¬
мают равным 1,0, для перегретого
пара — от 1,1 до 1,2 и для насы¬
щенного пара 1,3;
d — средний диаметр ступени, м;
е — степень парцнальности;
12—высота рабочей лопатки1, см;
« — окружная скорость на окружности
среднего диаметра, міеек;
ѵ — удельный объем среды, в которой
вращается диск, м31кг.
1 Для двух- и трех венечных дисков в формулу (4-4)
вместо I? необходимо подставить сумму высот рабочих
лопаток в степени 1,5 всех ступеней скорости, т. е.
/*•»,+(Г8)«.»+(Г2)‘А
32
Потери иа треиие и вентиляцию в тепловых
единицах (кдж/кг) определяют по уравнению
5 />,.. =	(4-5)
где G — расход пара через ступень, кгіеек.
Потери на трение и вентиляцию hTB пере¬
ходят в тепло « повышают теплосодержание
пара. На is-диаграмме их откладывают так
же, как и потери hc, hn и /ів (рис. 3-8 и
рис. 3-9).
Величина йт.в получается значительной для
двух- н трехвеиечных дисков с парциальным
подводом, работающих в среде высокого дав¬
ления. Для тех ступеней турбины, которые рас¬
положены в части низкого давления и имеют
подвод пара по полной окружности (а— 1), ве¬
личина йт.в невелика.
Для последних ступеней паровых конден¬
сационных турбин величиной йтв вообще мож¬
но пренебречь.
В реактивных турбинах при отсутствии ди¬
сков и наличии полного подвода пара потеря¬
ми от трения обычно пренебрегают, так как
при барабанной конструкции они незначи¬
тельны, а потеря иа вентиляцию отсутствует.
4-7. ПОТЕРИ ЧЕРЕЗ ВНУТРЕННИЕ ЗАЗОРЫ
ДИАФРАГМ
Потери в активных турбинах
На рис. 4-5,а представлена схема ступени
давления активной турбины. По обе стороны
диафрагмы, закрепленной в корпусе, устанав¬
ливается разность давлений, необходимая для
придания определенной скорости паровому по¬
току, вытекающему из сопл. Так как рабочие
диски вращаются вместе с валом, а диафраг¬
мы закреплены в корпусе турбины неподвиж¬
но, то между ступицей диска и диафрагмой
имеется кольцевой зазор. Вследствие разности
давлений через этот зазор протекает некото¬
рое количество пара, минуя сопловой аппарат
и не совершая полезной работы. Утечка через
зазоры диафрагм вызывает повышение эн¬
тальпии пара, выходящего из ступени, и пред¬
ставляет потерю, которая может быть учтена
при построении процесса на is-диаграмме.
Для уменьшения протечек пара через за¬
зоры между ступицами дисков и диафрагмами
в последние устанавливают лабиринтовые
уплотнения (рис. 4-5,я).
Давление пара перед диафрагмой равно ро,
а перед рабочим колесом рь Следовательно,
весь перепад давлений от pg до рі распреде¬
ляется между лабиринтовыми камерами Л,
В, С, D, Е ш F. В первом зазоре (щели) дав¬
ление снижается до р'. Скорость пара с', кото¬
рая возникает в щелн в результате расшире¬
ния, полностью теряется в камере А -вследст-

Рис. 4-5. Схема сту¬
пени давления актив¬
ной турбины и про¬
цесс дросселирования
пара в диафрагмен¬
ном уплотнении.
а — уплотнения диа¬
фрагмы; б—расширение
пара в зазорах; в — теп¬
ловой процесс.
вие удара о стеики камеры и вихреобразова-
ния. Энтальпия, понизившаяся при расшире¬
нии! пара, вновь повышается до начального
значения і0 (рис. 4-5,6).
В следующей щели давление снижается от
р' до р". Скорость с", которая возникает при
истечении пара из щели, в камере В снова те¬
ряется, за счет чего энтальпия вновь повы¬
шается до начального значения. То же самое
происходит и в следующих камерах уплотне¬
ния. За последней щелью лабиринтового
уплотнения давление пара падает до рі.
На рнс. 4-5,в схематически представлена
часть is-диаграммы, показывающая тепловой
процесс расширения рабочего тела в лабирин¬
тах уплотнения диафрагмы. Линиями AAt,
ВВі. ССі и т. д. изображается адиабатическое
расширение в зазорах (щелях). Отрезки изо¬
бар AtB, BtC, -и т. д. показывают повыше¬
ние теплосодержания за счет гашения скоро¬
сти в камерах.
Для любой щели можно применить урав¬
нение неразрывности
(4-G)
где ѵ — удельный объем пара в точках Лі,
Blf Сі и т. д., м3/кг;
z с — скорость истечения пара из щели
при адиабатическом расширении,
місек-,
fa=7ids — площадь кольцевой щели, лі2; і
s — величина радиального зазора, м;
d—диаметр уплотнения, м.
Через каждую щель уплотнения проходит
одно и то же количество пара GyT. Предпола¬
гая площади кольцевых зазоров fs для всех
щелей одинаковыми, можем написать:
-£-=^S=const.	(4-7)
Для уплотнений с разными диаметрами это
уравнение будет приближенным.
По мере расширения пара в уплотнении его
удельный объем непрерывно возрастает. Сле¬
довательно, для сохранения условия (4-7)
скорость с от зазора к зазору должна увели¬
чиваться, т. е. в каждом последующем зазоре
должны возрастать тепловые перепады
(рис. 4-5,6). Таким образом, максимальная
скорость потока достигается в последнем ла¬
биринте, и она может достичь величины, рав¬
ной критической скорости. Поэтому при опре¬
делении утечек через лабиринтовые уплотне¬
ния нужно иметь в виду два случая: скорость
потока в зазоре последнего лабиринта меньше
критической и скорость равна критической.
Для небольшой разности давлений р'—р"
по обе стороны гребня уплотнения (при ско¬
ростях меньше критической) скорость пара
в зазоре можно определять по уравнению
с s= 316,2р. V 2 (р* — р”) ѵ,	(4-8)
где ц— коэффициент расхода, зависящий
в первую очередь от конструкции
лабиринтового уплотнения н учиты¬
вающий ие только потери при рас¬
ширении в щели, но и степень ис¬
пользования скорости из предыду¬
щего зазора;
р' и р" — давления перед и за гребешком ла¬
биринтового уплотнения, бар;
ѵ—-средний удельный объем пара меж¬
ду указанными давлениями.
Величину утечки пара через щель можно
подсчитать по уравнению
6„=^=316,адУ2	•	(4-9)
которое можно представить в таком виде
Р’-Р”	< / gyr Y
ѵ	2	316,2u.f,y *
(4-10)
Так как точки А, В, С и т. д. (рис. 4-5,в),
характеризующие состояние пара в каждой ла¬
биринтовой камере, лежат на линии i0=const.
5—769
31

то изменение состояния в лабиринтах с доста¬
точной точностью подчиняется закону
p'tf=p"v"=poVo=pv=const = В,	(4-11)
В
откуда v=~.
Подставляя в уравнение (4-10) вместо ѵ
значение В/p, получаем:
(Р<-^)Р=4(те7У- <4-12>
Если обозначить р'—р"~—&р и разделить
обе части уравнения (4-12) иа Дх (рис. 4-5,6),
то будем иметь:
<4-13>
гдео=^йг)-
Для малой разности давлений с достаточ¬
ной точностью можно положить
Ар	dp_
Ьх. dx ‘
Тогда уравнение (4-13) примет вид:
dp	 а
Р dx Ьх
или
—pdp = £dx.	(4-14)
Интегрируя последнее уравнение в преде¬
лах от ра до рі и от хь до Хі (рис. 4-5,6), на¬
ходим:
(4-15)
Из рис. 4-5, б следует, что х°- пред-
ставляет собой число лабиринтов z.
Тогда, принимая во внимание последнее
условие и заменяя Виза мз уравнений (4-11),
(4-13) и (4-15), получаем окончательно:
Gy, = 316,2tf, |/
Р<М
(4-16)
Если в последнем лабиринте возникает
критическая скорость, то расход пара через
щель этого лабиринта (а следовательно, и че¬
рез все уплотнение) можно определить по
формуле
GrT = 316,2arf,}/^=316,2apf,-i7g=.
(4-17)
где рх и ѵх — давление и удельный объем па¬
ра в камере последнего лабиринта Е.
Расход пара через предшествующие 1)
лабиринты в соответствии с уравнением (4-16)
Р.ч,(г—1)
• (4-18)
Приравнивая правые части уравнений
(4-17) и (4-18), получаем:
откуда
Рх=,г Р‘ 	(4-19)
F Kaa(z—IJ-J-1
Подставляя значение рх из уравнения
(4-19) в уравнение (4-17), находим:
G„ = 316,2tt|if,,.	-р*	—. (4-20)
Для решения вопроса о том, в каких слу¬
чаях нужно применять уравнение (4-16),
а в каких—(4-20), надо найти критическое
давление пара за уплотнением.
Для любого газа можем принимать Ркр=
=ѵнрря. Заменяя в уравнении (4-19) рх его
значением из последнего условия, получаем:
^=^р;^-.)+.-	(4-21>
Подставляя в это уравнение численные зна¬
чения Ѵіф и а, можем определить рІф. Напри¬
мер, для перегретого пара можно принять
Ѵкр—0,55 и a=0,649; тогда, подставляя эти
значения в уравнение (4-21) и произведя вы¬
числения, получаем:
	п сс 1 f ~	0.85pt
Ар —0,55 ft у 0.649* (г-1)4-1 “Гг 4-1.3Гб'
(4-22)
При заданных ро, рі и числе лабиринтов г
определение утечек (бут) производится сле¬
дующим образом. Если величина давления рнр,
полученная из уравнения (4-21), окажется
меньше рі, то скорость пара в последнем ла¬
биринте меньше критической и расход пара
нужно определять по уравнению (4-16). Если
же ркр окажется больше рі, то в последнем
лабиринте будет критическая скорость и рас¬
чет утечек следует производить по уравнению
(4-20).
Следует заметить, что при критических ско¬
ростях потока в последнем лабиринте утечка
через уплотнение получается большой, заметно
понижая экономичность турбины. Поэтому при
конструировании лабиринтовых уплотнений
подбирают такое число гребией z, которое не¬
обходимо, чтобы скорость в последнем лаби-
34

рннте была ниже критической, а утечка па¬
ра— минимально возможной.
Коэффициент расхода р. принимается в за¬
висимости от конструкции лабиринтов, толщи¬
ны гребешков н формы щели по рис. 4-6.
Тепловые потери через лабиринтовое уплот¬
нение диафрагмы определяем, используя урав¬
нение смешения тепловых потоков за рабочи¬
ми лопатками,
бутІоТ* —
= (ОуТ+Gc)i'cm = GoicM» (4-23)
где Go — расход пара через ступень турбины;
Gc-~ расход пара через каналы сопловых
лопаток;
х2—-энтальпия пара за рабочими лопат¬
ками;
ісм — энтальпия смеси потоков
за рабочими лопатками.
Из уравнения (4-23) находим
смеси (см. рис. 4-7)	*
;

Clt“ Gy,+ Gc
(Gyr+Gc)
энтальпию
(4-24)
Величина тепловых потерь от протечек па¬
ра через уплотнение диафрагмы равняется
разности ісм—iz. т. е.
Аут=йм—іа, кдж/кг.	(4-24а)
Рис. 4-6. Коэффициент расхода р. для учета утечки
в лабиринтовых уплотнениях.
Рис 4-7. Тепловой процесс в ступени турбины.
На рис. 4-7 показано, как откладывается
тепловая потеря от утечки пара через лаби¬
ринтовое уплотнение диафрагмы. Все после¬
дующие тепловые потери в ступени отклады¬
ваются вверх от точки х.
Уравнение (4-24) для определения ісм яв¬
ляется приближенным как для активной, так
и особенно для ступени с реактивностью. Оно
ие учитывает протечек, пара через радиальные
зазоры между рабочими лопатками и корпу¬
сом турбины, которые увеличиваются с ростом
реакции ступени.
Когда величина утечки GyT тем или иным
способом определена, то вызванная ею потеря
теплового перепада ступени может быть опре¬
делена по следующей формуле:
Лут==^-Ло» кдж/кг,	(4-246)
где Go —полный расход пара через ступень,
равный Gc4-GyT, a Gc — расход пара через
сопла.
Как уже отмечалось выше, ступени совре¬
менных паровых турбин активного типа
с целью улучшения экономичности их работы
на переменном режиме рассчитываются с той
или иной положительной степенью реактивно¬
сти. Чтобы снять чрезмерные осевые усилия
с упорных подшипников, в дисках этих тур¬
бин делают так называемые разгрузочные от¬
верстия, помогающие выравниванию давлений
по обе стороны дисков. Однако Наличие раз¬
грузочных отверстий в дисках сильно услож¬
няет расчеты по протечкам пара через зазоры
в проточной части турбиныі.
Пример 4-1. Определять утечку пара через лаби¬
ринтовое уплотнение диафрагмы паровой турбины, есла
состояние пара перед диафрагмой ро=6О бар и Хе>=
1 А В. Щегляев Паровые турбины. М, «Энер¬
гия», 1967.
3*
35

=480 °C, давление за диафрагмой р<=50 бар, число
лабиринтов z=12, диаметр .вала d—400 мм и зазор
между уплотнением диафрагмы и валом '6=0,3 мм.
Удельный объем пара для состояния перед диа¬
фрагмой ѵо=О,О55 м3/кг.
Площадь зазора для прохода пара
/,=лгі6=л • 0,40 ■ 0,0003 =0,000375 м2.
Отношение давления иа диафрагму
р. 50
—=0,834>vtf.
Следовательно, в последнем лабиринте уплотнения
исключается критическая скорость и утечки пара под¬
считываем по уравнению (4-16):
GJT 316,2-0,74-0,000375 X
60» ~ л „
* Г 60-0,055-12 — °-46
где ц—0,74 «принят по графику рнс. 4-6 в соответствия
с іб/Д н типом конструкции гребня уплотнения.
Потери в реактивных турбинах
На рис. З-ІЗ.в показана схема ступени
аксиальной реактивной турбины. Направляю¬
щие лопатки закрепляются непосредственно
в корпусе, а рабочие — в стейках барабана
ротора. Таким образом, как между направ¬
ляющими лопатками и барабаном ротора, так
■и между рабочими лопатками и корпусом тур¬
бины образуются радиальные зазоры. Величи¬
ну зазора бг выбирают с таким расчетом, что¬
бы при работе турбины не произошло заде¬
ваний движущихся частей за неподвижные.
Так как по обе стороны направляющих и
рабочих лопаток имеется перепад давлений, то
через зазоры бг будет протекать некоторое ко¬
личество пара, ие совершая полезной работы.
При расчетах тепловые потерн через ра¬
диальные зазоры можно определять по фор¬
муле 1
=nub; ('<’ ~	(4‘25)
где аі —угол наклона потока, выходящего
с направляющих лопаток, град",
бг — величина радиального зазора, мм;
/ — высота направляющих лопаток, мм;
іо—энтальпия пара перед направляющи¬
ми лопатками, кдж/кг;
х'з—• энтальпия пара за рабочими лопатка-
м<и с учетом всех потерь, кроме уте¬
чек, кдж/кг.
1 Так как обычно в реактивной ступени аі=₽2. то
формула (4-25) пригодна и для оценки утечки через
зазоры между рабочими лопатками и корпусом, т. е.
для ступени в целом.
36
Тепловую потерю через зазоры можно
определять также и по эмпирической формуле
Андерхуба
й‘-4
\т=1,72-^-Л0.	(4-25а)
4-8. ПОТЕРИ ОТ ВЛАЖНОСТИ ПАРА
В турбинах конденсационного типа послед¬
ние ступени работают в области влажного па¬
ра. Образующиеся а результате конденсации
пара капельки воды под действием центробеж¬
ных сил отбрасываются к периферии. Одновре¬
менно капельки воды получают ускорение от
частиц пара основного потока. На сообщение
ускорения капелькам воды расходуется неко¬
торое количество энергии.
Вследствие того, что абсолютная скорость
истечения пара из сопл ct значительно больше
скорости частичек воды пв, направление век¬
тора относительной скорости входа капель во¬
ды на рабочие лопатки w1B Отличается от на¬
правления входа пара. Поэтому капельки воды
движутся под нерасчетным углом к рабочим
лопаткам и ударяют в их спинки.
Удары капелек воды в спннки рабочих ло¬
паток не проходят бесследно для работы сту¬
пени. С одной стороны, входные кромки рабо¬
чих лопаток, как показал опыт эксплуатации
паровых турбин, подвергаются износу. С дру¬
гой стороны, иа ускорение капелек воды рас¬
ходуется некоторое количество энергии.
В области влажного пара в связи с частич¬
ным выделением влаги работу совершает не
все количество пара, проходящего через сту¬
пень, а только часть его. С достаточной для
практических целей точностью потерю от
влажности пара можно определять по уравне¬
нию
*івл=(1— x)ht.	(4-26)
Здесь hi — использованный перепад тепла сту¬
пени с учетом асех потерь, кроме
потери от влажности;
х— средняя степень сухости пара в сту¬
пени,
	*t + x«
Л— 2
где xt и Х2 — степени сухости пара соответст¬
венно перед соплами и за рабочими лопат¬
ками.
4-9. ПОТЕРИ В ВЫПУСКНОМ ПАТРУБКЕ
Отработавший пар отводится из проточной
части турбины через выпускной патрубок с не¬
которой скоростью В паровых турбинах с про¬
тиводавлением скорости пара в выпускных
патрубках относительно невелики (40—■
60 місек). В конденсационных турбинах ско¬
рости в выпускных патрубках достигают зна¬
чений 100—120 м/сек.
Кинетическая энергия, с которой пар поки¬
дает проточную часть турбины, полностью те¬
ряется. Величину потери давления в выпуск¬
ном патрубке можно определять по формуле
^Рн== Ръ Ръіі== Раи» (^*27)
где рг — давление пара за лопатками турбины;
р2я-—давление пара в выпускном патрубке;
Сц — скорость пара в выпускном патрубке;
Z-—коэффициент, который можно прини¬
мать от 0,07 до 0,1.
Потери в выпускном патрубке турбины
повышают энтальпию отработавшего пара,
уменьшая полезно использованное тепло.
4-10. ВНЕШНИЕ ПОТЕРИ
Потери от утечек пара через концевые
уплотнения
Уплотнения турбины со стороны высокого
давления обычно выполняются секционными,
с различными диаметрами вала для каждой
секции и разными расходами пара через сек¬
ции. Отсос пара из уплотнений после каждой
секции часто используется для регенеративно¬
го подогрева питательной воды.
Чтобы обеспечить минимальные протечки
пара через концевые лабиринтовые уплотне¬
ния, чМсло гребней в уплотнениях по секциям
принимается большим, что значительно сни¬
жает скорости пара в зазорах и, следователь¬
но, величину протечек пара через иих. Поэто¬
му для любой секции уплотнений величина
протечек пара определяется по уравнению
(4-16).
В турбине (при давлении пара в ее корпу¬
се выше атмосферного) часть пара вытекает
наружу через уплотнения. В конденсационной
паровой турбине со стороны выпускного пат¬
рубка, чтобы избежать подсосов воздуха в кон¬
денсатор, к лабиринтовым уплотнениям под¬
водится пар с давлением несколько выше атмо¬
сферного.
При расчете коицевых уплотнений могут
встретиться случаи, когда необходимо опреде¬
лить число лабиринтов по заданным расходам
пара н перепаду давлений. При решении та¬
ких задач сначала можно воспользоваться
любым из уравнений (4-16) и (4-20). Затем по
уравнениям (4-21) определить Ріф и сравнить
его с давлением рг (давление среды, куда вы¬
текает пар). Если окажется, что расчет произ¬
веден неправильно, то следует выполнить его
заново, применив другое уравнение.
Механические потери
Эти потери обусловливаются затратой ча¬
сти энергии на преодоление сопротивлений
в опорных и упорных подшипниках (включая
опорные подшипники генератора или другой
машины, соединенной с валом турбины), на
привод системы регулирования и главного мас¬
ляного насоса.
Механические пот.ери в турбоагрегате учи¬
тываются механическим к. п. д. т]м- Сумма ме¬
ханических потерь может быть определена
только опытным путем.
При расчетах можно пользоваться кривы¬
ми т]М, приведенными на рис. 4-8, которые да¬
ют представление о средней величине механи¬
ческого к. п. д. турбин разной мощности, на¬
ходящихся в хорошем состоянии.
4-11. КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
ТУРБИННОЙ СТУПЕНИ ‘
Относительный внутренний к. п. д. турбин¬
ной ступени можно определять по формуле
(4'28)
где
Лі=ДЯо+Ло—(4-29)
представляет собой использованный теплопе¬
репад ступени, а
Ео='А/іо+/іс—Дйв	(4-30)
ее располагаемую энергию.
В последних двух уравнениях h0 — распо¬
лагаемый теплоперепад ступени, а
ДЛ, = И»4	(4-31)
— кинетическая энергия предыдущей ступени,
используемая в соплах рассматриваемой сту¬
пени. В этой формуле Со—абсолютная ско¬
рость пара за рабочими лопатками предыду¬
щей ступени; р.о— коэффициент использова¬
ния кинетической энергии пара, покинувшего
предыдущую ступень. Для промежуточных
37

Рис. 4-9. Тепловой процесс промежуточной турбииной
ступени в й-днаграмме
а — при р-0; б — при р—50%
ступеней принимают ре=0,8-г-1,0. На входе
в сопла регулирующих ступеней, а также в соп¬
ла первых -ступеней, расположенных непо¬
средственно за камерами отборов, скорость
пара не имеет организованного характера,
поэтому в формуле (4-31) следует полагать
со=0.
Величина 2Л в формуле (4-29) представ¬
ляет собой сумму всех потерь ступени, т. е.
2/і=/іс'І_Лл4_Лв-ЬЛвл-|-йут-|-йт.в.	(4-32)
Величина Д/ів в формуле (4-30) определяет
долю кинетической энергии пара, покидающе¬
го рассматриваемую ступень, которая исполь¬
зуется в соплах последующей ступени. Эта
энергия находится по формуле
4
дл»=н,—=р.л,-	(4-33)
Если непосредственно за рассматриваемой
ступенью располагается сопловой аппарат
следующей ступени, то коэффициент цв при¬
нимают от 0,8 до 1,0. В остальных случаях
Рв = 0.
На рис. 4-9 приведены is-диаграммы теп¬
ловых процессов промежуточных ступеней па¬
ровых турбин активного (рис. 4-9,а) и реак¬
тивного (рис. 4-9,6) типов.
Глава пятая
КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ТУРБИНЫ,
ЕЕ МОЩНОСТЬ И РАСХОД ПАРА
1-1. КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ	t
Тепловой процесс турбины в й-дн а грамме
для расчетных параметров рабочего тела (ро
и to — давление и температура перед турби¬
ной, р„—давление за турбиной) с учетом
всех внутренних потерь схематично показан иа
рис. 5-1.
Из теплового процесса имеем:
io,	— энтальпия перед турбиной и
в конце процесса изоэнтропи¬
ческого расширения;
Гн — энтальпия отработавшего па¬
ра;
ffo=io—— располагаемое теплопадение
турбины;
Н'о—іо—і'м — располагаемое	теплопадение
проточной части турбины;
АН=Но—Н'о — тепловые потери от дроссели¬
рования в клапанах Д//н и вы¬
пускном патрубке Д//п;
Ht=io—ік — полезно использованное тепло-
падеиие турбины.
Относительный	внутренний
к. п. д. турбины определяется отношением
к //о, т. е.
S*.
1,“,=777=Т/~’	f5’1)
где S Л, —сумма использованных теплопаде-
£=1
ний в ступенях турбины (z —
число ступеней в турбине).
.Теоретическая мощность турбины
No, квт, оределяется уравнением
No=GHo.	(5-2)
внутренняя мощность
Nt= GHi= GHoT]oi = N0^it	(5-3)
где G— расход пара через турбину, кг/сек.
Эффективная мощность турбины
(мощность иа муфте)
Ne=N~^NKt	(5-4)
где Д/Ѵм —потеря мощности иа преодоление
механических сопротивлений в подшипниках,
иа привод масляного насоса н регулирования.
38

Рнс. 5-1. «-диаграмма теплового процесса расширения
<іара в турбине.
Механический к. п. д. определяется
отношением эффективной мощности турбины
к внутренней
(5-5)
откуда, имея в виду (5-3),
Лгв=^тм=Лго7]оі'іім.	(5-6)
Отношение Ne к NQ называется относи¬
тельным эффективным к. п. д.:
"Чое —~	"ЧмЧоі-	(5-7)
Отношение мощности на зажимах элект¬
рического генератора Ns к эффективной мощ¬
ности Ne называется к. п. д. электриче¬
ского генератора:
*=£-.	(5-8)
энергии в машине н представляют собой от¬
ношения используемой мощности к теорети¬
ческой.
Как известно,* те р м и че с к и й к. п. д.
характеризует термодинамическое совершен¬
ство цикла. Применительно к паротурбииной
установке он представляет собой отношение
располагаемой энергни турбины Но к теплу
до, подведеииому к рабочему телу в котлоаг¬
регате, т. е.
(5-11)
ч»
Произведение термического к. п. д. на от¬
носительный внутренний называется абсолют¬
ным к. п. д. паротурбинной установки. Абсо¬
лютный к. п. д. характеризует экономичность
преобразования энергии паротурбинной уста¬
новкой в целом.
Таким образом, вводится
абсолютный внутренний к. п. д.
Лі=W-	(5-12)
абсолютный эффективный к. п. д.
*1е=адое=адм;	(5-13)
абсолютный электрический к. п. д.
11э = Т1«Поэ=‘ПеПг = 'Г]і'ПмПг-	(5-14)
5-2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАСХОДА ПАРА ЧЕРЕЗ ТУРБИНУ
Расход пара через турбину определяет¬
ся нз совместного решения уравнений (5-2) и
(5-9):
/ѵ.
(5-15)
При определении ожидаемого расхода па¬
ра через турбину коэффициенты Tjoi, Т]м и 'Пг
являются неизвестными и их следует предвари¬
тельно принимать.
Коэффициент Tjo« в зависимости от конст¬
рукции Турбины, ее мощности, параметров
свежего и отработавшего пара может коле¬
баться в больших пределах от 0,76—0,78 до
0,83—0,86.
Ожидаемое значение относительного внут¬
реннего к. п. д. турбниы
откуда, имея в виду (5-3), (5-6) и (5-7),
М»=Л^1]г=М)Т]оі1фиЧг.	(5-9)
Относительный электрический
к. п. д.
у
^°э = д^=і]ОІадг = -чОе73г- (5-10)
Из определений относительных к. п. д.,
приведенных выше, следует, что оии характе¬
ризуют меру совершенства преобразования
где т]Ое принимается по графику рис. 5-2,
а 11м — по рис. 4-8.
Коэффициент iqr зависит от мощности гене¬
ратора, чнсла оборотов и способа охлажде¬
ния. Для генераторов большой мощности от
50 000 кет н выше, при п=3 000 обімин,
с водородным охлаждением можно принимать
кіг=0,985. К. п. д. генераторов небольшой мощ-
39

Рис. 5-2. Относительный эффективный к. п. д. турбины.
Рис. 5-4. Коэффициент полезного действия тихоходных
генераторов и зубчатых передач.
Рис 5-3.- Коэффициент полезного действия генераторов
по данным завода «Электросила».
ности с воздушным охлаждением ориентиро¬
вочно можно принимать по графику рис. 5-3.
У турбин небольшой мощности с числом
оборотов 5000 обімин и больше для снижения
оборотов от турбины к генератору применя¬
ются зубчатые редукторы. Для таких турбин
расход пара находится по уравнению
N*
G
(5-16)
где т]р— к. п. д- зубчатого редуктора, значе¬
ния которого можно принимать по графику
рис. 5-4; значения т]г в этом случае также при¬
нимаются по рис. 5-4.
Удельный расход пара da, кгІ(квТ’ч), нахо¬
дим по уравнению
.	3 600G
= —(5-17)
5-3. ОДНОВЕНЕЧНАЯ СТУПЕНЬ ТУРБИНЫ
И ЕЕ КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
В § 4-11 рассмотрен вопрос определений
относительного внутреннего к. п. д. т]Оі ступе¬
ни паровой турбины.
При разработке проектов паровых турбин
стремятся получить возможно высокие значе¬
ния к. п. д. Понятно, что к. п. д. турбины
прежде всего зависит от к. п. д. ее ступеней.
40
Поэтому представляет интерес выяснить, от
каких основных параметров зависит к. п. д.
ступени и каково его максимально достижи¬
мое значение. Поскольку в промежуточных
ступенях стационарных паровых турбии исте¬
чение рабочего тела происходит обычно с до¬
критическими скоростями, то проведем иссле¬
дования при этих условиях.
Активная ступень
Пар, выйдя нз неподвижных сопловых ка¬
налов с абсолютной скоростью Сі, поступает
в каналы подвижных рабочих лопаток. В со¬
ответствии с формой рабочих каналов направ¬
ление и скорость пара изменяются, и пар по¬
кидает лопатки с абсолютной скоростью Cz.
Движение пара через криволинейные рабочие
каналы приводит к возникновению окружного
усилия Ри, приложенного к рабочим лопаткам
в направлении окружной скорости их враще¬
ния и. Так как всякое действие £илы вызы¬
вает равное по величине и обратное по на¬
правлению- противодействие, то рабочие ло¬
патки оказывают на рабочее тело такое же
усилие Ри, направленное против окружной
скорости и.
Из механики известно, что импульс силы
(произведение силы р на время ее действия і)
равен изменению количества движения, пред¬
ставляющего собой произведение массы Л1
на разность скоростей, т. е.
Pt=M(c'—с").
Но G=M!t есть секундный расход пара и,
следовательно,
P=G(c'— с").	(5-18)*
Так как направление движения пара ие сов¬
падает с направлением окружной скорости
вращения лопаток, то усилие Ри будет скла¬
дываться из проекций скоростей сі и с2 на на-

Рис. 5-5. Треугольники скоростей активной ступени.
Для чисто активной ступени сц = са и, зна¬
чит, ct=<pca. Имея это в виду и подставляя
в (5-25) выражение для Ы’ісозрі из (5-24),
имеем:
с.и — С2„ = (1 + 4- -^10 (W, COS а, — и). (5-26)
Подставим теперь в числитель уравнения
(5-23) выражение (5-26). После небольших
преобразований найдем окончательно
правление и, т. е. из ctu и c2u, місек (рис. 5-5),
умноженных на расход рабочего тела G,
кгісек,
Pu=G(ctu ~С2и)-	(5-19)
Произведение силы на скорость дает мощ¬
ность. Следовательно, мощность на венце ло¬
паток Nu определяется по уравнению
Nu=Puti^= Gu(cin—<а*)# вт.	(5-20)
Если предположить, что вся энергия (й0+
+ Дй0), которой располагает ступень, идеаль¬
но (без потерь) преобразуется в кинетиче¬
скую энергию, то эквивалентная этой энергии
скорость составит
со = К2(й» + М«),	(5-21)
а теоретическая мощность такой ступени бу¬
дет равна
с2
М, = G (Ло + ДЛ0) = G	(5-22)
Отношение Nu к Ат дает относительный
лопаточный к. п. д. ступени
	 Nu __ 2и (с1и — сЯи)
(5-23)
Выясним параметры, от которых зависит
лопаточный к. п. д. т)и, и попытаемся найти
математическое выражение этой зависимости
для чисто активной ступени (степень реакции
Р=0).
Произведем следующие преобразования.
Из треугольников скоростей (рис. 5-5), за¬
мечая, что знаки при Сіи и сзи должны быть
выбраны в соответствии с направлениями ско¬
ростей, имеем:
с,ы = Ct cos а, = Wj cos р, + и;
—Сяи = са OOS аа = W3 COS ра — U.
Складывая левые и правріе части системы
уравнений (5-24) и имея при этом в виду, что
для чисто активной ступени —а следо¬
вательно, W2=^Wi, получаем:
с.и —с,и = (1-НІзц^.соБр,. (5-25)
} (5-24)
^o+^x^-^r-
(5-27)
Из полученного уравнения следует, что ло¬
паточный к. п- д. ступени зависит от отно¬
шения ц/ecu углов си, ₽і и Рг и скоростных ко¬
эффициентов <р и ф.
Отношение скоростей и/са является основ¬
ной характеристикой ступени.
Наивыгоднейшее значение си находится
в пределах от 12 до 18°. Уменьшение угла си,
ниже 12° приводит к малому углу р<»
что ие всегда благоприятно влияет на к. п. Д.
С уменьшением угла Рг увеличение идет
только до некоторого значения, поэтому для
активных лопаток обычно принимают р2=
= ₽і-(3-ь4).
Если принять Рг=₽і, то уравнение (5-27)
примет следующий вид:
Ч„ = 2(1-HJ^cosa,(5-28)
Если предположить, что углы рі, рг и
коэффициент скорости ф при всех режимах ра¬
боты ступени остаются постоянными1, то т]ы
в уравнении (5-27) будет зависеть только от
выражения
(’ cosa, _	Л.=?cosa,	(5.29)
При -£-—0 и ~-=(f>cosa1 выражение (5-29)
превращается в нуль, следовательно, в этом
случае и т)и=О.
Для того чтобы найтц иаивыгоднейшее зна¬
чение (u/ca)th при котором т> достигает мак¬
симума Аймаке, нужно найти первую производ¬
ную выражения (5-29)
= ?cosa,
2 —
Ad
1 Фактически углы щ, ₽і, ₽2 и коэффициент ф для
разных значений и(са являются переменными.
41

а)
Рис. 5-6. Коэффициенты полезного действия активной
ступени.
а — с парциальным подводом пара, р—0; б—с полным подводом
пара, р-10%.
и приравнять ее нулю. Тогда получим:
Подставляя значение (иІСа.)н в уравнение
(5-27), получаем максимальное значение ло¬
паточного к. п. д.
Ч»м.«о = -^-(>+Ф^Ц7)сО5а1.	(5-31)
Для ₽,=₽, будет:
= £ f1 + Ф) cos а,.	(5-32)
Характер изменения Т}и в зависимости от
и/Са представлен на рис. 5-6. Для построения
этой кривой принимается угол cti н задаются
различные значения и/са в пределах от 0 до
<р cos аі. Подставляя их в уравнения (5-27) или
(5-28), подсчитывают значения т]ы. По полу¬
ченным данным строится график t]u=7]u(w/ca).
Выше было найдено (иІса)ъ при котором
достигает максимума. Однако экономич¬
ность ступени илн одноступенчатой турбины
характеризуется внутренним относительным
к. п. д. т]оі, а ие т)и. Поэтому (и/са)д должно
быть определено ие по Димякс, а по т]о<.макс-
Кроме потерь на лопауках, имеются еще
потери иа трение и вентиляцию, иа утечки че¬
рез внутренние зазоры и от влажности (в кон¬
денсационных турбинах).
Так как тепловой расчет различных вариан¬
тов ступени производится при фиксированных
параметрах пара перед ступенью и за ней,т. е.
при неизменных давлениях ро и р& то потери
на утечки и от влажности будут постоянными,
не зависящими от и/са. Естественно, что в этом
случае располагаемый теплоперепад ступени
ha тоже остается постоянным, а, значит, посто¬
янной остается и эквивалентная ему скорость
са. При постоянной скорости са и заданном
числе оборотов турбины различным значени¬
ям и/Са отвечают различные значения окруж¬
ной скорости и и среднего диаметра ступениd.
Изменение величин и и d вызывает изменение
как геометрических, так и кинематических ха¬
рактеристик ступени: меняются высоты лопа¬
ток, парциальиость, скоростные коэффициенты,
углы, треугольники скоростей.
Если вернуться к формуле Стодола (4-4),
то можно увидеть, что потери иа трение и вен¬
тиляцию А^т.в определяются величинами и, d,
е, которые в рассматриваемом случае зави¬
сят от ufca. Следовательно, при определении
(и/Са)(ъ кроме изменения потерь на -лопатках,
нужно учесть еще изменение потерь иа трение
и вентиляцию.
Так как потери hVi и йвл не влияют йа из¬
менение характера в зависимости от ujca,
то при исследовании влияния и!са на их
можно не принимать во внимание. Тогда отно¬
сительный внутренний к. п. д. ступени условно
можно выразить следующим, образом:
Yof=- с.,..	(5-33)
где
•	(5-34)
Ст.в — коэффициент потерь на трепне и венти¬
ляцию.
Определение оптимального значения
(w/ea) ю отвечающего максимуму внутреннего
к. п. д. ступени 7]'оімакс, производится расчет¬
но-графическим способом.
Задавая предварительно ф и по формуле
(5-30) находят (иІса)ъ> при котором т)и=т]и макс-
Те значения ф и аі, которые характерны для
активной ступени, дают (ы/са)и=0,444-0,47, по¬
этому в расчете можно сразу полагать
(п/са)н«0,45. Отступая влево и вправо от
(п/са)н, принимают ряд значений ы/са и для
каждого из них выполняют тепловой расчет
ступени. Расчеты всех вариантов сводят в та¬
блицу. После этого для каждого значения
ц/са находят т]'оі=т)и~Ст.п и строят график
функции 7],оі=і)/о f (н/са). Определяя по гра¬
фику точку т\'г) і макс, находят соответствующее
значение (и!слуп и для него производят окон¬
чательный расчет ступени или одноступенча¬
той активной турбины.
■Приведенный на рис. 5-6.0 график зависимости т]»*
и і)'оі от иІса, построен по результатам расчета одио-
веиечной регулирующей ступени паровой турбины.
Для проведения расчета было принято:
давление и температура пара перед турбиной Ро—
=90 бар н /о=535 °C;
потерн давления в клапанах 5% от ро;
тепловой перепад ступени ho=70 кджікг;
расход пара через сопла Gj = 48,9 кг[сек;
42

расход пара через рабочие лопатки б2—^48,6 ке/сек;
угол наклона сопл іаі=12°;
ступень чисто активная р=0.
Далее были определены:
давление перед соплами рг0=85,5 бар\
давление за соплами и рабочими лопатками р^
^=р3=68,7 бар;
адиабатическая скорость со=374 м/сек.
Все последующие вычисления сведены в таблицу,
а дополнительные данные, необходимые для расчета,
указаны в примечаниях к этой таблице
Для регулирующих ступеней и одноступен¬
чатых турбин с парциальным подводом пара
различие между (и/са)я и (и/са)'п может полу¬
читься весьма существенным (рис. 5-6,а), в то
время как для промежуточных ступеней, имею¬
щих подвод пара по полной окружности, это
различие оказывается незначительным
(рис. 5-6,6) и оно практически исчезает у сту¬
пеней, работающих в области средних и низких
давлений.
Реактивная ступень
Выражения для мощности иа венце рабо¬
чих лопаток Nu (5-20), для теоретической
мощности ступени No (5-22) и для лопаточ¬
ного к. п. д. т]ц (5-23), равно как и система
уравнений (5-24), связывающая между собой
скорости, полученные для активной ступени,
остаются без изменений и для реактивной сту¬
пени, если положить адиабатическую скорость
пара Са= V2ho, где йо=Лоі+Лда—располагае¬
мый теплоперепад ступени, а ftoi и has — соот¬
ветственно располагаемые тёплоперепады на¬
правляющих и рабочих лопаток. Для реактив¬
ной ступени р—0,5 и, следовательно, йоі=Ло2-
При расчете и проектировании проточной
части реактивных турбин в связи с равенством
htn=hQ2 и стремлением унифицировать профи¬
ли направляющих и рабочих лопаток часто
Номера вариантов расчета
Расчетная формула
Размерность
I
2
3
* 1
5
U/C,
—
0,30
0,40
0.45
0,50
0.6
U —(и/со)<в
м/сек
112,2
149,6
168,2
187,0
224,4
60и
MM
715
958
1 070
I 190
1425
ct = fca = 0,96- 374
м сек
359
359
359
359
359
w,
м/сек
270,6
235,2
218
200
166
f.
град
17-
19-30' * ••
21°20
23-
28-
Pt (принимаем)
град
15"
18*
19-
21-
26°
c.'a = фа), = 0,89ы),
м/сек
241
209
194
178
147.7
м/сек
135,6
8і,5
65,2
67.2
111,5
«а
град
27е
52°50
76° 10
108°
145°
Clu = C1 COSta,
м/сек
351
351
351
351
351
csu ~ Cj cos a.
м/сек
120,7
19,2
15,6
21
91,4
	clu
м/сек
471,7
400,2
366.5
330
259,6
2u (c,u cltt)
м'/сек1
105 800
119 700
123 300
123 500
116 600
(ciit — CiM)
T]u —	2
0,757
0,856
0,882
0,883
0,834
e (принимаем)
—
0,55
0,55
0,55
0.55
0.45
1 _	c'"‘'
25.6
19.1
17,1
15.4
12,9
M	ndeCiSlna,
мМ
(	G.f",
30,5
21.9
20,1
18,5
14.7
«dem, sin Pt
ММ
Il.OTd* +0.61 (1
кат
44.3
129.2
204
315
674
2/V, ,
6,<5
-
0,013
0,038
0,060
0,092
0,197
loi = ’Ju —
—
0,744
0,818
0,822
0,791
0,637
• Р» — 0,0453 лА/кг—удельныП объем пара в выходном сачаши сопл.
•• и, = 0,0484 tfllKg—m же за раючнмн лопатками.
,м1= I — принят для высекоперегретого пара.
43

Рис. 5-7. Треугольники скоростей реактивной ступени.
принимают W2=Ci и рг=аі, тогда c2=Wi;
02= Рі и ф=<р.
Из диаграммы скоростей (рис. 5-7) и в ре¬
зультате совместного решения уравнений си¬
стемы (5-24) имеем:
Сщ~Czu = Wi COS ₽i + W2COS02 =
= 2ci cos си—ы.	(5-35)
Подставляя значение Т?і«—Сги в уравнение
(5-23), получаем:
2и (2с, cos О] — и)
7iu= —		2		•	(D-OD)
Подставляя значение (п/са)в а уравнение
(5-38а), находим:
•qWwfiKc=<P2cos2ai. (5-40)
В реактивных паровых турбинах применя¬
ется не дисковая конструкция ротора, а бара¬
банная, при которой рабочие лопатки устанав¬
ливаются в специальные пазы, выполненные
на цилиндрической илн слабо конической по¬
верхности, ограничивающей барабан ротора
(см. рис. 1-2). Кроме того, подвод пара в реак¬
тивных ступенях всегда осуществляется по пол¬
ной окружности (парциальность е=1). В силу
этих особенностей потери JVT.B у реактивных
ступеней настолько малы, что практически не
сказываются при определении наивыгодиейпіе-
го значения (п/со)я, поэтому последнее можно
принимать по тумане, т. е. пользоваться фор¬
мулой (5-39).
Ступень с любой степенью реактивности
Выразим скорость через скорость са:
с. = ? /2 (1 — р)Л„ = ? /1 — р Са (5-37)
и подставим в уравнение (5-36). После неболь¬
ших преобразований получим:
= 2 (2? Г F^Kcos а, -	(5-38)
При р=0,5 уравнение (5-38) принимает вид.
Ч« = 2 fj/Tycosa,—	(5-38а)
откуда следует, что для принятых значений щ
и <р лопаточный к. п. д. реактивной ступени rju
зависит только от и/са.
При и[са^= 0 и ы/Сд=}/2" у cos а, выражение
(5-38а) становится равным нулю, следователь¬
но, в этих случаях и Ци=О.
Для определения наивыгоднейшего значе¬
ния (иІСаУн, прн котором лопаточный к. п. д.
достигает максимума макс. нужно взять пер¬
вую производную от выражения (5-38а):
=)Л2 ? cos а, — 2
Для ступени с любой степенью реактивно¬
сти решение системы (5-24) дает
ст—с2и=&і cos pi + a^cos р2=
—Cicosai—n + tt)2cosp2.	(5-41)
Подставляя в уравнение (5-23) вместо
Сіи—Сги его значение, получаем:
tju = 2“ (с«cos — и + wa cos р8) .	(5-42)
Для ступени, имеющей степень реакции р,
“’а = ,Р +	=ФѴЛРСа + “’і • (5‘43)
По теореме косинусов из входного тре¬
угольника (рис. 5-5) иаходиір
=с\ +«3 — 2c1ucosa1,
подставляя (5-37), получаем
wf = <рг (1 — р) fS -|- ы2 — 2? 1 —р CQ« cos a,.
(5-44>
Используя (5-37), (5-43) н (5-44), после
соответствующих преобразований выражения
(5-42) находим
и Приравнять ее нулю. Тогда получим:
—0,707<р cosav
в
(5-39)
— 2 J? У1 — р cos a,

+ Ф рЛР + ѵЧ1 — р) — 2<р К1 — p-^-cosa,+
44

№
Расчетная формула
Размер¬
ность
Номера вариантов расчета
1
2
3
4
5
1
а!с.
—
0,3
0.4
0,45
0,5
0,6
2
tju [Уравнение (7-24)]
/ —
0,732
0,789
0,811
0.8і7
0,792
3
м/сек
112,2
149,6
168,2
187,0
224,5
4
60«
d* = -ST
мм
715
958
1 070
I 190
1425
5
кет
3,62
15,4
27,4
46,6
115.7
6
tr- Gd
0,001
0,003
0,006
0.010
0,026
7
’1», = ’!. —
—
0,731
0,786
0,805
0,807
0,766
• n=3000 об/мин—число оборотов ротора.
•* і = 1,2—принято для перегретого пара, Q =64 кг/сек— расход пара через ступень (принято).
Из этого уравнения следует, что при по¬
стоянных значениях <р, if, аь рг и р, “Пи зави¬
сит только от ы/са.
Не определяя наивыгоднейших значений
и/са для различных р, можно утверждать, что
с увеличением степени реактивности (иІса)в
должно возрастать от
/ U \ COS q. „	п
(-J	~ при р = 0
До
f U А К2 ©COSa.	f. -
(тгЛ=	2	 При Р=0’5-
Современные паровые турбины активного
типа рассчитываются таким образом, чтобы
в корневых сечениях их ступеней обеспечива¬
лась небольшая положительная реакция, что
позволяет избежать нежелательных подсосов
пара, снижающих к. п. д. У правильно выпол¬
ненных ступеней реактивность возрастает от
корня к вершине лопаток, чем длиннее лопат¬
ки, тем выше степень реакции у их вершины,
а следовательно, и на среднем диаметре.
При расчете ступеней по среднему диаме¬
тру степень реакции принимается в зависимо¬
сти от места, которое та или Другая ступень
занимает в проточной части турбины. В первых
ступенях, где давление пара высокое, а его
удельный объем мал и где, следовательно, ло¬
патки сравнительно короткие, применяется не¬
большая реактивность. По мере движения па¬
ра к выпускному патрубку турбины его давле¬
ние падает, а удельный объем возрастает, при¬
чем в последних ступенях конденсационных
турбин особенно интенсивно. Рост удельного
объема пара приводит к тому, что высота ло¬
паток от ступени к ступени возрастает и тем
более быстро, чем ближе ступень расположена
к выпускному патрубку.
В Паровых турбинах небольшой мощности
(от 5 000 до 25 000 кет) высота лопаток пер¬
вых ступеней невелика. Поэтому реактивность
первых ступеней таких турбин принимается от
4 до 6%. Высота лопаток последующих ступе¬
ней возрастает, и при их расчете принимают
более высокую реактивность, от 8 до 12 %-
В последних ступенях конденсационных тур¬
бин степень реакции на среднем диаметре до¬
стигает 15—20%.
У современных паровых турбин в ступенях
высокого и среднего давлений степень реактив¬
ности принимается от 8—10% до 12—15%,
а в последних ступенях конденсационных тур¬
бин—-от 30 до 50%.
В качестве примера ниже приведен расчет ступеін
активного типа, имеющей на среднем диаметре степень
реакции р= 10%.
По уравнению (5-45) для различных значений ufca
подсчитаны к. п. д. т]ц и построен график зависимости
Т]іх ОТ ufca (рис. 5-6,6).
Вычисления т) и произведены при следующих исход¬
ных данных: <р«0,96, ф=0,92, «« = 14°, р2=22°. ѵ
Из графика (рис. 5-6,6) видно, что Цц маис соот¬
ветствует значение (и/С а} в=0j50.
Для определения нанвыгоднсйшего значения (н/со)'и.
прн котором і)оі=7]оі мам, необходимо подсчитать
потери на трение диска о пар. Полагая парциальиость
ступени е=І и параметры пара перед ступенью рѵ=
= 12 бар и /0=290%!, а за ступенью ₽2=9 бар.
находим после теплового расчета удельный объем пара
за ступенью =0,255 м31кг. Определение потерь на тре¬
ние и -подсчет их для различных значений и/са приве¬
ден в таблице.
Наивыгоднейшее значение (и/со)'и=0.48.
5-4. ПОРЯДОК ТЕПЛОВОГО РАСЧЕТА СТУПЕНИ
ТУРБИНЫ
Активнвя ступень
Для теплового расчета ступени обычно за¬
дают: давление и температуру пара перед соп¬
лами (перед ступенью) р0, бар и t0, °C; давле¬
ние пара за рабочими лопатками (за ступенью)
45

Рис. 5-8. Тепловой процесс активной турбинной ступени
в «-диаграмме.
pz, бар; расход пара через ступень G, кг!сек;
число оборотов турбины п, обімин.
В результате расчета требуется определить:
к. п. д. ступени и т]о ь размеры сопл н рабо¬
чих лопаток, лопаточную Nu и внутреннюю Nt
мощности ступени.
На is-диаграмму водяного пара наносят за¬
данные параметры ро, to и pz (рис. 5-8) и опре¬
деляют располагаемый теплоперепад ho.
По уравнению (5-21) находят адиабатиче¬
скую скорость пара Са.
Затем принимается значение угла си: 11—
—13° — для первых ступеней, 14—16° — для
средних, 18° и более —для последних ступеней
конденсационных турбин. По графику рис. 4-1
оценивается коэффициент скорости ф и после
этого по формуле (5-30) определяется опти¬
мальное значение (н/Са)н- Затем находится
окружная скорость
Рве 5-9. Треугольники скоростей активной турбинной
ступени.
и по ней средний диаметр ступени
.	60ц
d= «• <5-4')
Теоретическая и действительная скорости па-
рана выходе из сопл определяются по уравне-
неииям (3-5) и (3-6).
По Съ си rf и строится входной треугольник
скоростей (рис. 5-9), из которого определяется
относительная скорость иа входе в рабочие ло¬
патки Wi и входной угол — графически или
по уравнениям (3-24) и (3-25).
Относительная скорость пара иа выходе из
рабочих лопаток вычисляется по уравнению
(3-26), где "ф— принимается по графику
(рис. 4-4)-.
Угол 02 можно брать по опенке из соотно¬
шения р2=₽і—(2-5-4)°.
Скорость Cz и угол az находятся графиче-
чески при помощи построения выходного тре¬
угольника скорости (рис. 5-9) или аналитиче¬
ски по уравнениям (3-27) и (3-28).
Тепловые потери в соплах hc, на рабочих
лопатках Нл и с выходной скоростью hB под¬
считываются по уравнениям (3-7), (3-29) и
(3-29а).
Тепловая потеря на трение определяется по
формуле (4-5), где Nt.b находится по уравне¬
нию (4-4) при е=1.
Тепловая потеря от утечек пара через ушіот7
нения диафрагмы hyT подсчитывается по урав¬
нениям (4-24а) и (4-246).
Относительный внутренний к. п. д. ступени
находится по формуле (4-28) с применением
(4-29)—(4-33).	' ’
Выходные высоты сопл и рабочих лопаток
определяются по уравнениям (3-41) и (3-46).
Внутренняя мощность ступени Ni вычисля¬
ется по формуле
Nt = Ght.	(5-48)
Реактивная ступень и ступень с любой
степенью реактивности
Для теплового расчета реактивной ступени
также задают: давление и температуру пара
перед ступенью ро, бар и to, °C; давления пара
за ступенью р& бар; расход пара G, кг! сек;
число оборотов турбины п, обімин.
В результате расчета требуется определить
к. п. д. ступени и і)оь размеры направляю¬
щих и рабочих лопаток, а также мощность сту¬
пеней А\і и Ni.
Для заданных параметров пара по is-ди¬
аграмме (рис. 5-10) определяется располага-
мый теплоперепад ступени h0 и по нему (за¬
давшись степенью реактивности р) — распола¬
гаемые перепады направляющих и рабочих
лопаток hot и h'oz- Теперь по hoi можно найти
46

статическое давление р± в зазоре между на¬
правляющими и рабочими лопатками.
Адиабатическая скорость пара подсчитыва¬
ется по уравнению со~ V2h0.
Наивыгоднейшее отношение (и/са)в нахо¬
дится по уравнению (5-39), где <р можно при¬
нимать от 0,95 до 0,97, а сц— от 12 до 18° —
для первых ступеней, от 18 до 24° — для сред¬
них ступеней и от 24 до 30° — для последних
ступеней конденсационных турбин.
Средний диаметр d определяется по урав¬
нению (5-47).
Действительная скорость пара на выходе
из направляющих лопаток подсчитывается по
уравнению (3-6).
По Съ и и строится треугольник скоро¬
стей при входе на рабочие лопатки (рис. 5-11),
нз которого находятся wt н рі графически или
по уравнениям (3-24) и (3-25). При равенстве
haZ=hoi скорость пара подсчитывается по урав¬
нению
= ф	2/г^ 4- ш* .
В этом случае ф=<р=0,95—0,97, рг=аі и
аг=Эь что и показано иа рис. (5-11,а).
Если р<50%, то йУі>С2, а»2<Сі и р2>аі
(рис. 5-11,6). Для получения максимального
значения к. п. д. ступени т]о< прн ее расчете
стремятся получить а2=90°.
Тепловые потери в ступени определяются
по следующим уравнениям: иа направляющих
лопатках по уравнению (3-7); на рабочих ло¬
патках по уравнению (3-35); с выходной ско¬
ростью по уравнению (3-36); от протечек через
радиальные зазоры лопаток по уравнению
Рнс. 5-Ю. Тепловой процесс реактивной турбнииой сту¬
пени в ів-диаграмме.
Рис- 5-11. Треугольники скоростей турбинной ступени.
а — реактивной, р—Б0%: б —с реактивностью р<50%.
(4-25) или (4-25а) (реактивные ступени ба¬
рабанной конструкции); на трение и вентиля¬
цию (дисковая конструкция турбины) по урав¬
нениям (4-4) и (4-5); от утечек пара и через
уплотнения диафрагм (дисковая конструкция
турбины) по уравнению (4-18) или (4-20); от
влажности пара по уравнению (4-26).
Относительный внутренний к. п. д. ступени
находится по формуле (4-28).
Внутренняя мощность ступени определяется
по уравнению (5-48).
5-5. РАСЧЕТ ПРОМЕЖУТОЧНОЙ АКТИВНОЙ СТУПЕНИ
ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ (р=0)
Дани давление я температура тіара перед соплами
Ро=12 бар и Го=290°С, давление за соплами Ра=9 бар,
расход пара G=|28 кг/сек, число оборотов п-
=3 000 об/мин.
Требуется определить к. if. д. ступени и ее раз¬
меры.
По is -диаграмме (рис 5-12,а) определяем энталь¬
пию лара перед соплами й=3020 кдж/кг и за рабочими
лопатками іа/ =2 950 кдж/кг.
Энергия от выходной скорости предыдущей ступени
не используется из-за большого осевого расстояния меж¬
ду рабочими лопатками предыдущей ступени и соплам»
рассматриваемой ступени, которое необходимо для ор¬
ганизации регенеративного отбора пара.
Располагаемый теплоперепад ступени /ю=ій—
"3 020—2 950 = 70 кдж/кг.
Адиабатическая скорость пара
са - -	= К2-70Л0« = 374 м/сек.
Находим (Ц/са)я по
где <р=0,96 и «1 = 16’—приняты по оценке.
Учитывая потерн на трение диска, принимаем
(и/со)ж=0,444.
47

Рис. 5-12. Тепловой процесс в турбинной ступени.
а—активной, р-0; б~-с реактивностью р=І0%; в — реактивной, р=50%.
Окружная скорость и а среднем диаметре
и =	са = О,444■ 374 = 166 м/сек.
Средний диаметр
60а	60-166
d=m rc-SOOO
= I 058 мм.
Скорость пара на выходе из сопл при учете, что
р=0 и Сіе=с0, С1=<рсо=<рси=0,96-374=359 міеек.
Из треугольника скоростей '(рис. 5-13,а) находим:
*	- и) і=204 міеек. и р1=29°.
Выходной угол рабочих лопаток принимаем ₽2=
=₽f—3°=29°— 3°=26*
Коэффициент скорости ф=0,89 находим по рис. 4-3.
Тогда ш2=фш, =0,89-204 = 181,5 м/сек.
Из треугольника скоростей (рис. 5-13,а)	имеем
с2=80 м[сек и а2=91°.
Определяем к. п. Д. и а венце лопаток
2в (с,„ —
’Іи — f2
_ 2.166(359-0,9613 —80-sln 1°)
-	374а	— 0,817.
Тепловые потери:
в соплах — уравнение (3-7)
Лс = (1—0,962) 70=5,6 кдж/кг;
на рабочих лопатках — уравнение (3-29)
Ля — (I — 0,89s)	= 4,4 кдж/кг;
с выходной скоростью — уравнение (3-36)
80е
л, — 2-і0»~ — 3,2 кс,ж кг-
Дли к онт рол и правильности вычисления подсчи¬
таем его по уравнению
, Ло — (Лс +*ЛЯ 4~ Л,)
4 “ “ Ло "
70 —(5,6 + 4,4 4-3,2)
=*		 jo2- •- = 0.813.
Разность между Т]ы и составляет 0,4%, что
вполне допустимо
Выходная высота сопл по уравнению (3-43)
128-0,257
'• = it-1,058-359-0,2756= 100 хя-
где 0'2=0,257 м3{кг — но is-диаграмме длй состояния
пара в точке А'г (рис. 5-'|2,а); sin 16D=0,2756.
Потеря на трение диска о пар по уравнению (4-4)
^.в = М1.07^)Б7[бГ=
166»
= 1,2 (1,07-1,058г) о~95т77оГ = 25.5 кет,
где 1=1,2— принята по оценке.
Потеря в тепловых единицах по уравнению (4-5)
.	25,5
nt.» = +28" ~ ^’2 кг-,ж/кг-
48

Рис. 5-13. Треугольники скоростей турбинной ступени,
а —активной, р—0; б — с реактивностью р—10%; в—реактив-
Утечки лара через радиальные уплотнена я диафраг¬
мы по уравнению (4-18)
G„ = 316.2-0,74.0.000579/1^^=
==0,217 кг/сек.
где |х = 0,74 (рис. 4-5) при = 1;
■6=0,4 мм—радиальный зазор в уплотнений диаф¬
рагмы;
fj=Tufyfl=3,14 -0,46 -0,0004=0,000579 м1 — площадь
кольцевой щелк радиального уплотнения диафрагмы;
dy=460 мм— диаметр уплотнения.
Потеря от утечек пара в тепловых единицах по
ураз нению (4-246)
,	0,217 Г
«п ~ 198 70 = 0,1 к()ж/кг.
(4 2^тиосительиьій внУтРенний к. и. д. по уравнению
К _ 70—(5.6-J-4.4 +3,2 +0,2 4-0.1)
“ А,	70

= 0,79.
если энергия выходной скорости не используется в соп¬
лах последующей ступени;
ht 56,5
1,°* — А, — А. 70 — 3.2 = °-847-
если энергия выходной скорости используется в соплах
последующей ступени.
Внутреннюю мощность ступени находим по уравне¬
нию (5-3)
N, = 0*, = 128-56,5=7240 кет.
Высота рабочих лопаток по уравнению (3-46а):
I _ Др*
а ~dwt s[nfa
_	128-0,26
я. 1,058-181,5 sin 26° =|26*“.
где і»з=0 26 ма/кг — по й-диаграмме дли состояния пара
в точке Аг (рис. 5-!2,д).
Принимая перекрышу при входе пара на лопатки
4 мм, получим ее входную высоту 104 мм. Разница
между выходной высотой (126 мм) и входной (104 мм)
приводит к неприемлемым условиям формирования про¬
точной части.
В современных 'паровых турбинах активного типа
все ступени выполняются с оптимальной степенью ре¬
активности, величина которой зависит в первую очередь
от высоты лопаток, т. е. от места ступени в проточной
части турбины.
Такая разница между входной и выходной высота¬
ми рабочих лопаток приводит к дополнительным, преж¬
де всего, кромочным потерям, что понижает к. п. д. сту¬
пени. Кроме того, установка конического ленточного
бандажа на такие лопатки усложняет и удорожает кон¬
струкцию проточной части турбины
Введение небольшой реакции позволяет выполнить
одинаковыми входную и выходую высоту рабочих ло¬
паток при небольших перекрышах, а значит, снизить
кромочные потери, установить прямые ленточные бан¬
дажи. Это способствует повышению к. п. д. ступени и
упрощает ее конструкцию.
5-6. РАСЧЕТ ПРОМЕЖУТОЧНОЙ АКТИВНОЙ СТУПЕНИ
С РЕАКТИВНОСТЬЮ НА РАБОЧИХ ЛОПАТКАХ
Для расчета используются данные из првмера 5-5
при реактивности р=10%-
Тепловой перепад в соплах ступени йоі = (1—₽)Ло=
= (1—0,10) -70=63 кджікг.
Тепловой перепад на рабочих лопатках йо2=рйо—
=0,1 -70=7 кдж/кг.
Скорость пара иа выходе из сопл Cj = у /2Л01 —
= 0,96 /2-63-10» = 340,5 м!сек-
Для ступени с реактивностью принимаем (іх/со)и--
=0,47, где Со =374 місек -(см. пример расчета 5-5).
Окружная скорость по среднему диаметру
и= с„ = 0,47-374	176 м/сек.
Диаметр средней окружности
60-176
d = пЗООО 1 120
<ц= 16°—принимаем так же, как и в примере 5-5.
Из треугольника скоростей (рис. 5-13,6) получаем
w 1—177 м/сек. рі—30с30'.
Относительная скорость пара и а выходе из рабо¬
чих лопаток
^2 = Ф 2рйа + ttj =
= 0,92 /2-0.1-70-10»+ 177я = 196 м'сек,
где ф=0,92 — првнят на 0,03 больше, чем для лопаток
чисто активной ступени.
Принимаем рг=Рі—4°40'=30с30'—4°40'=25о50 .
Из треугольника скоростей находим:
Сз=86 ч/сек и аз=90°.
4-769
49

К. л, д. ва венце лопаток по треугольникам ско¬
ростей
2ц(сІЦ—сам)_ 2-176-340,5-cos 16° _
2	374>	— 0,625.
са
Определяем тепловые потери в ступени:
в соплах hc=(l—0.962)63=4,8 кдж/кг-
на рабочих лопатках
_ ( 1	\	_ ( 1 X 196 =
Л«=^ф, — IJ 2.10,	0,92» —1J 2000
= 3,5 кдж/кг;
с выходной скоростью
86»
А, =	=3,7 кдж/кг;
на трение диска о пар
176’
7/,.»= 1,2-1.07-1,12» 0 257.10а =34,2 квт.
34,2
Лг.в = “[28* = к^ЛС/кг'»
на утечки через радиальные зазоры диафрагмы
1 / 12е —9 2*~
GyT = 316,2.0,74-0,000579 |/ 12 р 255-8 ""
= 0.2105 кг/сек.
GJr 0,2105
Лу, = ~~g~ Л, = —J28- = 0,1 кдж/кг.
Для контроля правильности вычислений подсчиты¬
ваем
. h0 — (ho 4- Лл 4- Л,)

1 “= Л. -
70 —(4,84-3.5 + 3,7)
=		 	 = 0,827.
Разность между г\'и и "Пи составляет 0,2% -
Относительный внутренний «. п. д. ступени (энергия
выходной скорости предыдущей ступени ие используется,
а рассматриваемой ступени используется в последую¬
щей ступени полностью)
Лв~Ып _
Ло-Л.
70—(4,8 + 3.5 + 3,7 + 0.3 + 0,1) 57,6 „ „„
~	70 — 3.7	66,3-°-8Ь8-
Тепловой процесс ступени показан на рис 5-12,6.
Выходная высота сопл
128-0.255
п-1,12-340,5 sln 16° — 98'8
где ѵ'і =0,255 м3/кг — удельный объем пара в выходном
сечении сопл прн давлении р'і=9,2 бар, точка A't
(рнс. 5-12,6).
Выходная высота рабочих лопаток
128-0,26
Z’“ п-1,12-196-sin 25°50' — 11018 ЖЛ1
где u's=0,26 м3[кг— по is-диаграмме для состояния
пара в точке А'2 (рис. 5-12,6).
50
При перекрыше 4 мм на входе пара на рабочие
лопатки разница между выходной и входной высотой
рабочих лопаток составляет 8 мм. что допустимо для
обеспечения плавного изменения проточной части сту¬
пени.
Внутренняя мощность ступени подсчитывается по
уравнению
A\ = G(ft0—Sftn) = 128 ■ 57,62=7 380 квт
5-7. РАСЧЕТ ПРОМЕЖУТОЧНОЙ РЕАКТИВНОЙ
СТУПЕНИ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ |р=50%]
Даны давление н температура пара перед ступенью
ро=12 бар и Го=290°С, давление за ступенью рг=
—9,5 бар, расход пара G=128 кгісек и число оборотов
турбины п=3 000 об/мин.
Абсолютная скорость пара на выходе из предыду¬
щей ступени Со—85 місек полностью используется в на¬
правляющих лопатках данной ступени.
Располагаемый тепловой перепад ступени
/іо=іо—:1st — 3 020—2 962=58 кдж/кг
Адиабатическая скорость пара
с. = Ѵ№,= К2-5810» = 340,5 м/сек.
Находим:
= 0,707fcosc, = 0,707-0.96-cos20° = 0,634.
где <р=0,96 и U!=20e—приняты по оценке.
Окружная скорость по среднему диаметру
и — са-= 0.634-340,5-=>215.5 м.сек
Средний диаметр ступени	,
.	60ц 60-215,5
d =	—--чппп = 1,373 м = 1373 мм
кП п-ЗШЛІ
Тепловой перепад на направляющих лопатках
Л<л= (1—р)Ло= (1—0,5)58=29 кдж/кг
Давление пара за направляющими лопатками рі=
= 10,6 бар
Скорость пара в выходном сечении направляющих
лопаток
с 1 — Т '|/Г 2^0,	=
= 0,96 К2-29-IIP-J-85“ = 245 л, сск.
Из треугольника скоростей (рнс 5-13,в) находим:
и»і=85 м/сек, рі=80°30'.
Так как Wi = Co=85 м/сек, то при р=0Д как от¬
мечалось выше, принимая «і=Р2 я ф=ф, имеем аъ—сі=
= 245 ѵ-ісек.
Из треугольника -скоростей имеем
са=85 м/сек, а2=80°30'.
К. п. д. на венце лопаток по уравнению (5-18)
_ 2Ц (сш — czu)	2-215,5,т(2304- 15)'
vju-=	340.5»^	—и,У1.
Тепловые потери на лопатках ступени находим:
для направляющих по 'уравнению (3-7)
f 85’ X
АО=(І — 0,96’) ( 29 + ^г(ог] =2,6 кдж/кг;

для рабочих по уравнению (3-35)
f 85’	\
Лп = (1 — 0,96s) (~2. ю»~ + 29 j = 2,6 кдж/кг;
с выходной скоростью по уравнению (3-36)
, 85»
/і, = ~2 |р«~ — 3,6 кдж/кг.
Для контроля правильности вычислений определяем
, 	4- йп — (Ло 4-	Л,)

ДЛв4-й0 — й.
3,6-l58—(2,6-1.2,6 4-3,6)

3,6 4-58 — 3,6	— u.wy.
..  	__ 86s	з, 6 кдж/кг
2-10*	2-10»
— кинетическая энергия пара на входе в рассматривае¬
мую ступень.
Разность между і)и и составляет 0,1%.
Выходные высоты лопатох:
направляющих
128-0,23
1 к. 1,373.245-sin 20° = 81-3 мм'
рабочих
128-0,241
/а— я-1,373-245-sin20° = 85 мм'
Тепловую потерю от утечек пара через радиальные
зазоры лопаток подсчитываем по уравнению (4-25);
1.5
h„ gjn'gQo” (3020 — 2970) — 2,6 кдж/кг.
где fl =1,5— принято по оценке.
Относительный внутренний к. п. д. ступени с учетом
использования выходной скорости ъ направляющих ло¬
патках последующей ступени равен:
Дй0 4- Ло — (Ло 4- йл 4- й0 4- йуТ)

ДЛ. + Л.-Л.	_
_3,6 + 58- (2.6+2,6+ 3,6+2,6)
3,6 4-58 — 3,6	— и.ЬЬГ.
5-8. ДВУХВЕНЕЧНАЯ СТУПЕНЬ ТУРБИНЫ
И ЕЕ КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
На рис. 1-4 представлен схематический
разрез активной турбины с двумя ступенями
скорости. Одноступенчатые турбины такого
типа строятся очень редко и применяются
обычно для специальных целей. Эти турбины
обладают сравнительно низким к. п. д., что
является нх основным недостатком и ограничи¬
вает область их применения. Однако ступени
с двумя венцами скорости находили весьма
широкое применение в многоступенчатых тур¬
бинах среднего и высокого давлений в качест¬
ве регулирующих ступеней.
Основным преимуществом двухвенечной ре¬
гулирующей ступени является возможность
срабатывать на ней большой тепловой пере¬
пад, что упрощает конструкцию турбины,
уменьшая общее число ее ступеней. Кроме то¬
го, применение двухвенечных ступеней в каче¬
стве регулирующих в многоступенчатых турби¬
нах обеспечивает более устойчивый к. п. д.
при переменных режимах работы.
В целях повышения общего к. п. д. турбин
в последние голы отдают предпочтение одно¬
венечным регулирующим ступеням, как имею¬
щим более высокий к. п. д.
Рассмотрим зависимость лопаточного к. п.д.
двухвенечной ступени от параметров, влияю¬
щих на его величину.
Аналогично уравнению (5-23), к. п. д. двух¬
венечной ступени (без реактивности и с реак¬
тивностью на лопатках) равен:
_ ,	_ 2иЕ(с,„ — с5и)	/пч
		<5 49>
где S(tiu—C2U)—сумма проекций абсолютных
скоростей потока на окружное направление.
Уравнение (5-49) пригодно также п для
определения лопаточного к. п. д. т)« трехвенеч¬
ной ступени:
Если раскрыть это выражение и произвести
соответствующие преобразования, то можно
показать, что двух- или трехвенечной сту¬
пени зависит главным образом от и/са и сц.
Рекомендуемые значения этого отношения
для двухвенечного диска ujcn=0,20-^0,25 и для
трехвепечного диска н/со=0Д0-г0,17.
Рекомендуемые значения угла наклона
сопл для двухвенечного диска а<=12^-20° н
для трехвенечного диска аі=20-^24°.
Нанвыгодііейшее значение ufca для каждо¬
го конкретного случая можно получить путем
предварительных расчетов.
5-9. ПОРЯДОК ТЕПЛОВОГО РАСЧЕТА
ДВУХВЕНЕЧНОЙ СТУПЕНИ
Для расчета двухвенечноп регулирующей
ступени паровой турбины должно быть извест¬
но: давление ро и температура to пара перед
турбиной, его расход G и число оборотов п.
По давлению и температуре свежего пара
на is-диаграмме (рис. 5-14) определяем эн¬
тальпию іо (точка Ло). Потеря давления в ре¬
гулирующих клапанах принимается по оценке
Дрк=ро—р'о— (0,03-ь0,05)ро. Отложив Дрк на
is-диаграмме, получим точку А'о, определяю¬
щую состояние пара перед соплами турбины.
Для расчета регулирующей ступени прини¬
мают (и/со)н (на основании предварительных
расчетов) и средний диаметр ступени d и про-
51

Рис. 5-14. Тепловой процесс в is-диаграмме для двухве¬
нечной регулирующей ступени паровой турбины.
изводят расчет в следующей последователь¬
ности.
Вначале находят окружную скорость по
среднему диаметру
адиабатическую скорость
с“=(ч^)і
и адиабатический тепловой перепад
(5-50)
(5-51)
Значение Ло наносят на /5-диаграмму от А'о
до А2і н находят давление рг за лопатками
регулирующей ступени (рис. 5-14).
В двухвенечных регулирующих ступенях
применяют реактивность на рабочих н направ¬
ляющих лопатках. Применение реактивности
на лопатках устраняет потери на эжекцию
пара через радиальные зазоры (рис. 3-13,а)
и обеспечивает плавное изменение проточной
части ступени. Реактивность на лопатках сту¬
пени должна быть умеренной, ее суммарное
значение обычно принимают от 8 до 12%.
Очень большая реактивность, выше 10—12%.
может привести к большим потерям энергии
от растекания потока по окружности колеса
нз-за парциального подвода пара к лопаткам.
Реактивность на лопатках при расчете сту¬
пени принимается по оценке: на рабочих л*о-
патках первого венца рі, на направляющих
лопатках ри и на рабочих лопатках второго
венца р2. Соотношение между реактивностью
на лопатках можно рекомендовать: рн=
= (2-ь2,5)рі, р2» 1,5рі, где рі —принято за еди¬
ницу, например рі = 2%.
Тепловые перепады па лопатках:
на рабочих первого венца /го2=ріЛс;
на направляющих Лон^ріЛо;
на рабочих второго венца
Отложив эти значения перепадов тепла от
точки Azi (рис. 5-14) вверх, найдем давления
пара соответственно за направляющими лопат¬
ками Дн, за рабочими лопатками первого вен¬
ца р'і и за соплами рь	t
Тепловой перепад в соплах
hoi=ho—h(i2—ha n—h'w =
==(!—pi—рв—pz)fto.	(5-53)
В двухвенечных ступенях срабатываются
обычно большие тепловые перепады при кото¬
рых р <Z ѵкр. так что скорость потока с, на
выходе из сопл часто бывает критической.
В зависимости от величины отношения
ріір'о можно применять или расширяющиеся
сопла, или допускать расширение в косом сре¬
зе суживающихся сопл. В паровых турбинах
большой мощности прн р^р'о<Укр применяют
обычно суживающиеся сопла, которые при пе¬
ременных режимах обладают более высоким
к. п. д.
Последующий порядок расчета рассматри¬
вается для суживающихся сопл при рі/р в<ѵкр.
Критическое давление в горле сопл ркр=
—ѵѵрр'о (рис. 5-14), Конти чески й удельный объ¬
ем пара иКр (точка и критический тепло¬
вой перепад h^—i0—ікр.
Критическая скорость пара в горле сопла
(5-54)
Действительная скорость пара за соплом
с1=<РІ/Г2Л^=тѴ2(1 — р, — Ри — р2)Л0. (5-55)
Тепловая потеря в соплах по уравнению
(3-7)
hc = (1—q>2) hoi.	(5-56)
По уравнению (3-1 За) убеждаемся, что
расширение пара в косом срезе сопл от дав¬
ления ДІф чо рі возможно.
Отклонение паровой струи в косом срезе
сопл определяем по уравнению (3-10)
sin а\ = sin (а, ш) = -^Е-
—-Sin а.,
52

Сіи,
Рис. 5-15. Треугольники скоростей двухвенечной регули¬
рующей ступени.
где си — принимается по оценке;
Ѵі—-удельный объем пара за соплами
(точка At рис. 5-14).
Из треугольника скоростей находим Wt и
Pi (рис. 5-15).
Относительная скорость пара на выходе из
рабочих лопаток первого венца, см. уравнение
(3-34),
2р,/і0 + ^ .	(5-57)
Теоретическая относительная скорость wat=
ф--
Тепловая потеря на рабочих лопатках пер¬
вого венца, см. уравнение (3-35),
Л.=(і—п4--	<5'58)
Из треугольника скоростей на выходе из
рабочих лопаток первого венца определяем сг
и аг, Рг—рі—4°-—принят по оценке.
Действительную скорость пара на выходе
из направляющих лопаток подсчитываем по
уравнению
с'. = <ра/2РЛ + с; -	(5-59)
Теоретическая скорость пара на выходе из
.	с',
направляющих лопаток равна	гДе
фн— скоростной коэффициент для направляю¬
щих лопаток определяется так же, как и для
рабочих лопаток с учетом реактивности иа них
(рнс. 4-4), т. е. на 1—2% больше, чем для ак¬
тивных лопаток.
Тепловая потеря на направляющих лопат¬
ках
= (>	(5-60)
Из треугольника скоростей на выходе из
направляющих лопаток находим и р'ь а'і—
= аг—4° — принят по оценке.
Действительную относительную скорость
пара на выходе из рабочих лопаток второго
венца получаем по уравнению
и>'2 = ф' Y 2fah„ +	.	(5-61)
Относительная теоретическая скорость па¬
ра в выходном сечеини рабочих лопаток вто¬
рого венца
.	и)',
где ф'— скоростной коэффициент рабочих
лопаток принимается по рнс. 4-4 с учетом ре¬
активности, т. е. на 1—2% больше, чем для
активных лопаток.
Тепловая потеря на втором венце рабочих
лопаток
= (1-0-^-	(5-62)
Потеря с выходной скоростью по уравне¬
нию (3-36):
Л'. = -Ѵ--	(5-62а)
К. п. д. на венце ступени определяем по
уравнению (5-49) и для контроля правильно¬
сти вычислений проверяем по формуле
• Ло — (Ло 4- h„ -р ЛБ -р h'a 4- Л',)
Т « =		 •
Разность между и х\и должна состав¬
лять не больше 1—2%.
Состояния пара определяются в горле соп¬
ла— точка Лкр, за соплами — точка А^ за ра¬
бочими лопатками первого венца — точка А'и
за направляющими лопатками — точка Ац, за
рабочими лопатками второго венца — точка
А'г> перед соплами последующей ступени —
точка Az.
Определение размеров сопл и лопаток сту¬
пени (выходные высоты):
сопловых лопаток
	 Gv,
* ~~ KdeCjSina', ’
(5-63)
рабочих лопаток первого венца
7W/bul'3 sin pj ’
(5-64)
направляющих лопаток
GiQ» .
ndec't sin а'н ’
(5-65)
1 Выходная высота в горле сопла Іт 'принимается
равной lt.	*
53

рабочих лопаток второго венца
где щ, г'ь цн и ѵ'2— удельные объемы пара
соответственно за соплами, рабочими лопатка¬
ми первого венца, направляющими лопатками
и рабочими лопатками второго венца принима¬
ются для состояний пара в точках At, A't, Ап
и А'2 и определяются пли по is-диаграмме, или
по таблицам водяного пара.
Поток пара по выходе из сопл направляет¬
ся в каналы рабочих лопаток, совершая полез¬
ную работу. Небольшая толя от общего потока
за соплами проходит через переднее концевое
уплотнение. Расход пара через каналы лопаток
равен:
6,-6—6УТ,	(5-67)
G — расход пара через сопла регулирую¬
щей ступени, кг!сек;
Gy?— утечки пара через переднее концевое
уплотнение определяются по формулам ‘§ 4-7.
Входные высоты лопаток принимаются на
2—3 мм больше выходных аысот предыдущих
лопаток:
входная высота рабочих лопаток первого
венца
Іів=Іі4- (2-5-3) мм;
входная высота направляющих лопаток
Інв=іі4- (2-5*3) мм;
входная высота рабочих лопаток второго
веица
/,,в=Ій+(2-і-З) мм.
Потеря на трение и вентиляцию определя¬
ется по формулам (4-4) и (4-5).
Относительный внутренний к. п. д. ступени
— (Лс 4* h„ 4- Лн -f- h'n -|- Л, -{- Лт. ,)	ht
ч“	к,	- Т7 •
(5-68)
Внутренняя мощность ступени подсчитыва¬
ется по уравнению (5-48):
Л', = Gthi = Gj/ioTjoi.
Для активной двухвенечной ступени или
одноступенчатой двухвенечной турбины при
2Ер=О порядок теплового расчета упрощается.
В этом случае тепловой перепад ho полностью
срабатывается в сбплах, а давление за сту¬
пенью или турбиной будет равно р2.
5-10. РАСЧЕТ ДВУХВЕНЕЧНОЙ РЕГУЛИРУЮЩЕЙ
СТУПЕНИ
Задание. Определить основные размеры двухве¬
нечной ступени, ее к. п. д. н внутреннюю мощность по
следующим данным давление и температура лара
перед турбиной ро=9О бар, /о=53рсС; расход пара че-
Рис. 5-16. Тепловой процесс в /s-диаграмме для регули¬
рующей двухвенечной ступени.
рез турбину £>о=17б т/ч и число ее оборотов л=
= 3 0(Х) обімин.
Определяем потерю давления в клапанах =
=0,05-90=4,5 бар и давление пара перед соплами р'о=
=90—4,5 =85,5 бар, где потеря в клапанах принята по
оценке 5% от ро.
По is-диаграмме находим состояние пара перед тур¬
биной До и соплами Л'о (рис. 5-16) іо=3 472 кджікг.
Принимаем d=0,9 м. По прикидочным расчетам на¬
ходим (ц/со)в=0,24.
Окружная скорость на среднем диаметре
п-0,9-3 000
60
= 141,3 м сек.
Адиабатическая скорость пара
и 141,3
с° “		6^4" = 589 м сек-
Тепловой перепад ступени
*"<3 ЗОУ
Ло = ~z'~—2—~ 1'3,3 кдж/кг.
Энтальпия пара за ступенью по адиабате А'оАц
ігі=іо—Ло=3 472—473,3=3 298,7 кджікг и давление
=50 бар.
Реактивность на лопатках принимаем pt = 2%, рн=*
=5% и рв=3%.
Тепловые перепады:
в соплах /гоі=-[1—(0,02 +0,05 +0,03)]-173,3=
= 156 кджікг;
на рабочих лопатках первого венца /^=0.02 X
X 173,3=3,5 кджікг;
54

на направляющих лопатках	ЛОн=0,05 • 173.3 =•
=8,6 кджікг;
на рабочйх лопатках второго венца Л'о2=
=0,03 • 173,3=5,2 кджікг.
Нанесем тепловые перепады на is-диаграмму
<рнс. 5-16) н найдем давления:
за соплами р!=52,8 бар;
за рабочими лопатками первого венца /Л =52,1 бар;
за направляющими лопатками рц=50,8 бар.
р, 50,0
Отношение давлений	85~5 = 0,588> ѵжР.
Отсюда следует, что скорость пара на выходе нз
сопл ниже критической.
Скорость пара на выходе нз сопл
с, = f /28^ = 0^955 /2-155,97-10* = 533 м сек.
Из треугольника скоростей (рнс. 5-17) находим:
w і=398 м/сек, ₽і=2І°50', аі = 16°—принят по
оценке.
Относительная скорость пара иа выходе из рабо¬
чих лопаток первого венца
и, = 0,88 /2-3,5-ІО1+ 398* = 358 м'сек,
где і|:=0,88— принят;
р2=21°50‘'—3°50,= 18<’.
ІІз треугольника скоростей получаем:
с2=227,5 місек, <^=28*20'.
/ 398’	\
= (1 — 0,88») I g-10т + 3.5) = 18,7 кдж/кг;
на направляющих лопатках
Л. =	+*..)-
(227,5»	\
2.|0> ■ + 8,6) =7 кдж/кг;
на рабочих лопатках второго венца
Л'. = (!-*'*) ^-+8’.)=
/ 124»	\
= (І — 0,91») Г 2 10>- + 5.2J =2,2 кдж/кг;
с выходной скоростью
42	100»
й. — ~2~^ ‘2.ю» = 5 кдж/кг.
К п. д. на венце лопаток по потерям
Йо — (Йо + йя + Йя + Л’а -J- Л»)

ъ=	h,	—
173,3 — (13,7+ 18.7 + 7 + 2.2 + 5)	„ ,О1
		І7+3	=
Скорость пара на выходе из на¬
правляющих лопаток
с', ■= 0.89 /2-8.6-10»+ 227.5» =
= 234 місек,
где фя=*0,89— принято;
ц', = 23°50'—2о50'=26°.
Из треугольника скоростей имеем:
ю']=*124 місек и Рі=й5®40'.
Относительная скорость пара на
выходе из рабочих лопаток второго
венца
и/. = 0,91 /2-5,2-10* + 124* =
== 147 м'сек.
где ф'=0.91 — принято;
3'2=55°40'— 15°30'=40°10/
Из треугольника скоростей находим:
сга=100 м/сек и ц'2=106°40'.
Тепловые потери:
в соплах Лс = (1—ф»)йоі =
= (1—0.9552) X156= 13,7 кдж/кг;
на рабочих лопатках первого венца
7 wj 1
йя — (!—+’) 2* 10»	)
Сііт512
Рис. 5-17. Треугольники скоростей двухвенечпой регулирующей ступени.
55

и по данным треугольников скоростей
, 	+ сги 4- щ+сг«и) .
"ч*	<,2
2-141.3 (512 -I- 200 + 210,5 — 29)
= ■	—'	‘		 = 0,728.
589*
Разность между tju и ц'и составляет 0,3%, что *
хорошо согласуется с требованиями х расчету.
Определение состояний пара за соплами и лопат¬
ками.
В выходном сечении сопл:
энтальпии	іі=іо—Лоі+Лс=3 472—156+13,7=
=3329,7 кдж/кг;
удельный объем vt =0.061 м3!кг (точка Л, на
рис. 5-16).
В выходном сечении рабочих лопаток первого вен¬
ца (точка А'і):
энтальпия і'і= it — Лог + hB = 3329.7—3,5 + 18.7 =
■=3344,9 кджікг;
удельный объем =0,062 м*Ікг.
В выходном сечении направляющих лопаток (точка
Ли) энтальпия іи = і'і—hCB + Лв = 3344,9—8,7 + 7 =
=3343,2 кдж(кг и удельный объем пн=0,063 м*Ікг.
В выходном сечении рабочих лопаток второго венца
(точка Л'2);
энтальпия	і'з = ів—Л'в+й*л = 3343,2—5,2 + 2,2 =
=3340,2 кдж/кг\
удельный объем о'2=0,064 м3/кг.
За рабочими лопатками с учетом потерь с выход¬
ной скоростью (точка Д"2)
энтальпия f"s =/2+Л в=3340,2 +5=3345,2 кджікг;
удельный объем ѵ"2= 0,065 мяІкг.
Секундный расход пара через сопла составляет:
„ D° 176 000	„„
G« — 3 600	3 600 - 48,9
Основной поток пара по выходе из сопл, за ис¬
ключением протечек через переднее коицевое уплотне¬
ние, проходит через каналы рабочих лопаток, совершая
работу.*
Подсчитаем утечкн через переднее концевое уплот¬
нен не. Давление перед уплотнением равно давлению
за соплами 52,8 бар.
Из уплотнений со стороны высокого давления обыч¬
но осуществляются отсосы в отборы для подогрева пи¬
тательной воды Примем, что отсос пара из уплотнений
осуществляется в отбор с давлением 5 бар.
Число лабиринтов уплотнения до первого отсоса
принимаем Zj = 100. Тогда по уравнению (4-22) крити¬
ческое давление за последним лабиринтом составит:
0,85-52,8
Л’ ~ У 100+ 1,375 — 4,4 Вар'
Следовательно, утечки пара через уплотнение сле¬
дует подсчитать по уравнению (4-16):
іГ 52,8« — 5»
С„= 316,2-0,74-0,000418]/ й^обПОО
==&0,3 кгіеек,
где р=0,74—принят по графику (рис. 4-6) в соответ¬
ствии с отношением -д- и fs =ndy6=л • 0,38 -0,0035 =
=0,000418 mz.
Расход пара через лопатки:	Gj=48,9—0,3 =
—48,6 кг/сек.
Рис. 5-18. Чертеж проточной части регулирующей сту¬
пени.
Подсчитываем выходные высоты:
сопл
-10* _
•ndeCjSlnaj
48.9-0.0564-10*>
n.0.5.0,44.533sln 16- = 15-1
где е=0,44 — принято по оценке в соответствии с до¬
пустимой высотой сопла;
рабочих лопаток первого венца
,	48,6-0,0579.10»
Z, n-0.ъ.0,44-358sinl8“ = 20'4
направляющих лопаток
48,6-0,0593.10»
/ж~ п-0,9• 0,44-234 sin 26° ^22*6
рабочих лопаток второго венца
48,6.0,0505-10»
*'• = 0,9.0,44-147slo40"І0' =24-9
Чертеж проточной части регулирующей ступени
приведен на рис. 5-18, где указаны высоты и перекрыти
лопаток.
Потерю на треиие и вентиляцию определяем по
формуле (4-4);
/Ѵт.в = (1,07.0,9 + 0,61.2(1 -0.44) 0,9-2,25*.»] X
141.3*
X 0,0625-10» — 143 квт'
где Х=1 —принято для высокоперегретого пара;
средний удельный объем пара с учетом перепада
давления на диск от реактивности
0,061+0,064
= 0,0525
4і*/кг;
2
z=2 —два венца рабочих лопаток.
Потеря на треняе и вентиляцию в тепловых еди¬
ницах, см. уравнение '(4-5)
143
Лг_, = 48~5 — 3 кдж/кг..
56

Величина и расчетная формула
Размерность
• Номера расчетов
1
2
а
и/с.
—
0,20
0,24
0,28
м/сек
117,8
141,3
164,9
60ц
d = n-3000
мм
750
900
1 050
tt’l
м'сск
420
398
374
f.
град
20*30*
21*50*
22*40'
град
18е
18°
19*
ф
—
0,88
0,88
0,88
И’, = 44,72ф1/ + + Л’«
м/сек
376.5
358
337
Cj
м'сек
268,5
227,5
188,3
«t
град
26°
28°20*
34’50'
а', = at ■—Д
град
24°
26°
31*
—
0,89
0,89
0,89
с', = 44,72ф,|/ + + *».«
м/сек
266
234
204,5
w\
м/сек
170
124
104
г.
град
41*20*
55*40'
84*20*
₽. = Г, —А
град
30*
40*10*
68°
ф'
—
0,91
0,91
0,91
w*i = 44,72ф* 1/ — + Л"е2
м/сек
180,5
147
132.S
с*я
м/сек
98
100
168
град
67
106’40*
133*20'
Сііх
м/сек
512
-	512
512
м/сек
238,5
200
154,5
c'tu
міеек
242,7
210,5
175
c'su
м/сек
38,3
—29
—115
Е (C1U — f2u)
м/сек
1031,5
893
726
2оЕ(с,„ — г!в)
м/сек
244 000
252500
^239 500
■Чи
—
0,704
0,728
0,691
N... = |1,07<Р + 0,61-2(1 -.) Z-.‘J ~ р
кеш
66,5
143
215
2000/V-. _
—
0,0079
0,0170
0,0256
—
0,696
0,711
0,665
Относительный внутренний к. п. д. ступени
Л, —
_ 173,3 —(13,7+ 18,7 + 7+2,2 + 5+3)	123,7
~|73,3:
173,3
= 0,715,
где ht= 123,7 кдж/кг.
Состояние пара за ступенью с учетом всех потерь,
включая потерю hi ■ (точка Л2, рис. 5-16):
теплосо дер ж ание	=i"z+Лт. в =3345,2+3=
=3348,2 кдж/кг-.
температура 4=456 °C.
Внутреннюю мощность ступени подсчитываем по
уравнению (5-48):
Д/, = 48,6 • 123,4=6 020 кет.
Результаты расчета регулирующей ступени при
и/са =0,24 .приведены в таблице.

Чтобы выяснить характер изменения т]и и т]о і от
и/са вблизи («/со)и. в соответствии с рассмотренной
методикой выполнены дополнительные расчеты ступени
для двух значений u/cn=U^0 и ы/сп=0,28. Результаты
этих расчетов двны в табл. 5-3. треугольники скоростей
показаны на рис. 5-47, а график зависимости ри и »]оі
от и/са приведен на рнс. 5-49. При выполнении указан¬
ных расчетов сохранены неизменными:
Пе= 173,3 кджікг. скорости со=589 и С|=533 місек.
в также реактивность на лопатках Рі=2%, рв=5% и
р2=3%.
Поскольку ho принято постоянным, то для (а/са.) =
=0,20 и (lifCa) =0,28 определены окружные сков ости и
по ним — средние диаметры:
Ui=Oj20 589=417,6 місек, u3=0,28 • 5Ѳ9=і164.9 м/сек.
60-117,Я	GO-164,9
dl = f-зоои -=760 mmk d,— „.3000 = 1050 MM-
Из трафика (рнс. 5-19) следует, что (u/co)H=0,24
является оптимальным по цо «.
В турбинах средней н особенно большой мощности
пар к соплам ступени, идущей вслед за регулирующей,
подводится по всей окружности (e=il). Поэтому между
регулирующей ступенью (е<4) н следующей за ней
предусматривается камера, в хоторой происходит вырав¬
нивание давления по всей окружности. Следовательно,
энергия выходной скорости регулирующей ступени пол¬
ностью теряется и не используется в следующей ступе¬
ни. Таким образом, состояние пара перед соплами вто¬
рой ступени определяется точкой Ла.
5-11. РАСЧЕТ И ПРОФИЛИРОВАНИЕ ДЛИННЫХ
ЛОПАТОК
Методика теплового расчета турбинных
ступеней и примеры, выполненные выше, ба¬
зировались иа средних диаметрах d без учета
изменения окружных скоростей по высоте ра¬
бочих лопаток. В этих расчетах при постоян¬
ных углах по высоте сопл сц и постоянных ско¬
ростях потока сч относительная скорость Wi и
ее направление pt также получаются постоян¬
ными по высоте лопаток, а именно такими, ка¬
кими они были определены из треугольников
скоростей, построенных для среднего диаме¬
тра.
В действительности из-за возрастания
окружной скорости от корня к вершине рабо¬
чих лопаток изменяются как относительная
скорость потока так и угол его входа на
рабочие лопатки Таким образом, профили¬
рование рабочих лопаток турбинной ступени
с постоянным углом Зі по нх высоте обеспечи¬
вает безударный вход потока на лопатки толь¬
ко на среднем диаметре. От среднего диаметра
к корню лопаток и к нх вершинам углы набе¬
гания йотока на лопатки будут отличаться от
расчетного значения Зі-
На рис. 5-20 показаны схема турбинной
ступени и треугольники скоростей для трех
сечений по высоте рабочих лопаток: у корня
иа среднем диаметре н у вершины. Из рассмо¬
трения треугольников скоростей следует, что
у корня рабочих лопаток угол потока Рік<рі,
у вершин ріп>рі. С увеличением высот лопа¬
ток І2 и уменьшением отношения разность
между углами рі—Зк и рв—рі возрастает. Для
сравнительно небольших высот рабочих лопа¬
ток н больших относительных величин d[l£&
12, спроектированных с постоянным по
высоте профилем, углы атаки потока на рабо¬
чие лопатки относительно невелики. При этих
условиях тепловые потери на лопатках от
ударного входа потока н ухудшения обтекания
их профилей повышаются незначительно. Ко¬
эффициент полезного действия ступени (по
сравнению с его расчетным значением на сред¬
нем диаметре) снижается мало.
Применение постоянных профилей по вы¬
соте для длинных лопаток приводит к значи¬
тельному увеличению тепловых потерь и соот¬
ветствующему снижению к. п. д. ступени.
При больших объемных расходах рабочего
тела получаются большие высоты рабочих ло¬
паток и малые отношения dfU, что характерно
для лопаток последних ступеней конденсаци¬
онных паровых турбин. Таким образом, если
длинная лопатка спроектирована без учета
Рис. 5-20. Схема турбнииой ступени и треугольники ско¬
ростей для трех сечепим по высоте лопаток.
58

изменения окружной скорости по ее высоте,
т. е. спроектирована с постоянным по высоте
профилем, то действительный к. п. д. такой
ступени окажется значительно ниже его рас¬
четного значения на среднем диаметре.
При отношениях d//a^10—12 турбострои¬
тельные заводы в целях обеспечения высоких
значений к. п. д. турбин применяют закручен¬
ные (винтовые) рабочие лопатки с переменны¬
ми по их высоте углами 0(.
Оптимальные углы (ріопт) для каждого се¬
чения рабочих лопаток по их высоте опреде¬
ляются из построения треугольников скоростей.
Для отношений *///г^5І2-ь 14, так прави¬
ло, применяются профили с постоянными угла¬
ми 01 и постоянным илн переменным сечением
по высоте лопаток.
Закрученные профили выполняются обыч¬
но с уменьшающимся сечением по высоте ло¬
паток, что позволяет значительно разгрузить
их корневые сечения от высоких напряжений,
возникающих от центробежных сил.
В инженерной практике расчета закрутки
лопаток применяются различные законы и ме¬
тоды.
Расчет закрутки лопаток методом постоян¬
ной циркуляции является наиболее распро¬
страненным. Впервые этот метод был применен
академиком Н. Г. Жуковским для профилиро¬
вания воздушных винтов и лопаток вентилято¬
ров. Впоследствии применительно к расчету
закрутки длинных лопаток паровых турбин
метод был разработан профессором В. В. Ува¬
ровым.
В основу метода постоянной циркуляции
положены следующие соотношения. Для сопло¬
вой решетки
ciur~ const;	(5-69)
для рабочей решетки
const,	(5-69 а)
где сіш c2u—проекции абсолютных скоростей
Сі и С2 на окружное направление;
г—радиусы сопловой и рабочей ре¬
шеток со стороны выхода пара,
изменяющиеся по нх высоте от
корневого сечения до вершины.
Закон постоянства циркуляции, кроме ос¬
новного условия Сі«г=const, требует соблюде¬
ния дополнительных условий. Для сопловой
решетки по высоте лопатки должно быть вы¬
полнено:
с1а=const,	(5-70)
а для рабочей
с2а=const,	(5-70а)
где eta. Cza — проекции абсолютных скоростей
Сі и cz на осевое направление.
Это условие означает, что поля осевых со¬
ставляющих скоростей в осевых зазорах дол¬
жны быть равномерными.
Выполнение условий (5-70, 5-70а) означа¬
ет, что в зазорах между решетками, кроме
того, отсутствуют перемещения частиц пара по
высоте лопаток, т. е. радиальные составляю-’
щие скорости в осевых зазорах равны пулю,
Cr=wr=0. Следует, однако, отметить, что
в межлопаточных каивлах сопловой н рабочей
решеток радиальные смещения потока воз¬
можны.
Расчеты закрутки лопаток выполняются без
учета тепловых потерь. Их целесообразно про¬
изводить после выполнения теплового расчета
ступени по среднему диаметру. Из этого расче¬
та обычно известны основные параметры и
определены дополнительные следующие вели¬
чины:
ро, pi н рг — давления пара соответственно
перед соплами, за соплами и за рабочими ло¬
патками, причем ро и pz—постоянны для лю¬
бого сечення лопатки, а рг—относится только
к среднему диаметру ступени;
ho, hoi и hD2— располагаемые теплоперепа¬
ды соответственно для ступени, сопловой ре¬
шетки и рабочих лопаток, причем hoi и hoz оп-
пределеиы только для сечения лопаток по
среднему диаметру;
Ci, Wb w2 и Сг—абсолютные и относитель¬
ные скорости пара на среднем диаметре;
₽ь Рг и аг — углы направления потока при
входе на рабочую решетку и на выходе из нее
только на среднем диаметре;
Іі и lz—высота сопловой и рабочей ре¬
шетки;
г и и — радиус и окружная скорость на
среднем диаметре;
Cia, Cza — проекции абсолютных скоростей Сі
и Сг на осевое направление, постоянные по вы¬
соте лопаток.
Значение c2wr следует принимать равным
нулю; так как г=#0, то с2и=0, что соответству¬
ет значению угла С2=90°.
Данные теплового расчета ступени по сред¬
нему диаметру и соотношения (5-69) и (5-70)
позволяют произвести расчет закрутки лопа¬
ток для любого промежуточного диаметра di,
где dy^di^db, a и d*—диаметры соответ¬
ственно в корневом сечении лопаток и по их
вершинам со стороны выхода пара. На основа¬
нии условия (5-69) можно написать:
СіиГ^Сіиі^,	(5-71)
откуда
с.ѵі-(5-7 Іа)
59

Рис. 5-21. Тре¬
угольники скоро¬
стей сопловой ре¬
шетки,
а —• для определе¬
ния cti я te°iv
для определения w,.
11 ₽••
С другой стороны, для любого диаметра di
(рнс. 5-21)
Cla~~Clal^Cli СІиі ■
и, следовательно,
(5-72)
Угол ан определяется по своему тангенсу
(рис. 5-21):
tg«.« =
cltlt
(5-73)
Окружная скорость на диаметре di
По данным сц, du и иі находим
Wit нли нз построения треугольника скоростей
(рис. 5-21,6), или аналитически.
При расчете закрутки лопаток следует
иметь в виду, что скорости сц могут быть мень¬
ше, равны и больше критических в пределах
одной и той же ступени-
Знаиле абсолютных скоростей Аі по высо¬
те сопловой решетки позволяет определить
значения теплового перепада по ее высоте.
Для любого диаметра di сопловой решетки
имеем:
с?.
=	(5-75)
Тепловой перепад на рабочих лопатках для
любого сечения
ha	—ho и.
Изменение реакции по высоте
*=^г-
(5-76)
(5-77)
Расчеты показывают, что реакция по высо¬
те лопаток изменяется от некоторого миниму¬
ма у корня до максимума у вершины лопаток.
Ниже приводится пример расчета закрут¬
ки лопаток ступени без учета тепловых потерь.
60
Дано:	бар, foe2IOeC—давление и темпера¬
тура пара перед сопловой решеткой;
Go=80 кг]сек—расход пара через ступень;
л=3 000 об{мин — число оборотов турбины.
Расчет по среднему диаметру
d=1 600 мм—-диаметр средней окружности для
сопловой решетки и рабочих лопаток (принимаем);
н=50лгі=50л-1.6=251,5 м]сек—скорость на сред¬
нем диаметре;
р=30%— реакция на среднем диаметре ступени,
принята иа основании .предварительного расчета таким
образом, чтобы у корневого сечения лопаток имелась
небольшая положительная реактивность.
Принимаем по опенке:
■аі=І4° — угол наклона сопловой решетки;
«/Сад=0.54—отношение окружной скорости к адиа¬
батической.
Находим и определяем:
адиабатическую скорость пара
а 251,5

'•» -= Ды = 466 я!сек
располагаемый теплоперепад ступени
466я
Ао ■= ’дГіо»" — 108,4 кдж/кгх
теплоперепад сопловой решетки на среднем диа¬
метре
ftoi= (1—0,3) 108,4=76 кдж{кг-,
теплоперепад рабочих лопаток на среднем диаметре
Лог =■108,4—76 = 32,4 кджікг-,
энтальпию пара перед сопловой решеткой
іо=2 890 кджікг-,
энтальпию за сопловой решеткой по изоэнтропе
Іі=2 890—76=2814 кдж/ке;
давление за сопловой решеткой
рі = 1,4 бар-,
удельный объем пара за сопловой решеткой по
изоэнтропе
ов = 1,44 м*}кг-
скорость пара на выходе яз сопловой решетки без
учета тепловых потерь
Сц-= с, «= V2-76- (О’ = 389,5 м[сек,
Civ—Ci cos аі=389,5 cos 14°=377,5 м}сек-.
высоту сопловой решетки
Get>lt-IOa_ 80-1,44-10s
“ndCjSina, 1,6-389,5 sin 14° — 244 ** '
Из треугольника скоростей '(рис. 5-22) находим:
t4Ji = 157 м}сек, рі=36°30' и с1с=94,5 міеек-,
относительную теоретическую скорость пара иа выходе
из рабочих лопаток без учета тепловых потерь
V 2.32,4.10’ + 157> = 299 міеек.
1 Высоту сопловой и рабочей решеток для расчета
закрутки лопаток можно принимать из основного теп¬
лового расчета ступени, предварительно выполненного
по среднему диаметру с учетом всех тепловых потерь
в ступени.

и
Рис. 5-22. Треугольники скоростей для определения за¬
крутки лопаток.
Из точки о (рнс. 5-22) радиусом /?=Аіиа (А —мас¬
штаб построения треугольника скоростей) описываем
Дугу.
Переместив вектор окружной скорости и вниз парал¬
лельно осн ох, найдем точку а и, соединив ее с точ¬
кой о, определим направление парового потока на вы¬
ходе из каналов рабочих лопаток, т. е. р2=32с50' и
С2а = 164 місек.
Расчет по корневому сечению
Диаметр корневого сечення
dK=d—*1=1 600—244=1356 мм и соответственно
гк=678 мм н ик=50-2лГк — 100 л-0,678=213 м/сек.
Окружную проекцию скорости для корневого сечения
находим по формуле (5-71 а):
377,5-0,80	„ ,
сІОК = о 678— = 446 мІсек-
Абсолютную скорость пара в корневом сечении опре¬
деляем по уравнению (5-72):
с „ = Ѵ446" + 94,52 — 461 місек.
Угол наклона сопловой решетки из уравнения
(5-73)
94,5
tg °іж = 746 = °-2115; “* = 11 °57'-
Из треугольника скоростей >(рис. 5-22) получаем;
14j1f=256 м/сек-, ₽ц<=21в54'.
Теплоперепад на сопловой решетке
461’
Л0ІЖ = 2>|0, = Ю6 кдж/кг.
Теплоперепад на рабочей решетке
Но2к=ho—hoi к = 108,4— 106=2,4 кджікг.
Степень реакции на рабочих лопатках в корневом
сечении
Ь — 108,4 —
Относительная скорость пара на выходе из рабо¬
чей решетки
ш,,= 44,72 V 32.8 + 2,40 = 265.5 місек.
Из вершины треугольника (точка о. рис. 5-22) про¬
ведем дугу радиусом /?ІК вектора скорости 14J2k в мас¬
штабе длин. Точка пересечения дуги /?lt< с линией ааг
дает точку ак, расстояние от которой до точки а2,
в масштабе построения треугольника скоростей, равно
окружной скорости и*.
Угол между прямыми ох н оак является искомым
углом 02к, численное значение которого ₽2к=38°.
Расчет по вершинам лопаток
Диаметр вершин сопловой решетки
dn=I 600 + 244=1 844 мм и соответственно г,=
=922 мм и ив= ЮОл - 0,922=289,5 м/сек.
Находим;
377,5-0,8 п
сіИв = q 922 — 327,3 м/сек\
с1и /327,3а + 94.5“ = 340.7 м'сек;
94 5
tg а,в = а27~з' — 0,285, откуда а1и = І5“54'.
Теплоперепад в сопловой решетке
340,7’ гп ч
fteie = 2-10» ' ~ 59 кдж Кг‘
Из треугольника скоростей (рис. 5-22) получаем:
Uhй= 101,5 місек и ₽ів = 68°.
Теплоперепад на рабочих лопатках
йо2в = 108,4—59=49,4 кдж/кг.
Реакция на вершине рабочих лопаток
49,40 JBR,
Ь=Ю8Л =45’5о/"-
Скорость	•
ш!в = /2-49,4-10’+ 101,5“ — 330 м/сек.
Из построения треугольника скоростей (рис. 5-22)
находим р2в=29°10', а расстояние между точками хоро¬
шо согласуется с окружной скоростью ив = 289,5 м/сек.
Аналогичным способом выполнен расчет закрутки
для двух промежуточных радиусов r'DP=740 мм и
г"пр=860 мм.
Результаты расчета закрутки лопаток при¬
ведены в таблице.
Диа¬
метры
Углы наклона лопаток
Теллопегелады
на лопатках
Реакция
на
рабочих
лопат¬
ках
СОПЛО¬
ВЫХ
рабочих
СОПЛО¬
ВЫХ
рабо¬
чих
на
входе
на
выходе
віі’
₽2І»
Й01і’
Рг %
мм
град
град
град
кджікг
кдж.кг
I 356
11° 57»
21° 54'
38°
106,0
2.4
2.21
I 480
13° 04'
28° 30'
35° 20'
87,5
20,9
19,26
1 600
14°
36° 30'
32° 50'
76,0
32,4
30,00
1 720
15° 03»
49е 20'
31° 20'
66,1
42,3
39,00
I 844
15° 54»
68°
29* 10'
59,0
49,4
45,50
Из таблицы следует, что реакция иа рабо¬
чих лопатках интенсивно возрастает от корне¬
вого сечения к вершине. Изменяются также
и углы аь рі и рг по высоте лопаток, что ус¬
ложняет технологию их изготовления и затруд-
61

няет решение вопросов обеспечения надежно¬
сти работы. Однако эти расчеты позволяют
конструктору правильно спроектировать лопа¬
точный аппарат ступени и получить экономи¬
чески приемлемые формы проточной части.
К настоящему времени в результате боль¬
шой экспериментальной работы получен боль¬
шой парк высокоэкономичных профилей, и
знание конструктивных углов по высоте лопа¬
ток позволяет правильно подобрать профили
отдельных сечений и спроектировать лопаточ¬
ный аппарат ступени таким образом, чтобы он
отвечал как требованиям технологичности, так
и требованиям экономичности и надежности.
Глава шестая
МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
4-1. ТУРБИНЫ СО СТУПЕНЯМИ ДАВЛЕНИЯ
Многоступенчатые паровые турбины актив¬
ного типа нашли широкое применение в энер¬
гетике, где оии используются для привода
электрических генераторов переменного тока.
Многоступенчатые турбины в отличие от одно¬
ступенчатых могут быть построены на большие
единичные мощности и высокие параметры
пара.
Число ступеней в многоступенчатых тур¬
бинах колеблется в больших пределах: от 3—-5
до 30 и более и зависит от параметров свежего
и отработавшего пара, его расхода через турби¬
ну, от типа регулирующей ступени, требований
к экономичности и т. п.
Тепловой процесс в is-д иаграмме
На рис. 6-1 показан тепловой процесс много¬
ступенчатой паровой турбины в is-диаграмме
водяного пара. Состояние свежего пара с па¬
раметрами ро и іо в is-диаграмме определяется
точкой Zo- Располагаемый перепад тепла при
давлении за турбиной р% равен Но- Распола¬
гаемый перепад тепла проточной части турби¬
ны составляет Н'о.
Численное значение Н'о для паровой турби¬
ны равно:
Н'о—Но—(ДНк4-іДНв.п.),	(6-1)
где ДНК—тепловая потеря в системе парорас¬
пределения (автоматический сто¬
порный и регулирующие клапаны);
ДНв.п—тепловая потеря в выпускном
патрубке.
Состояние пара перед соплами первой сту¬
пени турбины определяется точкой А'о-
Точки fli, as и т. ц. показывают состоя¬
ние пара перед 2-й, 3-й, 4-й и т. д. ступенями
турбины.
В паровой турбине с сопловым парораспре¬
делением энергия выходной скорости регули¬
рующей ступени (е<1) ие используется в соп¬
лах 2-й ступени (е=1).
Располагаемые тепловые перепады ступеней
турбины: А'о, h"c, h"'o и т. д.
Полезно использованный тепловой перепад
на ступенях турбины
th=k—4 ~2 =
+ *"'» +..- + А'.	(6-2)
Рис. 6-1. Тепловой процесс многоступенчатой паровой
активной турбины в is-днаграмме.
а — турбкяы. б — ступени,	1
62

Состояние пара за рабочими лопатками по¬
следней ступени определяется точкой А'2,
а за выпускным патрубком А2.
Относительный внутренний к. п. д. турбины
(6-3)
Коэффициент возврата тепла. Ес¬
ли посмотреть на is-диаграмму, то можно за¬
метить, что изобары расположены и а ней не
эквидистантно*—они расходятся в направле¬
нии увеличения энтропии. Кроме того, с ро¬
стом энтропии увеличивается их-угол наклона.
Этн обстоятельства приводят к тому, что изо¬
энтропический перепад тепла между одними
и теми же изобарами зависит от энтропии —
с ростом энтропии он несколько увеличива¬
ется, т. е. говоря иначе, в правой части диаг¬
раммы он будет больше, чем в левой.
Процесс расширения пара в турбине проис¬
ходит с потерями, т. е. сопровождается возра¬
станием энтропии (рис. 6-1). Поэтому распо¬
лагаемые перепады тепла ступеней, исчислен¬
ные по основной изоэнтропе, будут меньше
•	ь11 і.П .іп «,ш
действительных, т. е. п01 <. «0 . «Оі <.
и т. д. Но отсюда следует, что располагаемый
перепад тепла турбины по основной изоэнтро¬
пе будет меньше суммы действительных рас¬
полагаемых перепадов тепла z ее ступеней, т. е.
=л; + ЛІІ + С + ... + Л’, < hl +
+ Л" + ЛУ'+- + Ло.
или
Я'о <І*о.	(6-4)
1
Неравенство (6-4) отражает тот термоди¬
намический факт, что часть тепловых потерь
предыдущих ступеней, повышая температуру
пара, возвращается в тепловой процесс и ис¬
пользуется в последующих ступенях.
Связь между Н'о и h0 представляют.
і
обычно в таком виде:
£й0 = (1 +а)Яг	(6-5)
1
где а<1 называется коэффициентом возврата
тепла.
Из уравнения (6-5) имеем:
s*.
* +а= Н1,
и
“ =	77Г	=	(6-6)
п о	п 0
где hv — суммарное количество добавочного
тепла в результате частичного использования
потерь.
Из предыдущих рассуждений, однако, бы¬
ло бы неправильно сделать вывод, что тепло¬
вые потери в турбине являются положитель¬
ным фактором, так как возвращается для
полезного использования в турбине лишь их
небольшая часть. В то же время увеличение
тепловых потерь в ступенях турбины ведет
к существенному снижению к. п. д. В действи¬
тельности же положительным фактором слу¬
жит увеличение числа ступеней в турбине, что
и обусловливает явление возврата тепла. Ко¬
эффициент возврата тепла возрастает с увели¬
чением числа ступеней турбины и ухудшением
ее к. п. д.
При расчете турбин обычно принимают
а=0,02-0,06.
Для многоступенчатой турбины имеем:
Ні=h\ + h" + h™ 4-... + Л;
или
Д о’Чо/ ’Ч оі ~Н 1 о*
Полагая к. п. д. 'отдельных ступеней ^оди¬
наковыми и обозначая их через ц”, получаем:
1
откуда найдем:
Чо»=(14-л) ѵ
Из последнего уравнения следует, что
к. п. д. проточной части многоступенчатой тур¬
бины в целом выше среднего значения к. п. д.
составляющих ее ступеней.
Характеристический коэф фици-
е и т. В § 5-3 и 5-4 было показано, что к. п. д.
турбинной ступени характеризуется отношени¬
ем u/Cq. Это справедливо и для многоступенча¬
той турбины.
Перепад тепла в соплах одной ступени
можно выразить уравнением
Л, = 4- = -^г.	(6-7)
где х=и)са. или
x'h„ = ^-.	(6-8)
63

Для многоступенчатой активной турбины,
суммируя левые и правые части равенства
(6-8), получаем:
(6-9)
Если предположить, что отношение х оди¬
наково для всех ступеней турбины, то его мож¬
но вынести за знак суммы. Тогда уравнение
(6-9) примет вид:
~~ Ыо ” (I
(6-10)
или окончательно
Y=2xa
Su2 	 Sa2
(l+«)WV “	’
(6-11)
Коэффициент У был предложен Парсонсом
и называется характеристическим коэффици¬
ентом. Этот коэффициент (подобно отношению
x—ulca для ступени) характеризует экономич¬
ность турбины в целом.
Связь между характеристическим коэффи¬
циентом и относительным эффективным к. п. д.
представлена иа рис. 6-2. Из графика видно,
что т)ое возрастает с увеличением У. Значитель¬
ное приращение к. п. д. происходит при увели¬
чении У до 500. При У>500 возрастает
медленно. Максимум к. п. д. турбины имеет
место при У=700.
При заданном располагаемом перепаде
тепла иа турбину характеристический коэффи¬
циент У возрастает с увеличением Su2. Рост
Su2 происходит при увеличении числа ступеней
турбины, диаметров дисков илн числа обо¬
ротов.
6-2. ТУРБИНЫ С ОТБОРОМ ПАРА
ДЛЯ РЕГЕНЕРАЦИИ
При повышении экономичности турбиииых
установок применяют регенеративный подо¬
грев питательной воды. Подогрев питательной
воды осуществляется в регенеративных подо¬
гревателях за счет частичных отборов пара из
промежуточных ступеней турбины. Организа¬
ция отборов пара иа регенерацию оказывает
влияние иа конструкцию паровой турбины и
размеры ее проточной части.
В современных паровых турбинах высокого
давления предусматривается от 5 до 7 отборов
пара на регенерацию. В турбинах сверхвысо¬
кого я сверхкритического давлений число та¬
ких отборов достигает 8—9. В турбинах сред¬
него давления число отборов составляет 2—4.
Рассмотрим іприиципнальиую схему турбин¬
ной установки с тремя отборами пара
(рис. 6-3).
Пар в количестве D1 , Du и D111 соответ-
г	СТ ОТ	ОТ
ственно из первого, второго и третьего отбо¬
ров отводится в подогреватели №1,2 и 3.
Вследствие этого расход пара по ступеням
турбины будет различным: через ступени до
первого отбора он будет равен Do. от первого
до второго отбора Do — D1 , от второго до
третьего Do —	—Я” и после третьего от¬
бора через последние ступени DB — D1—D*1—
-Рш.
от
Так как расход пара через ступени турбин
с отбором различен, то при тепловом расчете
это надо учитывать.
Мощность турбины применительно к схеме
установки, представленной на рис. 6-3. выра¬
жается формулой
3 600
N _ [Р<лк. + (Д. - °^г)	+ (°. - °от
Рис. 6-3. Принципиальная тепловая схема паротурбин¬
ной установки с тремя отборами пара.
64

 - д")	і,- р"—
(6-12)
где Do, D\ D". Z)"1 — расходы пара, кг[ч,\
h0 , ft”, ft0 и ftj — располагаемые теплопе¬
репады по отсекам тур¬
бины. чдж]кг (рис. 6-4);
1	п іп , IV
tjm. ч , -q и — относительные внутрен¬
ние к. п. д. по отсекам
турбины.
Можно также написать:
„	О.ІЛ'^+С -«оЧЧІ+с -<■--
‘	“3600	'
-■чі^'ЧІ' + а - ■»,-«,,
(6-13)
При расчете турбины значения at, а8, ая н
давления в отборах р1^. рп, ріп берут из пред¬
варительного расчета схемы регенерации.
Значения -q”, -q”1 и у™ предварительно
оценивают, а і]м н % принимают по графикам
(рис. 4-8 и 5-3).
Рнс 6-4 Тепловой про etc паровой турбины с отборами
пара в Is-ди а грамме.
В процессе теплового расчета турбины эти
величины уточняют после окончательного рас¬
пределения теплоперепадов между ступенями
и определения тепловых потерь в 'них.
Расход свежего пара через турбину опре¬
деляют из уравнения
	з 600.Ѵ»

рЧ<+(>-■>.) *J4! + < і*4‘4" +
+(•—“•—«•—‘■ЛфЧУіѵь	(6‘14)
6-3. ПОРЯДОК РАСЧЕТА МНОГОСТУПЕНЧАТОЙ
ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ
Расчет тепловой схемы паротурбинном
установки
Для заданных параметров свежего и отра¬
ботавшего пара предполагаемый тепловой про¬
цесс турбины наносят иа is-диаграмму
(рис. 6-5). Определяют Ні—Н^оі, где т]Оі при¬
нимают по оценке или из соотношения і]оі=
=T)oefnM, где т)ое И Т]ы берут по рис. 5-2 и 4-8.
Рис 6-5 Предполагаемым тепловой процесс турбины
с пятью отборами лара на Is-тиа грамме.
-76'
65

По температуре питательной воды ta.B> ко¬
торая известна из задания на проектирование
турбины, числу отборов пара1 и температуре
конденсата находят давления пара в отборах.
В целях упрощения методики расчета можно
принимать, что питательная вода в каждом
подогревателе нагреваете^ на одно и то же
число градусов. Тогда температуру подогрева
воды в каждом подогревателе можно опреде¬
лить по уравнению
где /п.в — температура питательной воды;
— температура конденсата, которую
можно принять на 1 или 2°C ниже
температуры насыщения отработав¬
шего пара;
z—число отборов пара из турбины.
Для тепловой схемы с пятью отборами па¬
ра на регенерацию температуры питательной
воды за подогревателями низкого и высокого
давлений будут соответственно равны:
за ПНД № 1
за ПНД №2
.=fL+Af»:
за ПНД №3
за ПВД №4
С.=<"'.+д(-
за ПВД №5
С..=,"«=С+Д(-
Температуры насыщения греющего пара
в подогревателях подсчитываются по уравне¬
ниям:
в ПНД № 1
в ПНД №2
t*J= в4-б/:
в ПНД №3
/"=
в ПВД №4
С=С.+«;
в ПВД №5
С=С+“-
где 5t — температурный напор, т. е. разность
температур мёжду температурой насыщения
* Число отборов на регенерацию обычно принимает¬
ся в соответствии с требованиями к экономичности
турбоустановкн.
Рис. 6-6. Принципиальная тепловая схема паротурбин¬
ной установки К-50-90.
греющего пара в подогревателе и температу¬
рой питательной воды за подогревателем;
принимается равной 5—7 °C.
Давление пара в, отборах /Д р™и
определяют по таблицам сухого насыщен¬
ного пара по температурам насыщения в подо¬
гревателях, см. рис. 6-5 и 6-6.
Принципиальная тепловая схема установ¬
ки (рис. 6-6) позволяет составить уравнения
теплового баланса для подогревателей й опре¬
делить расходы пара из отборов турбины в до¬
лях от общего расхода Do-
Доли расхода пара из отборов находим по
уравнениям *:
из первого отбора
из второго отбора
1 Уравнении (6-15)—(6-19) приведены в оконча¬
тельном виде без вывода.
66

(здесь определена общая доля пара из отбора,
поступающего в ПВД № 4 и деаэратор);
из третьего отбора
аз - —	.-ІИ -7IIK „	’
(‘от - 'н >
из четвертого отбора
(6-17)
_ (1 - - -,) ё", -ij,	ё"1 -7<v)	.
(6-18)
из пятого отбора
pt.-, -~?J - (». + «J
a‘
(6^19)
где ijb т}2, г]з> т]4 и ?}5 —к. п. д. подогревателей,
учитывающие потери тепла в окружающую
среду.
Расход свежего пара через турбины опре¬
деляется по уравнению
	3 600Л1

(Л* + (I - «,) Л‘‘ + (I - а, - а,) /.''■ +
-|- (I — а, — Oj — а,)	(I— П|—«2—а»—°чИгГ+
~* і	. ѵі 1	• (6-20)
+ (I — а, — аг — ал — а4 —*<х5) Л(ѴІ] 7j„7)r	'	>
„ ЬІ til Г.Ш 7.IV Lv .VI
где h ,h ,ht ,h ,h uh — полезно исполь¬
зованные теп іоперепады в отсеках турбины
(рис. 6-5).
Расходы пара иэ отборов:
D —atD9— из первого отбора;
О"=а2П0 —из второго отбора;
DoT = a3D0 —из третьего отбора;
D^=aAD0 — из четвертого отбора;
Do^—a6D0 — из пятого отбора.
Расходы пара через* отсеки’турбины:

О0 — через ступениІтурбины7до~первого-от-
бора;
Ц = Оо —	~ через ступени от первого
до второго отбора;
—Do —	D‘^—через ступени от вто¬
рого до третьего отбора;
&я= Do — ^т~	чеРез ступени
от третьего до четвертого отбора;
D^ = D0~~Dl — D11 — DUI—D1V—через сту-
пени от четвертого до пятого отбора;
£>, = £>,— Dl -Du-D"'-D,v-Dv - чеэез
UT	ОТ	ОТ	ОТ	ОТ
ступени за пятым отбором.
Расчет проточной части турбины
Для распределения теплоперепадов по сту¬
пеням турбины и выполнения тепловых расче¬
тов за основу берутся исходные данные:
Ма—мощность на зажимах генератора;
п — число оборотов турбины в минуту (для
стационарных турбин средней и большой мощ¬
ности, обычно п = 3000 об!мин);
ро, Іо — давление н температура свежего
пара;
Р2~Р« — давление в конденсаторе (обычно
Рк=0,035-^-0,04 бар, реже 0,045—0,05 бар).
В современных мощных многоступенчатых
турбинах с сопловым парораспределением
в качестве регулирующей ступени применяется
одновенечная или, значительно реже, двухве¬
нечная ступень. У турбины с дроссельным па¬
рораспределением регулирующей ступени нет.
В конденсационных турбинах, работающих
с глубоким вакуумом, при больших объемных
расходах пара через последнюю ступень при¬
ходится применять предельно допустимые по
условиям прочности размеры лопаток.
Поэтому при выполнении теплового расче¬
та многоступенчатой паровой турбины прежде
всего выполняют предварительный расчет пер¬
вой (регулирующей), второй и последней сту¬
пеней. Только после соответствующего выбора
основных размеров этих ступеней переходят
к определению числа ступеней турбины я
к ее детальному тепловому расчету.
1. Предварительный расчет первой
fte гулирующей ступени
Размеры первой ступени следует подбирать
с таким расчетом, чтобы /і>10 мм и е>0,2.
В современных турбинах большой мощности
принимают /і не меньше 30—40 мм н е не
меньше 0,6.
Для оценки размеров регулирующей ступе¬
ни прежде всего следует решить, будет лн оиа
одновенечнон или двухвенечиой, и в зависимо¬
сти от этого принять оптимальное значение
х=и/са.
Далее можно, опираясь на сведения о тур¬
бинах, аналогичных рассчитываемой, или при¬
нять средний диаметр регулирующей ступени
d и определить ее располагаемый теплопере¬
пад ho по формуле
(6-21)
где
itdn
ц = -ыГ
(6-22)
— средняя окружная скорость»
или задать
значение располагаемого теплоперслада Л»,
найти среднюю окружную скорость и по урав¬
нению
и = хѴ*2лГ	(6-23)

и затем определить средний диаметр
Задав реакцию ступени р н оценив скорост¬
ной коэффициент ф, найдем располагаемый
теплопер спад сопл
йш=(1—p)ft0;	(6-24)
скорость истечения пара
=	(6-25)
потери в соплах
Лс=(1-<р’г)Лоі	(6-26)
и, наконец, по is-диаграмме— удельный объем
пара за соплами ѵі.
Приняв угол а>, по уравнению неразрывно¬
сти определяем:
гі, = Cf‘ ■ ,	(6-27)
1 nd sin <X(	'	7
где Go—расход пара через регулирующую
ступень турбины.
При е/і<2 мм удовлетворительно спроекти¬
ровать регулирующую ступень невозможно, и
следует, приняв меиьшее значение d или ho,
проделать предыдущий расчет повторно.
У турбин весьма малой мощности е/і = 2ч-4,
при средней мощности е/і=5~-10, современ¬
ные крупные турбины имеют е/і>І2ч-15.
После окончательного выбора величии к,
d, ho, р, ф> а.1, е, /і следует выполнить весь рас¬
чет регулирующей ступени, определить потери
и найти состояние пара в камере перед вто¬
рой ступенью.
2.	Предварительный расчет второй
ступени
В турбинах с большим расходом пара пар¬
циальный подвод осуществляется только в ре¬
гулирующей ступени. В турбинах небольшой
мощности с малыми расходами пара пар¬
циальный подвод применяется иногда и в не¬
скольких первых ступенях давления. Одиако
с целью повышения к. п. д. и в турбинах не¬
большой мощности следует стремиться осуще¬
ствлять полный подвод пара, уменьшая диа¬
метры ступеней или увеличивая число оборо¬
тов турбины.
Методика оценки размеров второй ступени
точно такая же, как и регулирующей.
Высота сопл /4 должна быть не меньше
10—15 мм. Поэтому, чтобы спроектировать
нторѵю ступень с полным подводом пара (пар-
циальность е=1), необходимо в результате
расчета по формуле (6-27) получить е/і>10.
В противном случае в первой группе ступеней
давления придется вводить парциальность.
3.	Предварительный расчет по¬
следней ступени конденсацион¬
ной т ѵр б и ны	*
Применяя для выхоіного сечення каналов
рабочих лопаток последней ступени уравнение
неразрывности, можно написать:
fzW2= GoVz— itdliwz sin Рг, (6-28)
где V2 —- удельный объем пара иа выходе нз
рабочих лопаток.
Так как sin Рг=Сг sin то
GqV2=ndltfz sin «г-	(6-29)
Обозначив отношение d//2=f>, уравнение
(6-29) можно записать так:
G0o2 = са sin а,.	(6-30)
Решая это уравнение относительно диамет¬
ра d. получаем:
=	0|1?8—■	(6-31)
Г ?w?asina2	'
Потерю энергии с выходной скоростью
с2 можно выразить так:
4-=Л.=СЛ-
(6-32)
где £в— коэффициент потерн тепла с выход¬
ной скоростью в последней ступени.
Из уравнения (6-32) получаем:
са = У2СЛ.	(6-33)
Скорость пара с2 на выходе из рабочих ло¬
паток последней ступени полностью теряется.
Чем больше скорость сг, тем больше потеря
энергии с выходной скоростью и тем ниже
к. п. д.
В конденсационных турбинах потеря энер¬
гии с выходной скоростью в последней ступени
достигает £в= 14-3% располагаемого теплопе¬
репада турбины Но- Величина £в при предвари¬
тельном расчете последней ступени принимает¬
ся по оценке.
Подставив в уравнение (6-31) вместо с2
ее значение из уравнения (6-33). получим:


У И2ъв/70 Sin а2
(6-34)
Для конденсационных турбин малой и
средней мощности отношение d(l=‘& стремятся
принимать не менее 5—6. В современных тур¬
бинах большой мощности значение по необ¬
ходимости снижают до 2,8—3 и даже менее.
При отношении fK8-^10 окружные скоро¬
сти по вершинам и в корневых сечениях лопа¬
ток значительно отличаются от расчетной ок¬
68

ружной скорости на среднем диаметре ступе¬
ни. Поэтому длинные лопатки bq избежание
ударного входа пара в рабочие каналы изго¬
товляют с переменным углом входа plf т. е. за¬
крученными, что хотя усложняет и повышает
стоимость их нзготовления, но зато позволяет
значительно поднять к. п. д.
Удельный объем пара иа выходе из каналов
рабочих лопаток находят иа основании предва¬
рительной оценки к. п. д. турбины по is-днаг*
рамме.
Желательно, чтобы выходной угол абсолют¬
ной скорости Са последней ступени турбины
а2=90°, так как в этом случае получаются
минимальные потери с выходной скоростью.
Следовательно, для предварительного опреде¬
ления d в уравнении (6-34) можно принять
sin «2=1.
Определив d, найдем «=jxdn/60. Если зна¬
чение и слишком велико, т. е. превосходит до¬
пускаемую величину, то следует уменьшить О
или увеличить £в-
В настоящее время многие турбостроитель¬
ные заводы допускают окружные скорости на
среднем диаметре 380 місек. В новейших тур¬
бинах ЛМЗ большой мощности окружная ско¬
рость на среднем диаметре последней ступени
составляет 389 місек. В турбинах на
сверхвысокие и сверхкритическне параметры
пара окружная скорость .составляет 360—
390 місек.
Если и окажется чрезмерной при крайних
допустимых значениях О н £в, то для заданно¬
го пропуска пара через последнюю ступень .не¬
возможно построить турбину с одиопоточным
выпуском. В таких случаях прибегают к дуб¬
лированному потоку пара в последних ступе¬
нях турбины.
Тепловой перепад, срабатываемый в по¬
следней ступени, определяем по уравнению
(6-35)
■ndn
где и— , а отношение скоростей х можно
принимать в пределах от 0,6 до 0,65 (большие
значения относятся к ступеням с р*»50%).
Для расчета последней ступени турбины
с противодавлением следует пользоваться ме¬
тодикой оценки размеров регулирующей сту¬
пени, полагая е=1.
4.	Распределение теплопадений и
окончательный расчет ступеней
Определив конструктивные размеры двух
первых и последней ступеней, окончательно
производят детальный тепловой расчет регули¬
рующей ступени. На is-диаграмме (рис. 6-7)
откладывают все тепловые потери в ступени и
находят состояние пара перед соплами второй
ступени (точка at).
Рис. 6-7. Тепловой процесс турбины на is-дна грамме
От точки а, до давления в первом отборе
проводят -изоэнтропу (точка с,/). Отрезок
а,аа представляет собой располагаемый тепло¬
вой перепад от камеры регулирующей ступени
до первого отбора. Этот отрезок, равный
нужно разделить на теплоперепад й”, срабаты¬
ваемый на второй ступени. Если в результате
деления	получится целое число, то
можно считать, что это число соответствует
числу ступеней турбины от камеры регулирую¬
щей ступени до первого отбора. Если же в
результате этого деления окажется не целое
число, то нужно будет изменить диаметр сред¬
ней окружности второй ступени н снова опре¬
делить hJT. Если это приближение окажется
недостаточным, то следует произвести расчет
во втором илн даже в третьем приближении.
Приняв по основной изоэнтропе a.a,t теплопе¬
репады иа ступенях до первого отбора одина¬
ковыми и равными А” и отложи а нх, найдем
давления перед соплами третьей 1 и четвер¬
69

той р,ѵ ступеней. Эти давления кладутся в ос¬
нову тепловых расчетов ступеней отсека.
Предлагаемое распределение теплопаденпй
на ступени соответствует постоянству их сред¬
него диаметра.
Поскольку в первых ступенях турбин удель¬
ные объемы пара растут незначительно,то ре¬
комендуется принимать для грѵппы ступеней
одинаковыми углы наклона сопл щ и рабочих
лопаток р2- Для сохранения плавной проточной
части турбины рекомендуется в этих ступенях
увеличивать средние диаметры от ступени
к ступени на 2—4 мм.
В результате окончательного детального
теплового расчета 2-й ступени, определения ее
размеров и построения теплового процесса на
is-диаграмме определяется состояние пара пе¬
ред соплами 3-й степени (точка а*г).
Так как, начиная с третьей, при расшире¬
нии пара в ступени используется энергия вы¬
ходной скорости предыдущей ступени, то для
обеспечения оптимального и/са во всех ступе¬
нях отсека следует так перераспределить теп¬
лоперепад между входящими в отсек ступеня¬
ми, чтобы h^=hlQu + (14-1,5 кджікг).
Имея в виду, что зависимость цП1 вблизи
оптимума протекает плавно, а диаметры пер¬
вых ступеней возрастают незначительно, теп¬
ловые перепады ступеней в головной части
турбины можно принимать одинаковыми.
В области низких давлений пара, гдо
удельные объемы ѵ резко возрастают, должны
увелиичваться диаметры и тсплоперепады от
ступени к ступени. Для обеспечения плавной
проточной части турбины в последних ступенях
конденсационных турбин нужно увеличивать
выходные углы сопл аі и рабочих лопаток
а также принимать более высокую реактив¬
ность, достигающую в последней ступени 50%
и более.
При последовательном выполнении тепло¬
вых расчетов ступеней турбины начальное теп¬
лосодержание перед соплами последующей
ступени определяется по результатам деталь¬
ного расчета предыдущей ступени с учетом
всех ее потерь.
Энтальпия пара перед соплами первой сту¬
пени определяется точкой ZV, и равна /о. Эн¬
тальпия перед соплами второй ступени (точка
«і) будет равна:
*о = і0 — hlol hle — Л02+ Л’ + й’ + Л* в, (6-36)
где ftjj — тепловой перепад в соплах первой
ступени;
йо — тепловая потеря в соплах;
^02“тешІОВОЙ перепад на рабочих лопатках;
— тепловая потеря на рабочих лопатках;
п — трпловая потеря с выходной скорос-
*	тью;
йт. в — тепловая потеря на трение и венти¬
ляцию.
Энтальпия перед соплами третьей ступени
(точка а*г) равна:
іУ= і’ _ h" + hu — h” + h" + hn 4- h" ,
u 0	01 1 c	U4 1 л 1 i. в 1 yi’
(6-37)
где /?ут—-потеря от утечек пара через лаби¬
ринтовые уплотнения диафрагмы.
Остальные обозначения те же, что и в урав¬
нении (6-36).
Так как энергия выходной скорости второй
ступени г?2 /2’ используется в третьей ступени,
то она должна учитываться при расчете скоро¬
сти истечения пара из сопл третьей ступени.
Производя последовательно тепловые рас¬
четы ступеней турбины и определяя энтальпии
перед соплами каждой последующей ступени,
используя уравнения (6-36) или (6-37), нахо¬
дим точку а*іі, определяющую состояние пара
перед соплами последней ступени
В последних ступенях конденсационных
турбин большой мощности в соплах и на ра¬
бочих лопаток возникают критические и
свсрхкритнческпе скорости пара.
Применительно к рассматриваемому тепло¬
вому процессу в последней ступени (рис. 6-7)
имеем критическую скорость пара в соплах
(Сі=скр), а на рабочих лопатках скорость
(Ш2>Ш2кр)-
Ннже рассматривается последовательность
теплового расчета этой ступени1 при ѵкр=
_p[£/p*iz=== 0,577 (ступень работает в облас¬
ти влажного пауа).
Для выполнения теплового расчета noj
следней ступени имеем следующие известные
параметры:
poz — давление пара перед соплами;
ioz — энтальпия пара пер.сд соплами;
р2— давление пара за рабочими лопатками;
hoz — располагаемый тепловой перепад ступени;
<4 —диаметр средней окружности рабочих
лопаток (из предварительного расчета
последней ступени).
Примем для расчета, как это имеет место
для турбин большой мощности, что расшире¬
ние пара в соплах происходит до критического
давления ріф.с. Величина этого давления опре¬
деляется из условия
Рвр Plz='‘VKQp*iXt
где p*iZ — давление торможения перед соплами
последней ступени.
70

Задаем степень реакции ступени р и нахо¬
дим располагаемый теплоперепад сопл:
йоі= (1—p)ho2.
Скорость пара на выходе из сопл
с. = скр = ¥рЛ2Л1„ + ^,
где ср=0,98 принимаем по оценке.
Теоретическая скорость пара за соплами
Af=Ci/<p-
Угол наклона сопл для последней ступени
можно принимать аі = 22^-26°.
Окружную скорость по среднему диаметру
подсчитаем по уравнению
_K(rfg-0.01)W
zc —	60
где диаметр средней окружности для сопл
принимаем на 10 мм меньше среднего диамет¬
ра гіг, полученного для рабочих лопаток со
стороны выхода пара.
Из построения треугольника скоростей или
аналитически находим аУі и 0і.
Определяем тепловую потерю в соплах hc.
Относительная теоретическая скорость пара
на выходе из рабочих лопаток
2ЛМ + Ш| .
Относительная действительная скорость
wz=tyw2t, где ф— скоростной коэффициент;
при степени реакции p=0,4-s-0,6 его можно
принимать 0,95-^0,97.
Выходной угол рабочих лопаток 02 на
средней окружности целесообразно принимать,
исходя из условия минимальной величины теп¬
ловой потери с выходной скоростью, которая
бѵдет при 02=90°, к чему обычно стремятся
конструкторы турбин, чтобы обеспечить высо¬
кий к. п. д.
Таким образом, для дальнейшего расчета
ступени имеем
а. = 90° и wa >w,№.
Угол выхода потока с рабочих лопаток
с учетом расширения пара в косом срезе будет
0'2= 02 4-о. где рг — выходной угол рабочей ло¬
патки; о — угол отклонения потока в косом
срезе лопаток. Определим угол 0'2 следующим
способом. Из полюса о проводим луч oz под
прямым углом к направлению окружной скоро¬
сти ои (рис. 6-8) и из точки о радиусом ш2
(Wz берем в соответствующем масштабе) опи¬
сываем дугу. Перемещая вектор окружной
скорости и параллельно линии ои, скользя од¬
ним концом по линии oz, в Момент соприкос¬
новения вершины вектора с дугой радиуса wz
получаем искомую точку а и направление уг¬
ла 0'2.
Рис. 6-8. Вспомогательный треугольник скоростей для
определения угла fo. •
Угол 0'2 можно определить из условия
sin р'2 = sin (₽2 + ш) =	sin ₽2.
(6-38)
Это уравнение составлено по аналогии
с уравнением (3-10) для определения отклоне¬
ния потока пара в косом срезе сопл.
. Для определения 02 требуется дополни¬
тельно найти удельный объем — цКр (точка k)
и ц2 (точка At), определяющие состояние пара
в горле и выходном сечении рабочих лопатор
(см. рис. 6-7). Чтобы найти ѵ2 требуется под¬
считать тепловые потери на рабочих лопатках
h‘ =	2

и отложить их на is-диаграмме.
Уравнение (6-38) удобнее представить так:
sin₽.='-^—^-sinp'..	(6-39).
Подставляя в это уравнение значения вхо¬
дящих в него величин, найдем sin 02, затем 02
и <t)=0,2—02-
Расчет последней ступени завершается оп¬
ределением размеров сопл и рабочих лопаток
(гл. 3) и тепловых потерь, в том числе потерь
от влажности (гл. 4). Необходимо также най¬
ти теплосодержание iz (точка Az) за рабочими
лопатками.
5.	Определение коэффициента по¬
лезного действия и мощности тур¬
бины
Внутренний к. п. д. турбины
Поскольку может отличаться от пред¬
варительно принятого значения внутреннего
к. п. д. необходимого для ‘построения теп¬
лового процесса, нужно определить действи¬
тельную электрическую, мощность на зажимах
генератора NBP и внести некоторые уточнения
в расчет регенеративной системы.
71

Уравнение мощности NBp прн любом числе
отборов имеет внд:
Л^эр = 2 G	(6-4°)
где z — число отсеков турбины, в пределах ко¬
торых Оі«= const;
Gt — расход пара через отсеки турбины;
hi — полезно использованные тепловые пе¬
репады по отсекам турбины;
т)м> 'Цг—к. п. д. механический и генератора.
Мощность Мэр является расчетной мощ¬
ностью.
Рекомендуемое распределение теплоперепаі
дов по ступеням в отсеках турбины, располо¬
женных между отборами пара на регенера¬
цию, нельзя рассматривать как строго обяза¬
тельное. Окончательное формирование проточ¬
ной части нужно подчинить требованию высо¬
кой экономичности турбины, т. е. конструиро¬
ванию ступеней с высокими к. п. д. Это усло¬
вие, как известно, может быть выполнено при
оптимальных отношениях и/с& для каждой сту¬
пени применением высокоэкономичныч профи¬
лей сопловых и рабочих лопаток, организацией
плавной проточной части, прааильной органи¬
зацией осевых и радиальных уплотнений, вы¬
бором правильных перекрыт для рабочих ло¬
паток и т. д.
В пределах цилиндра и особенно для отсе¬
ка ступеней между отборами 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 рабо¬
чих лопаток.
Роторы, особенно цельнокованые, в целях
унификации типоразмеров рекомендуется при¬
менять с одинаковыми посадочными разме¬
рами пазов для закрепления рабочих лопаток,
что упрощает технологию изготовления н сто¬
имость оборудования.
Таким образом, если в процессе распреде¬
ления теплоперепадов между ступенями не
удается обеспечить оптимальные отношения
и/са и плавную проточную часть, то приходит¬
ся изменять давления в отборах, чтобы в пер¬
вую очередь удовлетворить требованиям эко¬
номичности турбины. В связи с этим после
выполнения теплового расчета турбины необ¬
ходимо внести уточнения в расчет ее тепловой
схемы.	t
6-4. ПРЕДЕЛЬНАЯ И ЕДИНИЧНАЯ МОЩНОСТЬ
ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ
Предельной мощностью турбины можно на¬
звать ту наибольшую мощность, на которую
она может быть сконструирована и построена
по условиям надежности при заданных пара¬
метрах пара и числе оборотов.
Уравнение мощности конденсационной тур¬
бины без отборов пара имеет внд:
М,—Go//0i}01iyMi>	(6-41)
Из этого уравнения следѵет, что мощность
турбины зависит главным образом от расхода
пара, так как Яо определяется начальными и
конечными параметрами пара, а і]о„ і]м п
изменяются в сравнительно небольших пре¬
делах.
Для турбины конденсационного типа вели¬
чина расхода пара лимитируется размерами
рабочих лопаток последней ступени, так как
по условиям прочности увеличение их длины
допустимо только до известного предела. Это
обстоятельство ограничивает выходную пло¬
щадь последней ступени и лимит пру е- расход
пара, а следовательно, п мощность однопоточ-
иой турбины. Таким образом, предельная мощ¬
ность однопоточной Турбины зависит от про¬
пускной способности лопаточного венца по¬
следней ступени.
Из уравнения неразрывности для рабочих
лопаток последней ступени имеем:
О0Ц2=/лЬ)2 = Л^Лй)2 5ІП р2.	(6-42)
Решая уравнение (6-42) относительно Go,
получаем:
Go =	=	. (6.43)
При а, = 90°,	= и -р-=в уравие-
ние (6-43) примет вид:
Go = 36°°“'с= .	(6-44)
Скорость пара св
ca = V2h;=VXjr„ (6-45)
н тогда уравнение (6-44) примет вид:
°- =	Жчі	’	(616)
Подставляя в уравнение (6-41) значение
Go из последнего уравнения, получаем:
»г	3 600а*	/с д7Л
/ѵ ° ■ ад	to-4* '>
Уравнение (6-47) выражает предельиуіб
мощность конденсационной турбины однопо¬
72

точного типа без отбора пара, если в нее под¬
ставить предельно допустимые значения и, ■&
н £в-
Предельные значения для современных тур¬
бин: и=380 —400 місек; 2,64-2,4; £в=
=0,025-=-0,03.
Для стационарных турбин большой мощно¬
сти п принимают равным 3 000 обIмин; vz
зависит от вакуума в конденсаторе, причем
с углублением вакуума ѵг растет, а ЛГапр соот¬
ветственно понижается.
Применяя раздвоение потока пара в по¬
следних ступенях, единичную мощность одио-
вальиой турбины при прочих равных условиях
можно повысить в 2 раза, а разделяя выпуск
пара на три и т. д. потока, можно поднять
мощность одновальной турбины соответствен¬
но в 3 раза и более.
ЛМЗ построил паровую турбину одноваль¬
ного типа мощностью 800 Мет па 3 000об/лшн
с параметрами свежего пара 235 бар, 560 СС,
с промежуточным перегревом до 565 °C, имею¬
щую три двухпоточных ЦНД.
Пример 6-1. Найти предеіьную мощность однопо¬
точной турбины конденсационного типа без отборов
пара на регенерацию по следующим данным:
Ро=9О бар; /о=535 °C; р«=0,04 бар; «=3000 об[мин.
Принимаем, и=320 місек; £в=2,5%; Ф=2,8; і»
«^0.82, qM=0,99; 7]г=0,98. По is-диаграмме находим:
Нй= 1 429 кджікг и Ок—31,0 жа/хг.
Предельная мощность турбины по уравнению (6-47)
Nо. пр =
!
3 6С0-320* V 2 - 0,025 1 429 • 10’ • 1 429-0,8241 .'9.0,98
""	л.2.8-зооо’-зі,о
^45 000 кет
В СССР построены однопоточиые турбины
мощностью 50 Мет при п=3 000 обімин Это
достигнуто за счет применения пара высоких
параметров рс=90 бар и to=535°C, отборов
пара из промежуточных ступеней для подогре¬
ва питательной воды, окружной скорости на
среднем диаметре посчедней ступени и—
= 314 місек (при даметре ступени <Л = 2 м) и
за счет небольшого увеличения выходных
потерь.-
На рнс. 6-9 показаны принниппалыи і. схе¬
мы канализации пара в последних ступенях
конденсационных турбин, применяемые для по¬
вышения единичной мощности. Из рисунков
следует, что повышение мощности турбины
можно осуществить различными способами.
В случае применения двухъярусной ступени
через верхний ярус проходит обычно 30—40%
всего пара, поступающего в конденсатор Та¬
ким образом, на лопатках верхнего яруса име¬
ет место перепад от давления перед ступенью
до давления в конденсаторе. Через нижний
Рис 6-9 Способы канализации пара в nov .cjinn ст-пенях конденсационных турбин большой мощности
с, б — двутпоточные в. 3 — оіп*'- и диухпоточная ' .и™ ,яі>ѵ<*ним» ступенями, г — трехпоточная
73

■ярус ступени проходит оставшаяся часть пара.
На лопатках нижнего яруса происходит лишь
частичное расширение, так как остальная
■часть теплоперепада срабатывается в послед¬
ней ступени турбины.
Различные теплоперепады в соплах и на
рабочих лопатках ступени обусловливаются
тем, что профили лопаток верхнего и нижне¬
го ярусов различны.
Современные конденсационные турбины
большой мощности строят, как правило, с ча¬
стичными отборами пара из промежуточных
ступеней для подогрева питательной воды,
причем общее количество отбираемого пара
достигает 30—35% всего подводимого к турби¬
не свежего пара. Поэтому с применением отбо¬
ров пара из турбины ее предельная мощность
возр астает.
4-5. ОСЕВЫЕ УСИЛИЯ В ПАРОВОЙ ТУРБИНЕ
Осевое усилие в реактивной турбине
-складывается нз следующих составляющих:
осевое усилие на уступы ротора
осевое усилие на рабочие лопатки
осевое усилие на конусную часть барабана
ротора Як.с;
осевое усилие от разности количества дви¬
жения
Рассмотрим схемы действии осевых усилий
на роторы различной конструкции.
При ступенчатой конструкции ротора
(рис. 6-Ю.о) осевое усилие, действующее на
его уступы, определяется по уравнению
Ry =	И - < ) А + (<*? - <4) А + (< -
-	) Р, - (< -	) ft — (< -	) Ра]. Н,
(6-48)
где рі, рг, рз и Р,— давления пара на уступы
ротора; ра — атмосферное давление.
Осевое'усилпе нй‘рабочие лопатки всех сту¬
пеней турбины от разности давлений находим
по уравнению
г
а £(<-<,) (а.-а.).	(6'49)
1
где dBi и гікі —диаметры по вершинам рабо¬
чих лопаток и у их корня;
ріі и ра» —давления пара перед п за ра¬
бочими лопатками.
Осевое усилие на ротор турбины от разно¬
сти количеств движения пара подсчитываем по
уравнению
л«.я = £б(с1о< —С,и),	(6-50)
I
где	G — расход пара через ступени;
Сіаі и Сгаі — проекции абсолютных скоро¬
стей пара на ось турбины.
Общее осевое усилие на ротор турбины со¬
ставляет алгебраическую сумму
Ro AJy-l-/?p л 4-/?к.д»	(6-51)
При подсчете осевого усилия иа ротор тур¬
бины необходимо различать знаки направле¬
ния действия силы: направление по ходу пара
принимается за положительное, а противопо¬
ложное ему — за отрицательное.
Упорный подшипник воспринимает осевое
усилие и фиксирует ротор турбины в осевом
направлении.
Осевое равновесие ротора определяется
уравнением
Ro=fyaQ = Ry~l~Rp.^ +/?к.д»	(6-52)
где Fyn — рабочая поверхность упорного под¬
шипника, см2;
q давление на рабочие колодки под¬
шипника, ніем2.
Величина q принимается: в подшипниках
сегментного типа до 150—200 ніем2, а в гре¬
бенчатых подшипниках — не выше 50—
80 нісм2.
У турбин без разгрузочного поршня все ве¬
личины в уравнении (6-52) известны, кроме Fy
Рис 6-10. Схемы распределения осевых усилий в проточной части турбины.
74

Рис 6-11. Схема конусной части ротора реактивной
турбины.
и q. В этом случае в зависимости от конструк¬
ции упорного подшипника Достаточно принять
q 11 ОПреДелИТЬ Fyn-
При конической конструкции ротора
(рис. 6-10,6) осевое усилие, приходящееся на
конусную часть барабана (рис. 6-11), составит
величину
Я«6=-£-2[(<-^)(А-А) + (^-
- <*г) (А - А) + - + Й — 4) (А - А)1-
(6-53)
Осевое усилие на уступы ротора будет
равно:
=t(^-<)Al-	(6-53а)
Подсчет осевого усилия на рабочие лопат¬
ки и от разности количества движения произ¬
водится по уравнениям (6-49) и (6-50).
Общее осевое усилие на ротор составит ве¬
личину
F,o=F,j-n^,==/?y-|-iFp л -|-/?к.д+/?к.б	(6-536)
Из этого уравнения принимается значение
qr и определяется величина F'yn.
В случае комбинированной конструкции
ротора (рнс. 6-I0,eJ осевое усилие на конус¬
ную часть барабана будет иметь отрицатель¬
ный знак.
У турбин с разгрузочным поршнем (см.
рис. 1-2) осевые усилия зависят от диаметра
разгрузочного поршня dn. Принимая d^ про¬
изводят расчет разгрузки упорного подшипни¬
ка и соответственно подбирают приемлемые
значения Fyn п q.
Осевое усилие в активной турбине мож¬
но определить по уравнению
R"o— R'y-\- Rn д+А^р.л + ^к.ду (6-54)
где R'y — осевое усилие на уступы ротора
между ступицами двух соседних ди¬
сков, имеющих разные диаметры;
Rhr — осевое усилие на кольцевые поверх¬
ности дисков всех ступеней от пере¬
падов давлений за счет реакции;
R'v.n — осевое усилие на рабочие лопатки;
/?кд —осевое усилие от разности количеств
движения, подсчитывается по урав¬
нению (6-50).
Осевое усилие на диск при отсутствии и на¬
личии разгрузочных отверстий можно опреде¬
лить по формуле
я».. = Яп.д + Яр.. £ (< - <) (р„ -
I
— А,) а,	(6-54а)
где dn — диаметры по вершинам рабочих ло¬
паток;
dc-r — диаметры ступнц дисков;
ріі, Р2і—расчетные давления пара перед ди¬
ском и за ним;
а — коэффициент, который прн отсутст¬
вии разгрузочных отверстий в дисках
больше единицы, а при наличии их —
меньше единицы
В зависимости от величин зазоров уплот¬
нений диафрагм и зазоров между диафрагма¬
ми и ободами дисков действительные осевые
усилия могут быть йыше на 10—20%, а иног¬
да и больше, т. е. а будет иметь значение а~
—1,10-5-1,20 и более. Наоборот, наличие раз¬
грузочных отверстий в дисках значительно
снижает осевые усилия. В зависимости от ве¬
личины площади разгрузочных отверстий, за¬
зоров в уплотнениях диафрагм и* рабочих ло¬
паток коэффициент а может иметь значения
а=0,50—0,80.
Определение действительных перепадов
давлений на диски с учетом влияния перетека¬
ния пара через осевые зазоры между диаф¬
рагмами и дисками, а также через разгрузоч¬
ные отверстия в дисках вызывает большие за¬
труднения из-за отсутствия надежных данных
о коэффициентах расхода.
Из-за несовершенства расчетов осевого уси¬
лия, технологических ошибок при изготовлении
сопловых и рабочих лопаток, изменения ради¬
альных и осевых зазоров в уплотнениях про¬
точной части н концевых уплотнениях осевое
усилие может значительно превысить расчет¬
ную величину. Кроме того, осевое усилие за¬
висит также и от режима работы турбины.
В практике эксплуатации турбин было немало
случаев выплавления упорных подшипников
нз-за резкого возрастания осевого усилия и
связанных с этим тяжелых аварий.
В настоящее время применяется метод
оценки осевого усилия по температуре баббито¬
75

вой заливки сегментов упорного подшипника,
которая измеряется установленными в сегмен¬
ты термопарами.
6-6. ПЕРЕМЕННЫЕ РЕЖИМЫ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Мощность, при которой турбина работает
с наименьшим удельным расходом тепла, и
следовательно, с наибольшим абсолютным
к. п. д., называется экономической.
Длительная предельно допускаемая мощ¬
ность турбины называется номинальной. Номи¬
нальная мощность в зависимости от назначе¬
ния турбины может быть равна или больше
экономической и а 10—І5%.
Основной тепловой расчет турбины произ¬
водится на экономическую мощность. При
этом расчете в основу распределения теплогіе-
репадов по степеням турбины принимают на¬
ивыгоднейшие отношения и)са.
Мощность турбины при ее работе может из¬
меняться во всем диапазоне нагрузок: от хо¬
лостого хода до максимальной величины. Из¬
менение мощности турбин осуществляется
в основном за счет изменения расхода пера
Do, начальных и конечных параметров пара
ро, to. рг (т. е. располагаемоего тешіоперепа-
да Но).
Мощность турбины может изменяться одним
из следующих способов:
дросселированием свежего пара при впуске
в турбину (дроссельное парораспре¬
деление);
подводом свежего пара к одной илн двум
промежуточным ступеням турбины (обвод¬
ное парораспределение):
изменением числа открытых сопл первой
регулирующей ступени турбины (сопловое
парораспределение).
Расход свежего пара через турбину Do за¬
висит от параметров свежего пара ро и іо, от¬
работавшего пара рг и ее единичной мощности
Нв. В зависимости от М? н Do могут встретить¬
ся различные варианты подвода пара к Турби¬
не: один, два, три, четыре и больше паропро¬
водов свежего пара и пара из промежуточных
пароперегревателей.
На каждом паропроводе свежего пара не¬
посредственно перед турбиной устанавливают¬
ся автоматические стопорные клапаны, кото¬
рые в условиях работы турбины всегда откры¬
ты полностью. Изменение впуска свежего
пара в турбину при любом изменении ее на¬
грузки производится регулирующими клапа¬
нами.
Дроссельное парораспределение (рнс.
6-12,а) в конденсационных турбинах активно¬
го и реактивного типов применялось на более
ранней стѵпени развития турбостроения.
Главный дроссельный клапан 2 подводит
пар к соплам первой ступени по всей окруж¬
ности. В такой турбине степень парцпалыіостп
первой ступени равняется единице (е=1). При
полностью открытом глазном дроссельном кла¬
пане обычно достигается экономическая мощ¬
ность.
Обводное парораспредел ей не
(рис. 6-12,6) с подводом части свежего пара
за несколько первых ступеней турбины.
Максимальный расход пара через обведен¬
ные ступени турбины (до камеры перегрузки
А) будет при полностью открытом клапане 2
н закрытом клапане 3.
По мере подвода свежего пара в камеру
перегрузки А расход пара через турбину уве¬
личивается, повышаются давления в ее ступе¬
нях, н мощность турбины увеличвается. При
полностью-открытом перегрузочном клапане 3
мощность турбины достигает максимальной
величины'—предельной по условиям надежно¬
сти ее работы. При этом режиме расход пара
через турбину будет максимальным, а через
ступени до камеры перегрузки А — минималь¬
ным.
I
Рис. 6-12. Схемы подвода пара к турбине с дроссельным и обводным парораспределением.
а — дроссельное 1~ стопорный клапан; 2—регулирующий дроссельный клапан; б —обводное- 1 — стопорный клапан. 2. 3—регу¬
лирующие дроссельный и обводной клапаны.
76

Рис 6-13. Принципиальные схемы соплового и обводно¬
го парораспределеняя
а — сбпловое / — стопорный клапан; 2—5 — регулирующие кла¬
паны; б—сопловое с внешним подводом пара; / — стопорный
клапан, 2—5—регулирующие клапаны; 6—7— обводные клапа¬
ны, в — сопловое с внутренним обводом пара 1—стопорный
клапан; 2—6 — регулирующие клапаны; 7 — обводкой клапан.
Сопловое парораспределение
(рис. 6-ІЗ,а). Турбины с сопловым парораспре¬
делением находят самое широкое применение.
У таких турбии с целью повышения их мощ¬
ности на определенных режимах работы при¬
меняется внешний подвод пара к одной или
двум промежуточным ступеням (рис. 6-13,6)
и внутренний обвод из камеры регулирующей
ступени к одной из промежуточных ступе¬
ней (рис. 6-13,в). Повышение нагрузки тур¬
бины от экономической до номинальной про¬
изводится одновременно открытием пяти ре¬
гулирующих клапанов 2—6 и одного обвод¬
ного 7.
Сопловое парораспределение в современ¬
ных паровых турбинах применяется с различ¬
ным числом регулирующих клапанов. Каждый
регулирующий клапан обслуживает свою
группу сопловых каналов. Между группами
сопл, обслуживаемых регулирующими клапа¬
нами, необходимы разделительные перегород¬
ки (рис. 6-14). Так как группы сопл под¬
водят пар к рабочим лопаткам не по всей
длине окружности ступени, то в этом случае
подвод пара называют парциальным,
со степенью парцнальности меньше единицы
(е<1).
При изменении нагрузкя турбины регули¬
рующие клапаны последовательно открывают¬
ся пли закрываются. Поэтому степень парци-
алвнести регулирующей ступени изменяется
в зависимости от числа открытых клапанов.
В пределах открытия каждого регулирую¬
щего клапана происходит дросселирование па¬
ра, что сопровождается потерями. Так как при
сопловом парораспределении через каждый ре¬
гулирующий клапан проходит лишь часть об¬
щего количества пара, то потери от дроссели¬
рования меньше, чем в турбине с дроссельным
парораспределением. Поэтому коэффициент
полезного действия турбин с сопловым паро¬
распределением является более устойчивым
при изменении нагрузок, чем к. п. д. турбин
с дроссельным регулированием.
і а х
Рис 6-14. Схема подвода пара к регулирующей ступени
при сопловом парораспределении
В турбинах с сопловым парораспределением
применяют внутренний обвод пара из камеры
регулирующей ступени к одной из диафрагм
перегрузочной ступени (рис. 6-15).
77

Рис. 6-15. Подвод пара к турбине с обводным (паро¬
распределением.
/ — регулирующий кляпвя; 2— перегрузочный клепан; 3—одио-
веиешый диск регулирующей ступени.
Связь между давлением и расходом пара
в ступенях при переменном режиме
Изменение расхода пара через турбину
вызывает перераспределение давлений и те-
плоперепадов в ее ступенях.
Установлена аналитическая зависимость
между расходом пара и давлениями в ступе¬
нях турбины. В общем виде эта зависимость
для скоростей пара ниже критических выра¬
жается уравнением
1/
-V т. V
(6-55)
пригодным только для группы ступеней.
Здесь Gc и G — расходы пара через турби¬
ну соответственно при рас¬
четном и переменном режи¬
мах;
Тіо и	—-абсолютные температуры
соответственно при расчет¬
ном и переменном режи¬
мах;
Рю И pt—давления перед соплами
первой ступени отсека
соответственно при расчет¬
ном и переменном режи¬
мах;
Р2о и р2 — давления за рабочими ло¬
патками последней ступе¬
ни отсека соответственно
при расчетном и перемен¬
ном режимах.
Для паровой турбины отношение ]/710/Т
обычно близко к единице, поэтому часто поль-’
зуются уравнением (6-55) в таком виде:
V Л-А
(6-56)
Для турбин, работающих с глубоким ва-
куумом, членами рго и рг можно пренебречь
ввиду их малости.
Тогда для конденсационной турбины мож¬
но написать:
или
Ру.== Рю-	(6-58)
Уравнение (6-58) показывает, что в кон¬
денсационной турбине давление пара перед
любой ступенью изменяется прямо пропорцио¬
нально изменению расхода пара. Это же урав¬
нение оказывается справедливым и прн рас¬
чете изменения давлений перед ступенями лю¬
бой турбины, когда последняя ступень рассма¬
триваемого отсека работает в режиме критиче¬
ского истечения пара.
Уравнения (6-55), (6-56) н (6-57) с доста¬
точной точностью могут быть применены при
расчетах турбины или группы ступеней числом
не менее трех.
Нужно еще учитывать, что эти уравнения
применимы в тех случаях, когда площади
всех проходных сечений рассматриваемой тур¬
бины или группы ее ступеней сохраняются не¬
изменными.
Распределение теплопадений при переменном
режиме
Уравнение (6-58) показывает, что давления
в проточной части конденсационной турбины
изменяются прямо пропорционально расходу.
Таким образом, изменение давлений в ступе¬
нях конденсационной турбины в зависимости
от расхода изображается пучком лучей, исхо¬
дящим нз начала координат. На рис. 6-16,а
представлены линии изменения давлений для
четырех промежуточных ступеней конденсаци¬
онной турбины. В точках Оь аъ аз н at'отмече¬
ны давления пара для расчетного (экономиче¬
ского) режима турбины, а в точках а'з, а'з
н а'ь—соответственно для максимального.
Изменение давления в ступени турбины
с противодавлением или ухудшенным вакуу-
78

мом в зависимости от расхода пара определя¬
ется по уравнению (6-55) или приближенно по
уравнению (6-56). Если эти уравнения для
различных G при рг=Р2ч—const решить отно¬
сительно рі, то получим:
а=|/rtfflР^ + £ (6’59)
и
л = j/ (£■)’ (Л—РІ) + РІ ■	(6-60)
Если для различных значений G подсчи¬
тать давления в ступенях турбины по одному
из указанных уравнений и построить графики
зависимости рі от G, то получим семейство
кривых линий с началом в точке б
(рис. 6-16,6).
На этом графике нанесены кривые изме¬
нения давлений только для четырех ступеней
турбины. В точках бъ бг, бз и 6t даны расчет¬
ные давления, а в точках б'ь б'г> б'з и б\ —
давления при вчакс*
Часто при расчетах приходится определять
расход пара через турбину нли группу ступе¬
ней при неизменном начальном давлении для
изменяющихся противодавлений. Тогда, решая
уравнения
получаем:
(6-55) или
(6-56) относительно G,
и
G=G.]/
1 1
(6-61)
6 = 6, у
' Ріо — Рі)
(6-62)
Если положить согласно принятому усло¬
вию р\—рю= const, то для различных давле¬
ний рз по одному из указанных уравнений
можно подсчитать G. Зависимость G от ргдля-
конденсационной турбины представлена кри¬
вой аово, ДЛЯ турбины с противодавлением —
кривой Оовов (рис. 6-16,0 и б).
Прямая вов на рис. 6-16,6 показывает пре¬
дельно достижимый расход пара Сщ> через тур¬
бину при понижении противодавления. Прн
этом расходе пара через турбину в выходном
сечении сопл или рабочих лопаток последней
ступени турбины устанавливается критическое
давление pb-rj. Поэтому при всех противо¬
давлениях, меньших Ркр, расход пара через
турбину остается постоянным.
По уравнениям (6-55) н 6-56) можно*
определить любую величину, например, давле¬
ние в ступени или расход пара через турбину
или группу ступеней при перерасчетах турбины-
на различные режимы. В качестве примера рас¬
смотрим переменный режим работы конденса¬
ционной турбины с дроссельным парораспреде¬
лением и одним обводным клапаном, подводя¬
щим пар к соплам четвертой ступени. Пусть
известны нз расчета: Go, GNaKC, р%>, давление
пара в камере перегрузки рпо и давление пара
Перед соплами первой ступени ріо^рі=//о-Тре¬
буется определить давление чара в камере пе¬
регрузки и расход пара через обводной клапан
для всех режимов работы турбины.
Изменение давления в камере перегрузки
для расходов пара G от нуля до GMaKC прн
Р20—Р2 находим по уравнению (6-60):
p*=-\f (ffl(4-4,)+^ ■
Зависимость рп от G показана иа графике
(рис. 6-16,в кривая а, вов). Точкой в0 отмечен
экономический режим турбины. Линия аво по¬
казывает изменение давления пара в камере
перегрузки для расходов пара от 0 до Go.
Линия вов дает характер изменения давления
7S

в камере перегрузки при расходах пара от Go
до Смаке- При давлениях пара в камере пере¬
грузки Рп>Рпо расход лара через -первые три
ступени Gj<Go. Величина же этого расхода
определяется по уравнению (6-62):
6,=о. |/
—Р?,о"
Из
/’п—р'о
ка во).
уравнения следует, что Gi = 0 при
(точка п0) и Gi—Go при рп=Рпо (точ-
Олределив Gt для нескольких давлений рп,
лежащих между рпо и р'о, можем построить
кривую срОіво. Из графика видно, что расход
пара через первые три ступени при рп.мвкс
(обводной клапан открыт полностью) равня¬
ется GMlni. Расход лара через полностью от¬
крытый обводной клапан определяется как
разность Goc^Смаке—Смин. Прн нагрузках,
меньшнх номинальной, расход лйра через об¬
водной клапан будет измеряться отрезками
между линиями аів0 н вв0.
лава
седьмая
РЕГУЛИРОВАНИЕ, МАСЛОСНАБЖЕНИЕ И ЗАЩИТА ПАРОВЫХ ТУРБИН
7-1. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Механическая энергия вращения вала тур¬
бины превращается генератором в электриче¬
скую и передается от него потребителю. При
этом устанавливается строгое соответствие
между величиной механической работы на
валу турбины и количеством электрической
энергии, снимаемой с зажимов генератора.
Отсюда следует, что любое изменение электри¬
ческой нагрузки должно вызывать вполне
определенное изменение механической работы
на валу’турбины.
Когда вал турбины соединен с машиной
или механизмом, непосредственно потребляю¬
щим механическую работу (насосом, компрес¬
сором, воздуходувкой, гребным винтом н т. д.),
изменение нагрузки этой машины также долж¬
но вызывать соответствующее изменение рабо¬
ты иа валу турбины.
Турбина должна устойчиво работать во
всем диапазоне изменения нагрузки от нуля
.(Холостого хода) до максимального значения.
Так как между мощностью на валу турбины
и расходом лара устанавливается вполне оп¬
ределенное соответствие, то изменение нагруз¬
ки на валу должно- вызывать определенное
изменение расхода пара через турбину.
При установившейся нагрузке между рас¬
ходом лара через турбину н вращающим мо¬
ментом На ее валу поддерживается постоянное
соотношение. Прн изменении нагрузки это
соотношение нарушается, что приводит к из¬
менению числа оборотов ротора. Изменение
■числа оборотов будет продолжаться до тех
пор, пока действия органов регулирования не
изменят расход рабочего тела через турбину
таким образом, чтобы установилось новое со¬
ответствие нагрузки п вращающего момента.
Общий вид уравнения моментов для рото¬
ров турбогенератора можно лалнеать в таком
виде:
^=«, + «„ + (7, + /,)-^-,	(7-1)
где — вращающий момент на муфте тур¬
бины, н-м;
Ма — полезный реактивный момент на за¬
жимах генератора, н-м;
Ми — тормозящий момент из-за потерь
в подшипниках и тепловых потерь
в генераторе, н-м;
/т, /г — моменты инерции роторов турбины н
генератора, н-м-сек2;
dv)jdt —угловое ускорение роторов (d& —
бесконечно малое приращение угло¬
вой скорости), 1/се№.
Это уравнение применимо к паровой тур¬
бине, работающей на привод электрического
генератора.
При установившемся режиме работы тур¬
бины (постоянное число оборотов п) угловое
ускорение0, и уравнение (7-1) прини¬
мает вид:
Ме=Мэ+Мп.	(7-2)
Это уравнение можно преобразовать сле¬
дующим образом:
Мгч> 	 Л1д(И I Л1яй>
1 000 ГооГ * ’ 1 000
или
We=Wa + Wn, КВТ,	(7-3)
и в общем виде
Afe = Ws + W0 + (/T + /r)-r^o--^-. (7-4)
где NP-—эффективная мощность на муфте тур¬
бины, квТ;
— электрическая мощность, снимаемая
с зажимов генератора (зависит от
внешней нагрузки, т. е. от нагрузки
у потребителя), кет,
Na — потери в подшипниках и в генерато¬
ре,- кет.
При изменении нагрузки генератора
в первый момент устанавливается неравенство •
что вызывает понижение или по-
80

Принцип действия гидродинамических ре¬
гуляторов, уже получивших значительное рас¬
пространение, основан иа зависимости давле¬
ния масла, нагнетаемого центробежным насо¬
сом, расположенным на валу турбины, от
квадрата числа оборотов.
7-2. СХЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Схема непрямого регулирования
Сервомотор поршневого типа (рис. 7-2).
При установившемся режиме работы турбины
поршень 6 отсечного золотинка 5 сервомото¬
ра 7 находится в среднем положении, пере¬
крывая каналы, соединяющие корпус золотни¬
ка с полостями сервомотора 7. Регулирующий
клапан 9- при этом условии находится в фикси¬
рованном положении.
Перемещение муфты 2 центробежного ре¬
гулятора 1 вызывает перемещение поршня 6.
В зависимости от направления перемеще¬
ния поршня 6 масло под давлением от масля¬
ного насоса 4 будет поступать в полость К
или в полость Кі сервомотора 7. При поступ¬
лении масла в полость К клапан 9 будет при¬
крываться, уменьшая расход пара через тур¬
бину (мощность турбины уменьшится). Одно¬
временно масло из полости будет стекать
через корпус золотника 5 на слив. Поступле¬
ние масла в полость Кі вызывает открытие
клапана 9.
В дайной системе регулирования для пере¬
мещения поршня 6 требуется небольшое уси¬
лие, так как он уравновешен давлением масла
в средней камере золотника Ко. Перестановоч¬
ная сила для открытия клапана 9 будет зави¬
сеть от размеров поршня 8 сервомотора 7 и
давления масла.
Рис 7-1 Схема центробежного регулятора.
вышение числа оборотов турбогенератора.
Повышение 7ѴЭ приводит к понижению п. На¬
оборот, с понижением АГЭ число оборотов тур¬
богенератора растет. Таким образом, любое
изменение внешней нагрузки сопровождается
изменением числа оборотов турбины. Задачей
регулирования по скорости является автома¬
тическое восстановление равенства (7-3) при
любых изменениях нагрузки N3.
В турбинах с автоматическим регулирова¬
нием органы парораспределения связаны с ре¬
гулятором числа оборотов турбины, т. е. с ре¬
гулятором скорости.
Передача импульса от изменения числа
оборотов турбины к регулирующим органам
осуществляется различными способами.
Управление органами распределения обыч¬
но осуществляется регулятором числа оборо¬
тов. Его действие основано на работе центро¬
бежных сил, величина которых зависит от
числа оборотов турбины.
На рис. 7-1 дана принципиальная схема
такого центробежного регулятора. При увели¬
чении числа оборотов турбины грузы т регу¬
лятора под действием центробежных сил рас¬
ходятся, перемещаясь по дуге радиуса АО на
расстояние zt. Муфта регулятора при этом f
перемещается вверх из точки с в точку Q на
величину г. Прн понижении числа оборотов,
наоборот, грузы регулятора сближаются и
муфта опускается вниз. Перемещение муфты
центробежного регулятора используется для
изменения расхода пара через турбину, т. е.
для изменения ее мощности.
Регулятор числа оборотов обычно приво¬
дится в движение от вала турбины посредст¬
вом зубчатой передачи, и это является боль¬
шим недостатком регуляторов такого типа.
Импульс от центробежного регулятора ско¬
рости к регулирующим клапанам может пере¬
даваться при помощи механических связей
(системой рычагов) или посредством гидрав¬
лического воздействия (давлением масла).
Рис. 7-2. Схема непрямого регулирования.
6—769
81

Давление силового масла в системе регу¬
лирования принимается от 3 до 7 бар. В со¬
временных турбинах применяют н более вы¬
сокие давления силового масла, достигающие
12—20 бар.
Рассмотрим, иапрнмер, работу регулирова¬
ния при понижении нагрузки турбины. В этом
случае число оборотов турбины будет возра¬
стать. Грузы регулятора, приводимые во вра¬
щение через передачу 3, разойдутся, и муф¬
та 2 поднимется вверх, перемещая вверх
точку b рычага аЬс, связанную с поршнем
золотника 6, причем во время этого перемеще¬
ния точка с остается неподвижной. Полость К
сервомотора соединяется с камерой золотни¬
ка Ко- Масло под давлением поступит в по¬
лость К, н клапан 9 начнет опускаться вниз,
уменьшая расход пара в турбину; из поло¬
сти масло через ннжний канал пойдет на
слив. При этом точка с рычага аЬс начнет
опускаться вниз, вращая рычаг теперь уже
относительно неподвижной точки а и увлекая
за собой поршень 6 золотника 5. Как только
поршень 6 снова займет среднее положение,
поступление масла в полость К прекратится,
и регулирующий клапан 9 остановится в Ио¬
вом положении. Расход пара через турбину
уменьшится, понизится соответственно и мощ¬
ность. Число оборотов турбины несколько воз¬
растет. Рычаг ас называется
рычагом обратной связи,
так как с его помощью все¬
гда восстанавливается сред¬
нее положение поршня от¬
сечного золотника.
Поворотный сервомотор
(рис. 7-3). Силовое масло
под давлением 5 бар после
выхода из главного масля¬
ного насоса зубчатого типа
разветвляется на два пото¬
ка. Первый поток поступает
в систему регулирования че¬
рез золотник сервомотора,
а второй — через редукци¬
онный клапан, понижающий
давление до 1,36 бар, на¬
правляется к подшипникам.
При поступлении масла
к сервомотору крыльчатый
поршень поворачивается от¬
носительно оси сервомото¬
ра. На валу сервомотора за¬
креплен специально спрофи¬
лированный кулачок, пово¬
рот которого и обеспечива¬
ет Открытие или закрытие
регулирующего (группово¬
го) клапана.
Возвращение золотника
в среднее положение по окончании процесса
регулирования осуществляется при помощи
кулачковой улитки, действующей на рычаг ре¬
гулятора через рычажную обратную связь.
Закрепление на валу сервомотора несколь¬
ких профилированных кулачков по числу ре¬
гулирующих клапанов дает возможность обес¬
печить нужную последовательность их откры¬
тия или закрытия при возрастании или пони¬
жении нагрузки турбины.
Схема регулирования с гидравлической
передачей
На рис. 7-4 приведена принципиальная
схема регулирования с гидравлическими свя¬
зями. В таких схемах, как правило, рычажные
передачи отсутствуют.
С муфтой центробежного регулятора 2,
приводимого в движение через передачу 3,
жестко связан золотник 1 с косым срезом.
При изменении числа оборотов турбины зо¬
лотник 1 перемещается вниз или вверх, уве¬
личивая или уменьшая сечеиие окна в бук¬
се 12 для слива масла через трубку 13. В свя¬
зи с этим давление масла под поршнем 10
сервомотор а регулирующего клапана понижа¬
ется или возрастает, а регулирующий кла-
82

Рис. 7-4. Схема регулирования с гидравлическими свя¬
зями.
пан 14 соответственно прикрывается или от¬
крывается.
Масло к зубчатому насосу 4 поступает из
бака 5 через сетку и приемный маслопровод 6.
По выходе из насоса 4 масло поступает в си¬
стему регулирования через установочный кла¬
пан 7» а в систему смазки— через ограничи¬
тельную диафрагму 9.
Масло, поступающее в систему регулиро¬
вания, разветвляется на два потока: одна
часть масла поступает на слив через окно
в буксе /2, а другая — под поршень серво¬
мотора, сливаясь затем через второй устано¬
вочный клапан 7. Положение обоих устано¬
вочных клапанов 7 фиксируется при настрой¬
ке работы регулирования.
На нагнетательном маслопроводе установ¬
лен предохранительный клапан 8, стравливаю¬
щий часть масла на слнв при избыточном
давлении.
Пружина 11 регулирующего клапана 14
находится в сжатом положении и всегда стре¬
мится закрыть его. Открытие клапана 14
осуществляется давлением масла, преодоле¬
вающим силу сжатия пружины. Давление мас¬
ла под поршнем 10 изменяется прн изменении
числа оборотов турбины, что и обеспечивает
работу регулирующего клапана.
Рассмотрим действие системы регулирова¬
ния и а примере повышения нагрузки турбины.
В этом случае муфта центробежного регуля¬
тора и золотник 1 переместятся вверх. Сече¬
ние для слива масла в буксе 12 уменьшится.
Давление масла под поршнем 10 возрастет,
и клапан 14 приоткроется. Расход пара через
турбину увеличится, и мощность ее возрастет.
Рассмотренная схема регулирования при¬
меняется фирмой ББЦ. Принцип гидравличе¬
ских связей (часто в комбинации с рычажны¬
ми связями) используется н в ряде других
систем регулирования.
В схемах с гидравлическими связями соп¬
ловое парораспределение осуществляется по¬
средством установки соответствующего числа
регулирующих клапанов, на поршни которых
действуют пружины с различной жесткостью.
Жесткость пружин рассчитывается так, чтобы
при изменении нагрузки обеспечить последо-
1 вательное открытие или закрытие регулирую¬
щих клапанов.
Основным преимуществом регулирования
турбин с гидравлическими связями является
отсутствие рычажных сочленений, которым
присущи трение н игра, ухудшающие работу
регулирования.
Схема гидродинамического регулирования
конденсационных турбин КТЗ
Современные турбины КТЗ (конденсацион¬
ные, с противодавлением и регулируемыми
отборами пара) оснащаются унифнцир о а энны¬
ми системами гидродинамического регулиро¬
вания, в которых главный масляный насос
выполняет одновременно и функции регуля¬
тора скорости.
Главный масляный насос 1 центробежного
типа, закрепленный на переднем конце ро¬
тора турбины, используется в качестве насо¬
са-регулятора (рис. 7-5). Напорная линия
насоса соединена с нижней полостью транс¬
форматора давления. Верхняя полость транс¬
форматора соединена с всасывающей линией
насоса. Следовательно, золотник трансформа¬
тора воспринимает разность между давлением
нагнетания и всасывания. Разность этих дав¬
лений, действующая на золотник снизу, урав¬
новешивается цилиндрической пружиной, на¬
гружающей золотник сверху.
К ннжней части золотника 3 и главного
сервомотора 4 масло поступает из импульсной
линии через диафрагму 8. Изменение нагруз¬
ки турбины или частоты сети вызывает изме¬
нение числа оборотов и, следовательно, давле¬
ния в импульсной линии регулирования.
Например, при понижении электрической на¬
грузки число оборотов турбины будет расти
и давление масла в импульсной липни будет
повышаться. Отсечной золотник 3 поднимется
вверх, напорная линия через верхнее окно
соединится с нижней полостью главного сер¬
вомотора. В свою очередь верхняя полость
главного сервомотора соединится с нижней
камерой отсечного золотника 3, и масло из
нее пойдет на слив во всасывающую камеру
6*
83

иасоса-регулятора. Клапаны при этом пойдут
на закрытие, что показано стрелкой вверху
главного сервомотора. Нагрузка турбины по¬
низится до заданной величины, и рабочее чис¬
ло оборотов турбины снова восстановится.
Все органы регулирования турбин выпол¬
нены в одном блоке, который устанавливается
на корпусе упорного подшипника.
Схема регулирования с бесшарнирным
регулятором скорости ЛМЗ
Бесшариирные регуляторы нашли широкое
применение иа современных турбинах ЛМЗ.
Рис. 7-6. Бесіпарнирный регулятор скорости ЛМЗ.
1 — вал турбины; 2 — пружина; 8 — ленточная пружнва; 4 — груз; Б — пла¬
стина; 6 — сопло; 7 — поршень; в —болотник.
Основным преимуществом таких регуляторов
скорости является отсутствие трения скольже¬
ния, что снижает коэффициент нечувствитель¬
ности регулятора практически до нуля и повы¬
шает его надежность в работе.
Бесшарнирный регулятор скорости закреп¬
ляется па торцевой части вала 1 турбины
(рнс. 7-6). При некотором числе оборотов
между пластинкой 5, закрепленной на ленточ¬
ной йружине 3, и соплом 6 устанавливается
зазор а, соответствующий установившейся
скорости вращения ротора.
При снижении нагрузки турбины число
оборотов ротора увеличивается, цен¬
тробежная сила грузов 4 возрастает,
они расходятся в разных направлениях
и растягивают пружину 2. Ленточная
пружина 3 изгибается и перемещает
вправо закрепленную на ней шластин-
ку 5. Увеличивается осевой зазор меж¬
ду пластинкой 5 и соплом 6, что при¬
водит к увеличению слива масла из
сопла и снижению давления в полости
б.	Таким образом, нарушается равно¬
весное давление масла в полостях в и
б. Поршень 7 промежуточного усили¬
теля и связанный с ним золотник 8 пе¬
реместится вправо, что приведет к при¬
крытию регулирующих клапанов тур¬
бины. Смещение поршня 7 будет про¬
84

исходить до тех пор, пока не восстановится за¬
зор а, прежний слив масла из сопла 6 и дав¬
ление масла в волости б. Мощность турбины
уменьшается в соответствии с нагрузкой по¬
требителя электрической энергии.
7-3. СТАТИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
РЕГУЛИРОВАНИЯ
Из рассмотрения принципиальных схем
регулирования следует, что изменение нагруз¬
ки турбины приводит к изменению числа обо¬
ротов. Таким образом, для изолированно ра¬
ботающего турбогенератора число его оборо¬
тов зависит от нагрузки, т. е. каждой нагрузке
турбины соответствует вполне определенное
число оборотов.
Пределы изменения числа оборотов, в этом
случае зависят от степени неравномерности
регулятора (обычно при работе на электриче¬
ский генератор, не превышающей 5% номи¬
нального числа оборотов турбины По).
Если турбогенератор работает на электро¬
сеть параллельно с другими турбогенерато¬
рами, то его число оборотов определяется
частотой сети. В этом случае турбина должна
работать с номинальным (рабочим) числом
оборотов во всем диапазоне изменений ее на¬
грузки.
Регулировку числа оборотов турбины при
ее индивидуальной работе или ее мощности
при параллельной работе на сеть большой
емкости осуществляют специальным приспо¬
соблением, называемым синхронизатором.
Конструкции приспособлений для измене¬
ния числа оборотов (синхронизаторов) весьма
разнообразны. На рис. 7-7 представлены ос¬
новные схемы этих приспособлений.
В схеме (рнс. 7-7,а) в дополнение к прин¬
ципиальной схеме регулирования предусмот¬
рена пружина 1 с маховичком 3, которая при
изменении своего натяжения и выполняет
функции синхронизатора.
Из этой схемы следует, что грузы центро¬
бежного регулятора при изменении числа обо¬
ротов турбины воздействуют напружины Іи 2.
Например, при повышении числа оборотов
грузы центробежного регулятора одновремен¬
но сжимают пружины 2 и растягивают пру¬
жину 1, перемещая муфту Е вверх.
Первоначальное натяжение пружины /
в некоторых пределах может произвольно
изменяться вращением маховичка 3, в кото¬
рый на резьбе входит винт, связанный с пру¬
жиной 1. Изменение натяжения пружины 1
будет изменять сжатие пружины 2 и, следо¬
вательно, положение муфты Е. Например, при
работе турбины на сеть большой емкости уве¬
личение натяжения пружины 1 будет ослаб¬
лять сжатие пружины 2 и опускать муфту Е
Опускание муфты Е изменит открытие регу-
Рис. 7-7. Схемы приспособлений для регулирования чис¬
ла оборотов.
лирующнх клапанов и мощность при практи¬
чески неизменном числе оборотов турбины.
Таким образом, изменяя натяжение пружи¬
ны /, можно изменять положение муфты Е и
соответственно изменять мощность турбины.
Из схемы рис. 7-7,6 следует, что гильза Б
золотника может перемещаться при помощи
маховичка 2, связанного с гнльзой посредст¬
вом хвостовика с резьбой. При произвольном
перемещении гильзы вверх или вниз нейтраль¬
ное положение поршня А золотника будет
достигаться при различных положениях муф¬
ты центробежного регулятора.
Каждому положению гильзы Б при ней¬
тральном положении золотника Л соответст¬
вуют вполне определенное положение муфты
Е и открытие регулирующего клапана. Таким
85

Рнс. 7-81 Статическая характеристика регулирования
турбины.
а—положение синхронизатора фиксированно; 6 — крайние и
промежуточное положения синхронизатора.
образом, воздействуя иа положение гильзы Б,
можно изменить степень открытия регулирую¬
щего клапана и расход вара в турбину.
Из схемы рис. 7-7,6 видно, что точка кача¬
ния Л рычага может перемещаться вращением
маховичка Б. Перемещение точки качания
рычага ЬС выводит золотник сервомотора нз
среднего положения и, воздействуя и а регу¬
лирующий клапан, изменяет расход пара че¬
рез турбину, а значит, и ее мощность.
іПри фиксированном положении синхрони¬
затора каждому значению числа оборотов со¬
ответствует вполне определенное положение
муфты регулятора и мощность на зажимах
генератора. Замеряя мощность турбины и чис¬
ло оборотов, можно получить зависимость из¬
менения мощности от числа оборотов п.
Зависимость Ne от п, представленную гра¬
фически, называют статической харак¬
теристикой регулирования турбины.
Такая статическая характеристика регули¬
рования приведена на рнс. 7-8. На рис. 7-8,а
дано изменение числа оборотов п в зависимо¬
сти от электрической мощности N3 при фикси¬
рованном положении синхронизатора. Кривая
ab показывает изменение п в функции от N3
при повышении нагрузки от холостого хода
до /Ѵ0НОМ. Отношение
22Ь-п»..і00»/,=8	(7-5)
Пі +
носит название степени неравномерности регу¬
лирования.
Здесь пі — число оборотов турбины при хо¬
лостом ходе;
Пг — число оборотов турбины при но¬
минальной нагрузке;
П1 2^ П>~ ~~ среднее число оборотов турбины
прн определенном фиксирован¬
ном положении синхронизатора.
Если за среднее число оборотов принять
номинальное «о, то уравнение (7-5) примет
вид:
8= П|~П’ 100»/,.	(7-6)
От характера кривой изменения п от N3
зависит работа регулирования турбины. Что¬
бы обеспечить нормальную -работу турбины,
степень неравномерности должна находиться
в пределах 4—5%.
Если определить изменение числа оборо¬
тов турбины при снижении мощности от N3u0M
до холостого хода, то получим несколько от¬
личную зависимость п от N3. На рис. 7-8,а эта
зависимость представлена кривой а4&і. Раз¬
ность между числом оборотов, взятым по кри¬
вой Н1&1, и числом оборотов, взятым по кри¬
вой abt для одном и той же мощности N3
обозначают 2Дл и называют нечувствитель¬
ностью регулирования. Значение 2Дп—+Дл—
— (—Дл) представляет собой такое изменение
числа оборотов, прн котором регулятор нахо¬
дится в состоянии равновесия 1—I и не может
преодолеть сопротивления в сочленениях са¬
мого регулятора и в сочленениях, связываю¬
щих муфту регулятора с золотником, и в са¬
мом золотнике. Плюс Дп —повышение числа
оборотов турбины от установившегося сред¬
него значения, необходимое для преодоления
указанных сопротивлений, чтобы вывести ре¬
гулятор нз состояния равновесия; минус Ди —
понижение числа оборотов от установившегося
среднего значения, необходимое для преодо¬
ления вредных сопротивлений и вывода регу¬
лятора из состояния равновесия. Численное
значение этой разности 2Дп зависит от степе¬
ни нечувствительности регулирования. Отно¬
шение 2Дл к «о (в процентах) носит название
степени нечувствительности регулирования
,=^100»/,.	(7-7)
Максимально допустимая величина е в тур¬
бинах должна быть не выше 0,3%. В совре¬
менных турбинах стремятся осуществлять ре¬
гулирование при Е5^0,1 %.
Степень нечувствительности регулирования
турбины зависит от ряда факторов, как-то:
наличия слабины в соединении рычагов, инер¬
86

ции муфты регулятора, трения в муфте и зо¬
лотниках и т. д.
Самопроизвольное изменение числа оборо¬
тов при известной степени нечувствительности
определяется из уравнения
2ДП=^-.	(7-8)
Статическую характеристику регулирова¬
ния (кривая ab) при помощи синхронизатора
можно смещать вниз и вверх.
На рис. 7-8,6 даны характеристики регули¬
рования прн крайних положениях (верхнее и
иижнее) синхронизатора (кривые ab и аі&і).
Кривая агЬ2 представляет характеристику ре¬
гулирования при промежуточном положении
синхронизатора.
7-4. ПАРАЛЛЕЛЬНАЯ РАБОТА ТУРБИН
Все электрические станции объединяются
в общиЬ энергетические системы и работают
параллельно на общую энергетическую сеть
с постоянной частотой. -При изменениях элек¬
трической нагрузки сети ее частоту поддержи¬
вают постоянной с помощью синхронизаторов
турбин, работающих на данную сеть. В каче¬
стве примера рассмотрим два параллельно
работающих турбогенератора.
На рнс. 7-9 представлены статические ха¬
рактеристики регулирования двух параллель¬
но работающих турбин.
Общая нагрузка на двух турбинах в опре¬
деленный момент равна	Ч-Мя, где
Nsi—'Нагрузка турбогенератора № 1 и —
турбогенератора № 2.
Предположим, что нагрузка в сети понизи¬
лась на величину ДМ). Если не воздействовать
на характернстйкн регулирования турбин син¬
хронизаторами, то на обеих турбинах пони¬
зятся нагрузки н повысятся соответственно
числа оборотов. На машине № 1 нагрузка
понизится иа ДМ и на машине № 2 — на AN2.
При этом будем иметь ДМ+ЛМг—ДМ). .
Воздействуя синхронизатором, например,
на характеристику, регулирования турбины
№ 1, можно снять нагрузку на
величину ДМ только с одного
турбогенератора № 1 и полу-
лучнть при этом рабочее чис¬
ло оборотов «о. Характеристи¬
ка регулирования при этом пе¬
реместится из исходного поло¬
жения ab в положение ахЬх.
Изменение нагрузки в элек¬
трической сети, если не воз¬
действовать на синхронизато¬
ры, всегда будет приводить
к изменению и относительному
перераспределению нагрузок на турбинах и
к изменению чисел оборотов (соответственно
изменению частоты в сети).
Величина изменения нагрузки будет зави¬
сеть от статической характеристики. На тур¬
бине, имеющей пологую статическую характе¬
ристику, нагрузка будет изменяться более
сильно, чем иа турбине с крутой характери¬
стикой. Нагрузка турбины может самопроиз¬
вольно изменяться, если регулирование имеет
недостаточно удовлетворительную степень не¬
чувствительности, а на статической характе¬
ристике имеются пологие участки. При ука¬
занных условиях турбина будет работать не¬
устойчиво. Таким образом, статическая ха¬
рактеристика регулирования с наличием поло¬
гих участков и повышенной степенью нечув¬
ствительности является неудовлетворительной,
а работа турбин с такой характеристикой —
ненадежной.
В энергетических системах турбины обыч¬
но разделяют на «базовые» и «пиковые».
Высокоэкономичные турбины большой мощно¬
сти, как правило, относят к базовым турби¬
нам. К пиковым турбинам принадлежат тур¬
бины, обладающие более низкой экономич¬
ностью. С целью экономии топлива на элек¬
тростанциях базовые турбины должны, как
правило, работать с полной нагрузкой, а пи¬
ковые турбины предназначаются в основном
для восприятия пиков нагрузки, появляющих¬
ся в электрической сети. Чтобы обеспечить
работу базовой турбины с полной и мало из¬
меняющейся нагрузкой при колебании на¬
грузки в электрической сети, статическая ха¬
рактеристика регулирования такой турбины
должна быть более крутой и особенно на
участке экономических нагрузок. Однако уве¬
личение крутизны статической характеристики
регулирования оказывается неблагоприятной
с точки зрения динамического заброса числа
оборотов в случаях частичного и особенно
полного сброса нагрузки при аварийном от¬
ключении генератора.
Динамическим забросом числа оборотов
называют разность между максимальным чис¬
лом оборотов, которая достигается турбиной
при мгновенном сбросе нагрузки, и нормаль¬
ным рабочим числом оборотов. Динамический
заброс числа оборотов в большой мере
зависит от степени неравномерности регули¬
рования, от объемов рабочего тела за регули¬
рующими клапанами, степени нечувствитель¬
ности регулирования, объемов в камерах от¬
боров, перепускных трубопроводах и т. д.
7-5. ПЕРЕХОДНЫЕ ПРОЦЕССЫ В СИСТЕМАХ
РЕГУЛИРОВАНИЯ
В предыдущих параграфах были рассмот¬
рены статические характеристики систем регу¬
лирования прн установившихся режимах ра¬
боты турбины. Было показано, что каждому
положению муфты регулятора или другого ре¬
гулирующего органа соответствует вполне
определенное положение регулирующего кла¬
пана, а следовательно, и мощность турбины.
Такое рассмотрение систем регулирования
турбин является неполным, н оно не однознач¬
но характеризует их эксплуатационные ка¬
чества. До сих пор предполагалось, что любой
установившийся режим работы турбины явля¬
ется устойчивым.
В условиях эксплуатации турбины вслед¬
ствие изменений нагрузок на турбогенерато¬
рах возникают переходные процессы в систе¬
мах 'регулирования. Теория и опыт показы¬
вают, что не всякая система регулирования
может удовлетворить условиям устойчивости.
В практике эксплуатации турбин имеется не¬
мало случаев, когда система регулирования
после отключения генератора от электриче¬
ской сети прн полной нагрузке не могла удер¬
жать турбину на холостом ходу. В этих слу¬
чаях числа оборотов турбины достигают пре¬
дельного значения по условиям прочности
дисков и рабочих лопаток, естественно, с пре¬
вышением рабочего числа оборотов значитель¬
но больше, чем на 10—12%. Вместе с тем
для эксплуатации очень важно, чтобы даже
при наибольшем возмущении (сброс полной
нагрузки) система регулирования удержала
турбину на холостом ходу. Заброс числа обо¬
ротов при полном сбросе нагрузки ие должен
превышать рабочее число оборотов больше,
чем на 7—9%, что обеспечивает запас от
уровня настройки предохранительных выклю¬
чателей приблизительно 3% «о-
На основании теории регулирования и опы¬
та эксплуатации турбин можно утверждать,
что при переходных режимах, т. е. прн изме¬
нении нагрузки от ЛГ91 до N'Bi, число оборотов
не изменяется согласно статической характе¬
ристике регулирования, как это показано на
рис. 7-9, а может изменяться различным обра¬
зом, прежде чем установится новое число обо-
Рис. 7-10. Возможные формы переходных процессов.
а — апериодический процесс; б — затухающий колебательный
Процесс; в — незатухающие колебания с постоянной амплиту¬
дой; г—незатухающие колебания с увеличивающейся амплиту¬
дой; д — апериодический процесс с непрерывно увеличивающей¬
ся регулируемой величиной.
ротов пі вместо По, с которым турбина рабо¬
тала до изменения ее нагрузки.
Для выяснения условий устойчивости ра¬
боты системы регулирования рассмотрим изо¬
лированную работу турбины при постоянной
нагрузке. Возмущение в системе регулирова¬
ния такой турбины можно вызвать искусствен¬
ным способом, например, можно нагрузить
муфту регулятора дополнительным усилием,
а затем снять его. После такого возмущения
система регулирования турбины придет в тви-
женне, которое для различных турбин в соот¬
ветствии с качеством их систем регулирования
может протекать различно, см. рис. 7-10:
система может вернуться в первоначальное
положение равновесия по апериодическому
закону;
система может вернуться в первоначальное
положение по закону затухающего колеба¬
тельного процесса;
в системе могут возникнуть незатухающие
колебания с постоянной амплитудой, равной
первоначальному возмущению;
в системе могут возникнуть незатухающие
колебания с возрастающей амплитудой;
в системе может возникнуть апериодиче¬
ский процесс, прн котором обороты турбины
будут непрерывно повышаться, пока не про¬
изойдет срабатывание предохранительного вы¬
ключателя.
88

I	Систему регулирования турбины называют
устойчивой, если она обеспечивает переход
от одного установившегося режима работы
к другому. На рис. 7-10,с и б систему
I регулирования можно считать устойчивой,
а рис. 7-10,в—д свидетельствуют о неустойчи¬
вости регулирования, так как здесь система
регулирования не обеспечит переходных про¬
цессов при изменениях нагрузки.
•	Устойчивость системы регулирования мож¬
но повысить введением обратной связи, по¬
вышением степени неравномерности и умень¬
шением степени нечувствительности.
7-6. СХЕМЫ МАСЛОСНАБЖЕНИЯ ТУРБИН
Наиболее широкое распространение в тур¬
бостроении нашли две схемы маслоснабжения
турбин: схемы с насосами объемного и центро¬
бежного типов. Из насосов объемного типа
для маслоснабжения турбин обычно исполь¬
зуются зубчатые и винтовые насосы.
Схема маслоснабжения с насосом объемного
типа
Масло из бака 3 всасывается главным зуб¬
чатым насосом J (рис. 7-11). По выходе из
насоса один поток масла с полным давлением,
} развиваемым насосом, поступает в систему
регулирования 4 турбины, а второй поток
через редукционный клапан 5 проходит к под¬
шипникам турбины, генератора и возбуди¬
теля. Абсолютное давление масла, направляе¬
мого для смазки подшипников, принимается
в пределах 1,4—1,8 бар.
Рис. 7-11. Схема маслоснабжения турбины с насосом
объемного типа.
1“ главный масляный насос; 2 — редукторная передача; 3 —
масляный бак; 4— система регулирования; 5— пружинный ре¬
дуктор; маслосбрасывающий клапан высокого давления:
7“ ыаслосбрасывающий клапан низкого давления; В —масло¬
охладитель; 9—вспомогательный турбомасляный насос; W —
обратный клапан; //—аварийный электромасляный насос;
12— электродвигатель постоянного тока; 13—масло к подшип¬
никам.
Перед поступлением в подшипники масло
предварительно проходит через маслоохлади¬
тель 8. Для правильного распределения масла
по подшипникам в маслопроводах устанавли¬
вают ограничительные диафрагмы. Регулиров¬
ка расхода масла через каждый подшипник
производится путем подбора диафрагмы с та¬
ким отверстием, чтобы температура сливного
масла ие превосходила допустимой величины.
Масло от подшипников собирается в сливной
маслопровод и самотеком возвращается в мас¬
ляный бак.
На маслопроводе в системе смазки преду¬
сматривается предохранительный клапан 7,
который при увеличении давления выше необ¬
ходимого для смазки подшипников перепу¬
скает избыток масла в -бак.
Слив масла из системы регулирования пре¬
дусмотрен в напорную линию подшипников.
В этом случае полная производительность
масляного насоса определяется количеством
масла, необходимым для смазки подшипников.
Правда, такая схема маслораспределения не¬
сколько уменьшает активную разность давле¬
ний масла на поршни сервомоторов. Поэтому
в некоторых турбинах масло из системы регу¬
лирования сливается непосредственно в мас¬
ляный бак. В этом случае производительность
масляного насоса должна быть больше, чтобы
обеспечить как нормальную работу системы
регулирования, так и достаточную подачу
масла к подшипникам.
Схема мвслоснабжения с центробежным
насосом
Главный масляный насос 1 центробежного
типа (рис. 7-12) непосредственно соединен
с валом турбины. Если всасывающая линия
такого насоса и его рабочее колесо не запол¬
нены маслом, то он не может подсосать масло
из масляного бака. Для обеспечения надеж¬
ности его работы во всасывающей линии
создают некоторое избыточное давление 0,3—
0,5 бар, что достигается установкой инжек¬
тора 2, который погружается под уровень
масла в бак 3 н подает масло к насосу 1.
Перед пуском турбины в работу запускают
насос 9, который предназначен для подачи
масла в систему регулирования 4 и к инжек¬
торам 2 и 5. Масло от инжектора 5 с избы¬
точным давлением 1—1,5 бар проходит через
маслоохладитель 8 и поступает в подшипники
турбины и генератора.	t
По мере увеличения скорости вращения
ротора турбины давление масла в напорном
патрубке центробежного насоса постепенно
повышается. Когда оно станет выше давления,
создаваемого вспомогательным насосом Р,
откроется обратный клапан 6 и одновременно
89

Рис 7-L2. Схема маслоснабження турбины с центро¬
бежным насосом.
1— главный масляный насос. 2—инжектор первой ступени:
S — масляный бак; 4 — система регулирования; S — инжектор
второй ступени. 6 — обратный клапан главного насоса: 7 —
обратный клапан на линии подачи масля к подшипникам;
8 — маслоохладитель; S— вспомогательный масляный турбона¬
сос; 10 — обратный клапан на линии от вспомогательного масля¬
ного турбонасоса; // — аварийный масляный электродасос; /2 —
влектродвигатель постоянного тока; 13 — масло к подшипникам,
закроется клапан 10 иа напорной линии на¬
соса 9. При достижении такого режима рабо¬
ты турбины насос 9 нужно остановить.
В обеих схемах маслоснабжения преду¬
смотрены аварийные электромасляные насосы
для смазкн подшипников турбины, генератора
и компрессора. В современных турбинах при¬
вод электромасляных насосов осуществляется
от сети переменного и постоянного тока.
При остановке турбины также включают
в работу вспомогательный масляный насос.
Необходимым элементом любой масляной
системы является маслоохладитель, предна¬
значенный для отвода тепла от масла, нагре¬
вающегося в подшипниках. Температура мас¬
ла, поступающего в подшипники, согласно
правилам технической эксплуатации должна
быть не ниже 35 н не выше 40 °C. Прн этих
температурах обеспечиваются нанлучшне ус¬
ловия смазки подшипников.
1-1. ОГНЕСТОЙКИЕ ЖИДКОСТИ ДЛЯ СИСТЕМ
МАСЛОСНАБЖЕНИЯ И РЕГУЛИРОВАНИЯ ТУРБИН
Для смазки подшипников н регулирования
турбин широкое применение нашли турбин¬
ные масла марок УТ н особенно Л. Воспла¬
менение этих масел происходит при темпера¬
турах около 370°C. Температура же пара
в турбинах достигает 550—600°С. Поэтому
применение этих масел в системах регулиро¬
вания сопряжено с пожароопасностью. В прак¬
тике эксплуатации турбин из-за утечек масла
через неплотности фланцевых соединений и
аварийных повреждений маслопроводов были
неоднократные случаи возникновения пожа¬
ров, сопровождавшихся иногда выходом из
строя турбинного оборудования и строитель¬
ных конструкций машинного зала.
Замена легковоспламеняющихся турбин¬
ных масел огнестойкой жидкостью, которую
можно применить для регулирования паровых
турбин и смазки подшипников, имеет чрезвы¬
чайно большое значение. Такая жидкость
должна удовлетворять следующим основным
техническим условиям; быть огнестойкой и
обладать необходимой вязкостью, быть не¬
дорогой н не иметь ядовитых свойств. Одна
из таких жидкостей, удовлетворяющая указан¬
ным требованиям, предложена ВТИ. Огне¬
стойкое масло теплотехнического «института
(ОМТИ) широко применяется для регулиро¬
вания и смазки современных турбин, выпу¬
скаемых ЛМЗ, электрической мощностью от
300 до 1200 Мет. Температура воспламенения
масла выше 700 °C.
Второй совершенно огнебезопасной жид¬
костью, которая давно уже находила примене¬
ние в некоторых системах регулирования, яв¬
ляется вода. Ее применению вместо масла
в системах регулирования паровых турбин
предшествовала большая научно-исследова¬
тельская работа, проведенная ВТИ.
Применение воды в системах регулирова¬
ния практически устранило бы пожароопас¬
ность в турбинных установках. Однако основ¬
ным недостатком воды является то, что она
не может быть пока еще использована для
смазкн подшипников. Поэтому применение
воды в системах регулирования не «исключает
использования масла для смазки подшипни¬
ков. Кроме того, с внедрением воды в системы
регулирования в целях избежания коррозии
металла и зашламлення воды требуется при¬
менять нержавеющие стали для всей комму¬
никации трубопроводов системы регулирова¬
ния, включая арматуру, золотники, сервомото¬
ры и другие детали, соприкасающиеся с водой.
Использование воды в системах регулиро¬
вания вместо масла в настоящее время осу¬
ществлено на головных образцах паровых тур¬
бин ХТГЗ типов К-160-130, к-300-240 и
К-500-240.
7-8. ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫЕ ВЫКЛЮЧАТЕЛИ
ДЛЯ АВАРИЙНОГО ОТКЛЮЧЕНИЯ ТУРБИН
Прн неудовлетворительной работе регули¬
рования турбины повышение числа оборотов
Прн сбросе нагрузки может достичь опасного
значения, определяемого условиями прочно¬
сти роторов турбины н генератора. Предельно
допустимое число оборотов принимается обыч¬
но на 10—12% выше рабочего.
Поэтому каждая турбина снабжается од¬
ним нли двумя предохранительными выклю¬
чателями, прекращающими доступ пара вт>р-
90

Рис 7-13. Предохранительный выключатель кольцевого
типа.
бину при забросе числа оборотов до предель¬
ного значения.
Предохранительный выключатель представ¬
ляет собой неустойчивый (астатический) цен¬
тробежный регулятор.
Конструкция предохранительного выклю¬
чателя кольцевого типа представлена на
рнс. 7-13. Эксцентричное кольцо 1 насажено
на вал. Под действием пружины 2 эксцентрич¬
нее кольцо удерживается на валу в показан¬
ном на рисунке положении. Эксцентриситет е
определяет расстояние между центром тяже¬
сти регулятора и осью вращения вала. Рас¬
стояние а указывает на ход регулятора.
Перемещение кольца на расстояние а про¬
исходит при забросе числа оборотов до пре¬
дельного значения.
Для управления стопорными клапанами
турбин средней н большой мощности распро¬
странены предохранительные выключатели
бойкового типа с гидравлическими связями
(рис. 7-14). Прн предельном числе оборотов
Рнс. 7-14. Предохранительный выключатель бойкового
типа.
боек 1 выключателя 2 отжимает левое плечо
рычага 3 н тем самым освобождает замок 4.
Под действием пружины 5 рычаг 6 опускает
поршень золотника 7, поддерживаемый пру¬
жиной S, вниз. В результате этого доступ мас¬
ла, поступающего нормально из полости 9
в камеру 10 и систему регулирования, пере¬
ключается на слив в систему смазки турбины.
Слив масла нз системы регулирования вызо¬
вет закрытие стопорного и регулирующих кла¬
панов.
Глава восьмая
КОНСТРУКЦИИ ПАРОВЫХ ТУРБИН
8-1. ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ К КОНСТРУКЦИЯМ
ПАРОВЫХ ТУРБИН
Выбор конструкции турбин малой и средней
мощности
Для турбин малой и средней мощности
выбор больших диаметров дисков благоприятен
с точки зрения получения умеренного числа
ступеней, компактности конструкции и уде¬
шевления ее стоимости, но приводит к малым
высотам сопл и лопаток в первых ступенях,
к малой степени парцнальности регулирующей
ступени и к необходимости введения парцизль-
ностн в следующих ступенях. Применение ма¬
лых высот сопл и лопаток и особенно введе¬
ние парцнальности существенно понижает
к. п. д. этих ступеней и турбины в целом. По¬
этому с точки зрения экономичности для тур¬
бин малой и средней мощности целесообразно
применять умеренные диаметры дисков, при
которых возрастают высоты сопл н лопаток,
увеличивается степень парцнальности регули¬
рующей ступени н отпадает необходимость
в парциальном подводе пара у ступеней дав¬
ления (начиная со второй). Однако для тур¬
бины с числом оборотов 3000 в минуту при¬
менение небольших диаметров дисков, благо¬
приятно отражаясь на экономичности, требует
большого числа ступеней, что может вызвать
значительное усложнение конструкции. Чтобы
правильно выбрать оптимальную конструкцию
турбины с учетом всех противоречивых тре¬
бований, предъявляемых к ней, т. е. высокой
экономичности, эксплуатационной надежно¬
сти, простоты конструкции, низкой себестои¬
мости и т. п., выполняют сравнительные тех¬
нико-экономические расчеты для нескольких
вариантов конструкций.
91

Сопоставление таких расчетов >и анализ
опыта эксплуатации уже работающих турбин
позволяют правильно выбрать оптимальней
вариант вновь создаваемой конструкции тур¬
бины.
В турбинах малой и средней мощности
в качестве регулирующих ступеней нашли рас¬
пространение двухвенечные диски. Примене¬
ние последних целесообразно с точки зрения
упрощения конструкции турбины. Кроме того,
турбины с двухвенечным н регулирующими
ступенями обладают более устойчивым к. п. д.
на переменном режиме работы.
Двухвенечные регулирующие ступени обыч¬
но срабатывают большие тепловые перепады
(165—210 кджікг н больше). Это упрощает
конструкцию корпуса и концевых уплотнений
за счет значительного понижения давления
пара внутри турбины и облегчает проектиро¬
вание сопл и лопаток в первых ступенях дав¬
ления благодаря увеличению удельного объе¬
ма пара.
Применение одновенечной регулирующей
ступени с умеренным тепловым перепадом
(60—85 кджікг) усложняет конструкцию тур¬
бины, увеличивает ее стоимость н т. д., что
не всегда оказывается целесообразным.
Конструирование последних ступеней тур¬
бин небольшой н средней мощности (прн нор¬
мальном числе оборотов 3000 в минуту) не
вызывает каких-либо затруднений. Для малых
пропусков пара нет необходимости в примене¬
нии раздельных потоков пара в последних
ступенях или лопаток предельной высоты.
Потери тепла с выходной скоростью в послед¬
них ступенях таких турбин обычно невелнкн.
Выбор конструкции турбин большой мощности
Выбор оптимальной конструкции конденса¬
ционной турбины большой мощности является
весьма сложной задачей. Прн конструирова¬
нии такой турбины приходится обращать вни¬
мание на конструкцию не только регулирую¬
щей, но и последней ступени. От правильного
выбора конструкции этих ступеней в очень
большой степени зависит надежность работы
турбины, экономичность, стоимость изготовле¬
ния и т. д.
Конструкции существующих турбин боль¬
шой мощности чрезвычайно разнообразны,
различна нх экономичность, стоимость изго¬
товления н ремонтов. Конструкции турбин
с дроссельным парораспределением н частич¬
ным обводом свежего пара в промежуточную
ступень являются уже устаревшими. Турбины
с таким парораспределением особенно неэко¬
номичны прн недогрузках нз-за больших по¬
терь от дросселирования, прн номинальных
нагрузках онн также работают с пониженным
к. п. д.
Турбины с сопловым парораспределением
и частичным обводом свежего пара в проме¬
жуточную ступень обладают высокими к. п. д.
на расчетном режиме, но прн перегрузке нх
к. п. д. также снижается, что является суще¬
ственным недостатком.
Для обеспечения экономичной работы тур¬
бины большой мощности в зоне номинальных
нагрузок широкое распространение получили
турбины с сопловым парораспределением.
В таких турбинах в качестве регулирующей
ступени применяются двухвенечные и одно¬
венечные регулирующие диски.
Хотя применение двухвенечного диска су¬
щественно упрощает конструкцию турбины,
но не всегда достаточно удовлетворительно
решает вопрос ее экономичности.
Применение одновенечного диска повы¬
шает экономичность турбины, и с этой точки
зрения оно целесообразно. Однако чем мень¬
ше тепловой перепад на регулирующей сту¬
пени, тем выше давление в турбине, больше
число ее ступеней, больше толщина стенок
корпуса и фланцев, сложнее конструкция пе¬
реднего уплотнения, Ито особенно важно для
турбин высокого и сверхвысокого давлений.
До последних лет в осевых турбинах большой
мощности устанавливались двухвенечные ре¬
гулирующие ступени. Однако в последние
годы для повышения экономичности такие
турбины стали конструировать с одновенеч-
нымн регулирующими ступенями.
Конструкция и размеры лопаток, а также
канализация пара в последних ступенях кон¬
денсационных турбин большой мощности за¬
висят в основном от абсолютного давления
пара за лопатками. Для повышения экономич¬
ности турбин лопатки последних ступеней кон¬
струируются на использование возможно бо¬
лее глубокого вакуума. Углубление вакуума
сопровождается значительным ростом удель¬
ного объема отработавшего пара и требует
больших выходных сечений последних ступе¬
ней. В турбинах большой мощности (более
50 Мет) с глубоким вакуумом применяют раз¬
деление расхода пара в последних ступенях
на два, три и больше потоков. Например,
в конденсационной турбине типа К-800-240
ЛМЗ применил три двухпоточных цилиндра
низкого давления, т. е. шесть однотипных по¬
токов в последних ступенях.
Конструирование паровых турбин в Совет¬
ском Союзе осуществляется в соответствии
с утвержденными ГОСТ параметрами пара,
типами турбин н нх мощностью. Такое упо¬
рядочение типов турбин н параметров пара
создает благоприятные предпосылки для уни¬
фикации, т. е. взаимозаменяемости отдельных
92

узлов и деталей в пределах одной серии тур¬
бин. Опыт отечественного турбостроения по¬
казал широкую возможность унификации под¬
шипников, лабиринтовых уплотнений, деталей
парораспределения и регулирования и особен¬
но профилей и размеров сопл и рабочих ло¬
паток, а также унификации других деталей.
Современное турбостроение базируется на
применении высоких и сверхвысоких парамет¬
ров пара. Известно, что к. п. д. турбоустанов¬
ки растет с повышением параметров свежего
пара н развитием регенеративного подогрева
питательной воды. Поэтому желательно по¬
вышать давление и температуру свежего пара
до предельно возможных значений и увеличи¬
вать число отборов для подогрева питатель¬
ной воды, а также использовать тепло отби¬
раемого пара для технологических целей и
подогрева сетевой воды в установках с подо¬
гревателями.
Предельно допустимая температура све¬
жего пара лимитируется качеством металлов,
применяемых в турбостроении, их стоимостью
п технологией обработки. Повышение давле¬
ния приводит к увеличению влажности отра¬
ботавшего пара, усложняет конструкцию тур¬
бины, лабиринтовых уплотнений и фланцевых
соединений ЦВД турбины.
В современных турбинах высокого давле¬
ния видимая (расчетная) по is-диаграмме
влажность отработавшего пара достигает 12—
14%. При давлении пара не выше 90 бар и
температуре не ниже 500°C турбины можно
строить без промежуточного перегрева пара.
Применение более высокого давления даже
при повышении температуры свежего пара
приводит к росту влажности отработавшего
пара, а следовательно, к увеличению потерь
от влажности, понижению к. п. д. турбины н
быстрому эрозионному износу лопаток послед¬
них ступеней. Поэтому для турбин с давле¬
нием свежего пара выше 100 бар часто при¬
меняют промежуточный перегрев пара.
От температуры свежего пара и темпера¬
туры промежуточного перегрева зависит вы¬
бор материала корпусов турбин, роторов,
а также диафрагм, сопловых и рабочих лопа¬
ток первых ступеней. В последнее время уста¬
новлено, что для температуры свежего пара
и промежуточного перегрева, не превышаю¬
щей 565—560 °C, можно применять менее до¬
рогие и технологически хорошо освоенные
стали перлитного класса. Температуры све¬
жего пара и промежуточного перегрева выше
565 °C требуют применения дорогостоящих и
трудно обрабатываемых сталей аустенитного
Класса. *
Построенные в настоящее время турбины
с давлением 127,5 бар и температурой 565 °C,
с промежуточным перегревом до 565 °C и раз¬
витой системой регенерации позволили суще¬
ственно повысить к. п. д. турбоустановок.
8-2. КОНДЕНСАЦИОННЫЕ ТУРБИНЫ КТЗ
Конденсационные турбины КТЗ мощностью
до 12 Мет используются для привода электри¬
ческих генераторов, устанавливаемых на теп¬
ловых электростанциях. Номинальная скорость
вращения этих турбин составляет 3000 об/мин,
н онн имеют одинаковые расчетные парамет¬
ры свежего и отработавшего пара: давление
и температура пара перед турбиной р0=
=34,3 бар, і0=435°С, давление в конденсато¬
ре	0,04 4-0,05 бар.
На рис. 8-1 показан продольный разрез
турбины К-6-35, которая приводит в работу
электрический генератор мощностью 6 Мет.
'Проточная часть турбины состоит нз двух¬
венечной регулирующей ступени и 15 ступе¬
ней давления. Турбина снабжена тремя реге¬
неративными отборами пара: первый отбор —
за 7-й, второй — за 10-й и третий —за 13-Й сту¬
пенью. Подогрев питательной воды достигает
146 °C.
Передний подшипник турбины комбиниро¬
ванный, опорно-упорного типа. Упорный диск
имеет радиальные сверления и служит одно¬
временно главным масляным насосом н регу¬
лятором числа оборотов. Такая конструкция
характерна для всех турбин КТЗ.
Расход пара при номинальной мощности
составляет 27,2 т/ч, а его удельный расход
4,17 кг/(кет- ч).
Удельный расход тепла, характеризующий
экономичность установки, не превышает
12 300 кдж/(кет-ч). Расход охлаждающей во¬
ды через конденсатор 1970 м3/ч прн темпера¬
туре на входе 20°C.
8-3. КОНДЕНСАЦИОННЫЕ ТУРБИНЫ УГМЗ
УТМЗ выпускает конденсационные турби¬
ны мощностью 12 Мег, а в последнее время —
крупные теплофикационные турбины.
На рнс. 8-2 показан продольный разрез
турбины К-12-35 мощностью 12 Мег на
3000 об/мин. Расчетные параметры свежего
пара составляют 34,3 бар м 435°C.
Турбина имеет сопловое парораспределение
с четырьмя регулирующими клапанами, управ¬
ление которыми осуществляется от главного
сервомотора реечной передачей.
Проточная часть турбины состоит из двух¬
венечной регулирующей ступени и 17 ступе¬
ней давления.
В турбине предусмотрено четыре нерегули¬
руемых отбора пара для подогрева питатель¬
ной воды.

94

Рис. 8-2. Продольный разрез турбины типа К-12-35 УТМЗ.
95

Концевые уплотнения — лабиринтовые, с на¬
садными втулками. Со стороны высокого дав¬
ления нз концевых уплотнений предусмотрен
отсос пара в патрубок второго регенератив¬
ного отбора.
Все диски насажены на вал в горячем со¬
стоянии н закреплены продольными шпонка¬
ми. Передний подшипник турбины — комбини¬
рованный, опорно-упорный, вкладыш опорной
части подшипника имеет сферические поверх¬
ности. Вкладыш заднего опорного подшипни¬
ка турбины жестко закреплен в корпусе.
Роторы турбины и генератора соединены
полугнбкой муфтой. В корпусе заднего под¬
шипника (между вкладышем подшипника и
фланцем муфты) предусмотрен специальный
указатель для наблюдения за изменением
удлинения ротора относительно корпуса.
Турбина снабжена валоповоротным устрой¬
ством. На переднем конце вала между опорно¬
упорным подшипником и шлицевой муфтой
масляного центробежного насоса установлены
бойки предохранительных выключателей.
В корпусе переднего подшипника имеется
реле осевого сдвига для автоматического от¬
ключения турбины прн осевом смещении ро¬
тора.
Турбина снабжена гидродинамическим ре¬
гулированием, схема которого разработана
заводом в содружестве с ВТИ-
В-4. КОНДЕНСАЦИОННЫЕ ТУРБИНЫ ХТГЗ
Турбина K-f5O-f3O (ПВНИ50)
В 195$ г. завод изготовил первый образец
одновальной двухцилиндровой турбины мощ¬
ностью 150 Лівт на 3000 об/мин с восемью
регенеративными отборами пара (рнс. 8-3).
Турбина рассчитана на работу со свежим
паром 127,4 бар -и 565 °C и выполнена с про¬
межуточным перегревом при температуре
■565°C н давлением 29,5 бар. Давление в кон¬
денсаторе прн номинальной нагрузке^прн рас¬
ходе охлаждающей воды 20 800 м5/ч и ее тем¬
пературе на входе 12°C составляет 0,035 бар.
Парораспределение турбины сопловое. Ци¬
линдр высокого давления состоит нз части
высокого давления и части среднего давле¬
ния. ЧВД—двухкорпусная, в ней расположе¬
ны одновенечная регулирующая ступень н
шесть ступеней давления. После ЧВД пар
направляется в промежуточный пароперегре¬
ватель, где его температура повышается до
565 °C. Из промперегрева пар поступает
в ЧСД, проходит через восемь ступеней дав¬
ления и направляется в часть низкого давле¬
ния. ЧНД представляет собой двухпоточный
цнлнндр низкого давления, в каждом потоке
которого имеется шесть ступеней давления.
96

Таблица 8-1
Гарантийные данные по экономичности турбины К-160-130-2
Режим
Справочные данные
Гарантийные условия
Гарантийный
удельный
расход ттала,
кджіквт-ч
Мощность
на зажимах
генератора.
Мет
Расход прра
через стопорный
клапан,
т]ч
Температура
подогре іа
шпате чьной
годы, ’С
К. П д генера¬
тора, по которому
исчислены
гарантии, %
Потеря давле¬
ния в системе
промперегреза.
бар
Давление пара
перед соплами
ЧСД, б-ір
Температура
перед соплами
ЧСД. ®С
165
470,4
230,0
99,0
4,9
27,0
565
8 240
150
427.4
225,5
99,0
4,4
23,7
565
8 420
125
355,5
216,0
98.9
3,6
20,1
544
8 470
100
288,5
206,0
98,7
2,9
14,9
522
8650
Примечания: I. Зачод гарантирует расход тепча с допуском 1 %. см. [Л. 29]
2 Гарантии приведены для следующих условий ра юты турЗины: ра=І30 кгс/слР; і0=565 “С; <в1=:12 ®С (температура вхлаждаютей
воды^пря входе и конденсатор); QBJ—20вЮ jm’/« (расход охлаждающей воды через конденсатор).
В турбине предусмотрено восемь нерегули¬
руемых отборов пара для подогрева питатель¬
ной воды. При мощности 150 Мет с включен¬
ной регенерацией н испарителями н отключен¬
ными бойлерами температура питательной
воды составляет 227°C.
Давления пара в регенеративных отборах
прн указанном режиме составляют: в первом
31,8 бор, во втором 20,9 бор, в третьем
12,2 бор, в четвертом (на деаэратор) 7,4/5,9 бор,
в пятом 4,5 бор, в шестом 1,4 бор, в седьмом
0,71 бор и в восьмом 0,33 бор.
В процессе освоения турбин К-150-130 на
электрических станциях завод нашел возмож¬
ным повысить их экономичность н мощность
главным образом за счет модернизации теп¬
ловой схемы. До модернизации пар для пер¬
вого регенеративного отбора поступал из вы¬
пускного патрубка ЧВД при температуре
371 °C, а для второго—из камеры за первой
ступенью ЧСД при температуре 436°C (в ЧСД
пар поступает после промперегрева с темпе¬
ратурой 565°C, поэтому температура второго
отбора оказывалась выше, чем температура
первого). После модернизации тепловой схе¬
мы два подогревателя высокого давления ста¬
ли обогреваться паром только первого отбора,
а второй регенеративный отбор был отключен.
Таким образом, современная модернизирован¬
ная паровая турбина имеет семь регенератив¬
ных отбороа, ее номинальную мощность уда¬
лось повысить со 150 до 160 Мет, и она полу¬
чила новое наименование К-160-130-2.
Работа деаэратора обеспечивается паром
третьего отбора прн Давлении 5,9 бар-, на
случаи снижения нагрузки к деаэратору пре¬
дусмотрен подвод пара из второго отбора.
Тепло из четвертого и пятого отбороа также
в основном используется для подогрева пита¬
тельной воды, но, кроме того, до 50 Мдж/ч
тепла может быть направлено в подогрева¬
тельную установку для подогрева сетевой
волы.
7—769
Пар к промежуточному перегревателю от¬
водится нз камеры за седьмой ступенью ЦВД.
Камера образована разделительной диафраг¬
мой, которая для устранения большого тем¬
пературного перепада экранирована со сто¬
роны камеры ЦСД, куда подводится пар пос¬
ле промперегрева прн температуре 565°С.
Для сокращения времени пуска предусмот¬
рен прогрев фланцев н шпилек турбины.
Ротор ЧВД — цельнокованый, массой 12,8 т.
Расстояние между осями подшипников 5110л«л.
Ротор ЧНД сварен из отдельных кованых
дисков без центрального отверстия, масса
его 36 т. Расстояние между осями подшип¬
ников 4076 мм.
Диаметр средней окружности и высота
лопатки последней ступени составляют dr—
=2125 и 4=780 мм. Отношение к 4 равно
2,73. К моменту изготовления турбины эта
лопатка, изготовленная из нержавеющей ста¬
ли, являлась самой длинной для Турбин, рас¬
считанных на 3000 об/мин. Торцовая площадь
выпуска каждого потока составляет 5.21 ж®,
а для двух потоков 10,42 мг.
Роторы ЧВД, ЧНД н генератора соедине¬
ны между собой пол у гибкими муфтами.
Концевые уплотнения турбины зубчикового
типа, безвтулочные и не имеют вестовых труб.
Из концевых уплотнений паровоздушная смесь
при давлении 0,97 бар отсасывается специаль¬
ным (сальниковым) эжектором. Система от¬
соса нз уплотнений работает автоматически
при любых режимах нагрузки.
Вкладыши опорных подшипников — с ша¬
ровыми опорами. Упорный подшипник комби¬
нированный и выполнен за одно целое с пе¬
редним опорным подшипником.
Турбина снабжена валоповоротным уст¬
ройством, установленным в корпусе подшипни¬
ка ЦНД со стороны генератора.
Гарантийные данные по экономичности тур¬
бины К-160-130-2 приведены в табл. 8-1.
97
I

5
Рис. 8-4. Схема регулирования турбины К-160-130-2 (ХТГЗ).
I — центробежный главный масляный насос; 2—импеллер (регулятор скорости). 3 — ограничитель мощности. 4—стопорный кла¬
пан: 5 -- регулятор скорости; 6 — гидравлический автомат безопасности, 7 — вакуум-регулятор, 8 — сервомотор регулирующих?
клапанов; 5 —защитный клапан промперегрева; 10—подвод пара после промперегрева; //—подвод пара в ЧСД. /2 ускори¬
тель- /3	отсечной золотник; М—датчик реле осевого сдвига; 15—■ регулятору безопасности; /£—пусКОВой_масляный
аварийный масляный насос; /8 —резервный масляный насос; 19	*	*'		"
охладители; 22—золотник предохранительных выключателей;
— главный инжектор смазки-. 20—инжектор смазки; 21 — масло-
23— сервомотор основного клапана.
В турбине применена гидродинамическая
система регулирования с двойным усилием, ко¬
торая показана на рис. 8-4.
Центробежный масляный насос 1 приводит¬
ся в работу от вала турбины. В качестве им¬
пульсного органа (регулятора скорости) слу¬
жит импеллер 2.
Избыточное давление во всасывающем па¬
трубке насоса создается с помощью инжектора
98
первой ступени 19. Инжектор второй ступени
20 дополнительно повышает давление масла
и подает его в подшипники турбины н генера¬
тора через маслоохладитель 21.
При пуске и остановке турбины предусмот¬
рены электромасляные насосы: 16— для обес¬
печения работы системы регулирования и 18 —
для подачи масла к подшипникам. Кроме того,
предусмотрен аварийный электромасляный на-

сос 17 постоянного тока, вступающий в работу
автоматически при обесточивании собственных
нужд электростанции.
Давление масла, создаваемое импеллером
2, передается на дифференциальный поршень
регулятора скорости 5. Прн перемещении
поршня изменяется открытие сливных сечений
из импульсной линия промежуточного звена
усиления. В случае повышения числа оборотов
турбины н увеличения напора масла за импел¬
лером давление в импульсной линии пони¬
жается.
Давление импульсного масла воздействует
на верхние кольцевые поверхности поршней
дифференциальных сервомоторов, связанных
с отсечными золотниками 13. Один нз этих зо¬
лотников управляет поршнем главного серво¬
мотора 8, а другой — поршнем сервомотора
клапанов ЧСД. Масло от насоса 1 поступает
в среднюю полость промежуточного сервомото¬
ра и создает усилие, направленное вверх, под¬
держивающее его поршни н отсечной золотник
13. Одновременно с этим импульсное масло
подводится также к верхней кромке золотника
13 и заполняет верхние кольцевые полости его
и ускорителя 12. Эти полости соединены
с главным сервомотором 8 и С блоком серво-,
моторов 23. На поршнях сервомоторов 8 и 23
установлены конусы, которые регулируют слив
масла из верхних полостей золотников 12 и 13.
что обеспечивает обратную связь, возвращаю¬
щую поршни промежуточного сер ао мотор а
в среднее положение.
Импульсная линия, управляющая регуля¬
тором скорости и промежуточными сервомото¬
рами, находится под контролем гидравлическо¬
го автомата безопасности 6, вакуум-регулято¬
ра 7, регулятора давления свежего пара н
золотника предохранительных выключателей
22. Такая линия выключения дифференциаль¬
ных сервомоторов обеспечивает однознач¬
ность перемещения дифференциальных порш¬
ней, находящихся под воздействием общей ли¬
нии импульсного масла.
Для закрытия регулирующих клапанов тур¬
бины поршни главных сервомоторов 8 нагру¬
жены цилиндрическими пружинами. Их подъ¬
ем производится давлением масла, которое
управляется отсечными золотниками.
На одном из головных образцов турбины
К-150-130 вместо масла в системе регулирова¬
ния была опробована вода (конденсат турби¬
ны) Ч Для использования воды в системе ре¬
гулирования турбины между импульсным на¬
сосом (импеллером) 2 и регулятором скорости'
5 был установлен мембранный разделитель.
Таким образом импульсные колебания давле-
1 Работа по наладке регулирования на воде была
проведена ХТГЗ совместно с ВТИ и персоналом ГРЭС.
7*
Рис. 8-5. Продольный разрез турбины К‘300-240 ХТГЗ.
99

ния масла в импеллере 2 передавались воде
через мембрану разделителя. Проведенные ис¬
следования работы регулирования на воде да¬
ли положительные результаты.
Турбина К-300-240
Турбина мощностью 300 Мет на 3 000 обімин
представляет собой одновальный агрегат с тре¬
мя выпусками отработавшего пара (рнс. 8-5).
Она предназначена для работы в блоке с кот¬
лом производительностью 900 т/ч, рассчитана
на параметры свежего пара с давлением
235 бар и температурой 560 °C. Пройдя
ЦВД, пар с давлением 39,2 бар
направляется на промперегрев н воз¬
вращается из котла в ЦСД с температурой
565°C н с давлением 34,3 бар. Давление в кон¬
денсаторе прн номинальной мощности 300 Мет
н температуре охлаждающей воды 12°С со¬
ставляет 0,035 бар.
Первый турбоагрегат К-300-240 изготовлен
заводом в 1960 г.
Парораспределение турбины — сопловое.
Проточная часть ЦВД состоит из одновенеч-
ной регулирующей ступени н десяти ступеней
давления. В ЦСД имеется семнадцать ступе¬
ней, из ннх двенадцать в ЧСД и пять — одного
нз трех потоков в ЧНД. Цилиндр низкого дав¬
ления— двухпоточный, имеет по пять ступеней
в потоке.
Роторы ЦВД и ЦСД—цельнокованые,
с пятью насадными дисками в части низкого
давления ЦСД. Ротор низкого давления двух¬
поточный, с насадными дисками.
Критические числа оборотов всей системы
роторов турбоагрегата составляют:
Пеп, речные колебания Критические числи о5оротов
ротора	об/мин
1-	е	п^=1555
2-	е	п^=1870
3-	е	<“2 110
4-	е	<“2180
5-	е	пУр=4 460
Все критические числа оборотов имеют до¬
статочный запас от рабочего (3 000 обімин).
Диаметр лопаток последней ступени по
средней окружности z/=2 550 мм, высота рабо¬
чей лопатки /=1 050 мм.
Трн последние ступени имеют суммарно
площадь выпуска, равную Р=3п2,55-1,05—
=25.2 jwz, что обеспечивает работу турбины
с глубоким вакуумом и умеренными потерями
тепла с выходной скоростью.
В турбине предусмотрено восемь нерегу¬
лируемых отборов пара для подогрева пита-
Рис 8-6. Элемент конструкции лабиринтового уплотне¬
нии турбин высокого давления ХТГЗ К-160-130-2,
К-300-240 и К-500-240.
тельной воды до 265 °C и для теплофикации.
Отдача тепла для теплофикации может дости¬
гать 63 Гдэ/с!ч.
Турбина рассчитана на максимальный рас¬
ход пара 890 т/ч. Гарантийный удельный рас¬
ход тепла турбоустановкн при включен¬
ных бойлерах и испарителях составляет
7 680 кджКквт- ч), подробнее см. табл. 8-2.
Роторы ЦВД н ЦСД соединены жесткой
муфтой, что позволило применить для их уста¬
новки в цилиндрах трн опорных подшипника.
Средний из них является комбинированным
опорно-упорным.
Роторы ЦСД н ЦНД, а также ЦНД и гене¬
ратора соединяются полугнбкнмн муфтами.
Турбоагрегат снабжен валоповоротным уст¬
ройством с числом оборотов 3,4 обімин.
Концевые лабиринтовые уплотнения н си¬
стема отсосов имеют обычную конструкцию
ХТГЗ, как и в турбинах К-160-130-2 н
К-500-240. Элемент конструкции уплотнения
валов показан на рис. 8-6.
В турбине К-300-240 предусмотрен обогрев
фланцев и шпилек ЦВД н головной части
ЦСД.
В системе регулирования турбины вместо
масла применена вода (конденсат), что значи¬
тельно снижает пожароопасность турбоагре¬
гата.
100

Таблица 8-2
Гарантийные данные по экономичности турбины К-300-240 ХТГЗ
Мощность
пл зажимах
генератора,
Мет
Расход
пара через
стопорный
клапан,
т]ч
Темпера¬
тура
питательной
соды, °C
Темпера¬
тура пара
после
про «пере¬
грева. “С
Давлднне
пара перед
блоками
клапанов
ЦСД.
бар
Потерн
давления от
ЦВД блоков
клапаноа
промперегрваа
ЦСД, бар
К. п. д_
генератора,
Внутренняя
мощность
приводной
турбины.
кет
Внутренний
К. П- д.
приводной
турбины,
%
К. п Д.
питатель¬
ного насоса,
%
Удельный
расход тепла.
кджЦквт-ч}
300
865
266
565
35,8
3,8
98,75
9 600
82,0
80.0
7 700
250
702
252
565
28,2
3,1
98,73
7 460
81,7
79.0
7800
200
550
232
565
21.7
2,4
98,65
6 090
81,6
72,5
7290
Примечание Завод гарантирует расход тепла с допуском 2 %. см. [Л. 291 -
Турбина К-500-240
Одноввльная конденсационная паровая тур¬
бина 500 Мет, рабочее число оборотов 3000
(рнс. 8-7, вкладка). Турбина 'четырехцнлнндро-
вая, нз них два цилиндра низкого давления
двухпоточного типа. ЦВД н ЦСД имеют расхо¬
дящиеся потоки пара, что значительно разгру¬
жает упорный подшипник от осевого усилия как
и в турбине К-300-240. Турбина рассчитана на
работу с параметрами свежего пара 235 бар
и 560°C и имеет при давлении 35,3 бар проме¬
жуточный перегрев пара до температуры
565°C. Высоты рабочих лопаток последней сту¬
пени н ее средний диаметр составляют 1=
= 1 050 мм и d— 2550 мм, т. е. столько же, -как
н у турбины К-300-240. Абсолютное давление
в конденсаторе 0,035 бар.
Проточная часть турбины состоит из одно¬
венечной регулирующей ступени, десяти ступе¬
ней давления ЦВД, одиннадцати ступеней дав¬
ления в ЦСД и по пяти ступеней давления
в каждом потоке обоих двухпоточных ЦНД.
Свежнн пар поступает в турбину по четы¬
рем паровпускным патрубкам, соединенным
с наружным корпусом ЦВД сварным швом,
а с сопловыми камерам и, отлитыми во внут¬
реннем корпусе,— подвижным соединением,
уплотненным поршневыми кольцами. Подача
пара в ЦНД осуществляется по двум ресиве¬
рам.
Турбина имеет сопловое парораспределе¬
ние. Два стопорных н восемь регулирующих
клапанов свежего пара устанавливаются в ви¬
де двух блоков по обе стороны ЦВД. После
промежуточного перегрева пар поступает
в ЦСД через три клапана промперегрева.
Для привода іпнтательного насоса турбоаг¬
регат К-500-240 имеет специальную турбину
конденсационного типа, работающую на паре
из третьего регенеративного отбора основной
турбины. Приводная турбина питательного на¬
соса имеет свои регенеративные отборы и соб¬
ственный конденсатор.
Роторы ЦВД и ЦСД цельнокованые, рото¬
ры ЦНД изготовлены с насадными дисками.
Четыре ротора турбины соединены между со¬
бой жесткими муфтами н опираются на семь
опорных-подшипников скольжения с шаровыми
вкладышами. Ротор турбины имеет одни упор¬
ный подшипник, расположенный между ЦВД
и ЦСД. Электрический генератор типа
ТГВ-500. Критические числа оборотов валопро¬
вода составляют 1 325, 1 730, 1 900, 2111, 2312
и 4 605 в минуту.
Турбина имеет два фнкс-пункта, располо¬
женных на боковых опорных плитах первого
н четвертого выпускных патрубков ЦНД,
вблизи оси паровпусков
В турбине предусмотрено девять регенера¬
тивных отборов пара для подогрева питатель¬
ной воды до температуры около 272°C н для
других хозяйственных н собственных нужд.
Расчетные гарантийные расходы тепла при¬
водятся заводом при температуре свежего па¬
ра 560°C н при работе турбины только с во-
Тйблнца 8-3
Гарантийные данные по экономичности турбины К-500-240 ХТГЗ
Мощность
на зажима»
генератора.
Мет
Расход
пара через
стопорный
клапан,
т/ч
Темпера
тура
питатель¬
ной воды,
•с
Темпера¬
тура пара
после
промпере-
гре^а.
Давление
пара перед
блоками
клапанов
ЦСД, бар
Потерн
да ілекня
от ЦВД до
блоков клапа-
ноз промпере-
гравд ЦСД, бар
К п. д.
генератора,
%
Удетьный
расход тепла,
кджіікет-чі*
(•эрѵтто)
Виутрен-іяя
МОЩНОСТЬ
турЛшы
питатель
него насо¬
са, кет
Внутрагний
к. п. д.
турбины
питатель¬
ного
насоса. %
Кпд
питатель¬
ного
насоса. %
500
1 400
248
565
37,4
4,2
98.8
7 720
17 250
82,0
79,3
400
1 100
235
565
29,1
з.з
98.7
7 840
12 700
81,7
76,5
300
820
221
665
22,3
2.5
98,6
8 000
9 900
81,2
71,0
• Завод гарантирует расход тепла с допусков 3 % 1Л. 291
101

семью регенеративными отборами пара (пер¬
вый отбор отключен), *г. е. даются при упро¬
щенной тепловой схеме (табл.'8-3). Для гаран¬
тийного режима работы турбогенератора все
предусмотренные заводом дополнительные от¬
боры пара на испарители, бойлеры, сушку то¬
плива, подогрев мазута и т. д. отключены.
8-5. КОНДЕНСАЦИОННЫЕ ТУРБИНЫ ЛМЗ
Турбина К-200-130-3
Турбина К-200-130-3 мощностью 200 Мет на
3 000 обімин является одновальным агрегатом.
Турбина рассчитана на давление и температу¬
ру свежего пара 127,4 бар и 565°C и абсолют¬
ное давление в конденсаторе 0,035 бар. Проме¬
жуточный перегрев пара производится до
565°C. Турбина работает в блоке с котельным
агрегатом паропроизводитепьностью 640 т/ч.-
Продольный разрез турбины см. рнс. 8-8
(вкладка). Турбина трехкорпусная с раздвоен¬
ным потоком пара в ЦНД и отводами части
пара через верхние ярусы предпоследних сту¬
пеней Баумана непосредственно в конденса¬
торы.
Свежий пар поступает через два клапана
автоматического затвора, расположенных в пе¬
редней части ЦВД. От этих клапанов пар по
четырем трубам поступает к четырем регули¬
рующим клапанам, расположенным на ЦВД
сварно-литой конструкции, с вварнымн сопло¬
выми коробками, к которым приварены паро¬
вые коробки. Сопловой аппарат первой ступе¬
ни состоит из четырех сегментов п находится
в сопловых коробках.
Проточная часть ЦВД состоит из регулиру¬
ющей ступени и одиннадцати ступеней давле¬
ния. Диафрагмы установлены в трех обоймах.
Ротор ЦВД — цельнокованый, изготовлен из
стали марки Р2 и имеет критическое число
оборотов 1 750 в минуту.
Концевые уплотнения ЦВД — безвтулочно-
го типа: на концах вала выточены кольцевые
канавки, а уплотнительные сегменты установ¬
лены в обоймах и удерживаются плоскими
пружинами.
Пар с давлением 24,5 бар и температурой
340 СС из ЦВД направляется в промежуточный
пароперегреватель котла. Перегретый пар
с давлением 20,8 бар и температурой 565 °C
через два предохранительных клапана по че¬
тырем трубам поступает к регулирующим кла¬
панам ЦСД.
В ЦСД размещается одиннадцать ступеней
давления. Диафрагмы первых трех ступеней
установлены в выточках корпуса, а диафрагмы
последующих восьми ступеней закрепляются
в двух обоймах. Ротор ЦСД—комбинирован¬
ный: первые семь дисков выточены нз одной
поковки с валом, а последние четыре диска на¬
сажены на вал в горячем состоянии. Критиче¬
ское число оборотов ротора 1 780 в минуту. Пе¬
реднее концевое уплотнение безвтулочное; уп¬
лотнение вала со стороны выпускного патруб¬
ка — втулочное.
Пар с давлением 1,6 бар п температурой
235°C из ЦСД по перепускным трубам диа¬
метром 1 500 мм подводится к центральной ча¬
сти ЦНД и разветвляется на два потока.
В каждом потоке расположено по четыре ступе¬
ни. Отработавший пар нз выпускных патруб¬
ков турбины направляются в два конденсато¬
ра, приваренных к выпускным патрубкам.
Корпус ЦНД состоит из трех разъемных
частей: средняя часть литая, из чугуна марки
СЧ-21-40, а выпускные патрубки сварные. Во¬
семь дисков ротора низкого давления насаже¬
ны на вал в горячем состояния, что обеспечи¬
вает необходимый натяг при рабочем числе
оборотов. Диски закреплены на валу при по¬
мощи радиальных шпонок. Критическое число
оборотов ротора 1 610 в минуту. Концевые уп¬
лотнения втулочного типа. Втулки насажены
на вал в горячем состоянии.
Роторы высокого, среднего и низкого дав¬
ления лежат на пяти опорных подшипниках:
ротор низкого давления — на двух, а роторы
высокого и среднего давления — на трех. Ро¬
торы высокого и среднего давления соединены
жесткой муфтой. Подвод пара в ЦВД и ЦСД
производится со стороны среднего комбиниро¬
ванного подшипника. Такое расположение по¬
зволило уменьшить длину агрегата на 1,5 м
и разгрузить упорный подшипник от осевого
усилия. Это особенно важно прн наличии по¬
вышенной реакции на рабочих лопатках.
Роторы ЦСД и ЦНД, а также роторы ЦНД
и генератора соединены полупгбкими муфтами.
Для вращения роторов при прогреве турби¬
ны и после ее остановки предусмотрено вало-
поворотное устройство, смонтированное на
корпусе заднего подшипника ЦНД.
Средний диаметр последней ступени равен
2100 мм при высоте рабочей лопатки 765 мм.
Отношение d//=2,75, а окружная скорость на
среднем диаметре «=330 міеек. Наибольший
диаметр по вершине рабочих лопаток послед¬
ней ступени со стороны выхода пара состав¬
ляет 2 870 мм, а максимальная окружная ско¬
рость на вершине лопатки «макс=450 міеек.
Масса ротора турбины низкого давления в со¬
бранном виде составляет 36 т.
Полезная мощность по цилиндрам турбины
составляет: на валу ЦВД 62 Мет, на валу
ЦСД 91 Мет н на валу ЦНД 51 Мет.
Гарантийные данные по турбине см
в табл. 8-4.
Основные детали турбины, работающие
в зонах высоких температур, изготовлены из
102

Таблица 8-4
Гарантийные данные по экономичности турбины К-200-130 ЛМЗ
Режим
Справочные данные
Гарантийные условия
Гарантийный
удельный
расход тел та,
хдзкЦквт-ч)
Мощность
вв зажимах
генератора,
Мв'П
Расход пара
через стопорный
клапан, т/ч
Телѵература
питательной воды
за последним
подогревателем.
Температура пара
после промпере
греза на входе
в ЦСД, “С
Потери давления на
участке от выхода из
ЦВД до отсечных
клапаноз ЦСД (%).
от .давления перед
клапанами ЦСД
К. п. д.
генератора,
по которому
ИСЧИСЛЯЮТСЯ
гарантии, % •
210
592
240
565
9%
98,8
8 045
200
561
237
565
9%
98,8
8 045
175
480
227
565
9%
98,78
8 065
150
408
218
565
s%
98,75
8 160
Примечание Завод гарантирует расход тепла с допусков 1,5 % [Л- 29].
легированных сталей перлитного класса. Кор¬
пус высокого давления, сопловые н паровые
коробки, корпуса клапанов и корпус среднего
давления до вертикального разъема изготовле¬
ны из жаропрочной хромомолнбденованадне-
вой стали марки 15Х1М.1Ф. Роторы турбины
изготовлены из стали Р2. Все насадные диски
изготовлены нз стали 34XH3M. Применение
сталей перлитного класса для изготовления
турбины позволило значительно снизить ее
стоимость.
Схема регулирования турбины К-200-130-3
в отличне от схем регулирования турбин без
промежуточного перегрева пара включает до¬
полнительную защиту турбины от повышения
числа оборотов паром нз паропроводов проме¬
жуточного перегрева (рнс. 8-9, вкладка).
На ЦСД установлены четцре регулирующих
клапана, которые управляются тем же серво¬
мотором, что и регулирующие клапаны ЦВД.
Кроме того, на паропроводах промежуточного
перегрева перед ЦСД установлены два предо¬
хранительных клапана, переключающих пар
в конденсатор в случае полного сброса на¬
грузки. Эти клапаны работают так же, как и
автоматические стопорные клапаны свежего
пара.
Для снабжения турбины маслом предусмот¬
рен главный масляный насос центробежного
типа производительностью 7 000 л!мин. Он
установлен в корпусе переднего подшипника,
и его ротор соединен муфтой с ротором турби¬
ны. Масло на регулирование подается с давле¬
нием 19,6 бар, масло на подшипники поступает
от сдвоенного инжектора, установленного
в масляном баке турбины. В системе масло-
снабження нет зубчатого редуктора и редукци¬
онного клапана, что повышает надежность ее
работы.
Для пуска турбины и останова предусмот¬
рен пусковой центробежный масляный элек¬
тронасос. При падении давления масла на
смазку подшипников ниже 0,45 бар автомати¬
чески включается в работу аварийный электро¬
насос, работающий от сети переменного тока.
На случай обесточивания фидеров собственных
нужд станция установлен резервный масляный
насос с электродвигателем постоянного тока,
который питается от аккумуляторной батареи
и автоматически включается в работу при па¬
дении масла на подшипники до 0,45 бар.
Турбина К-300-240
Конденсационная трехцилнндровая турбина
К-300-240 мощностью 300 Мет на 3 000 обfмин
(рнс. 8-10) предназначена для привода гене¬
ратора переменного тока типа TB3-320-2 с во¬
дородным охлаждением завода «Электросила»
нм. С. М. Кирова.
Турбина одновального типа с промежуточ¬
ным перегревом пара, тремя паровыпусками и
восемью отборами для подогрева питательной
воды до 265°C предназначена для установки
в блоке с котлом паропроизводнтельностыо
950 т/ч.
Турбина рассчитана на параметры
— 235 бар, /0—560 °C, /ПП=565°С и конечное
давление 0,035 бар при температуре охлажда¬
ющей воды /ОХ=12СС.
Кроме того, в турбине предусмотрены до¬
полнительные отборы пара для целей тепло¬
фикации в количестве 63 Гдж[ч и для целей
сушки топлива при давлении 5,3 бар в количе¬
стве до 60 т/ч.
Турбина имеет сопловое парораспределе¬
ние. Пар в турбину поступает через семь регу¬
лирующих клапанов, к которым он подводится
от двух автоматических стопорных клапанов.
Подвод пара осуществляется к средней части
ЦВД, затем он проходит через одновенечную
регулирующую ступень и пять ступеней давле¬
ния левой части внутренней рубашки цилин¬
дра, после чего изменяет направление на 180°
и проходит через шесть ступеней давления
правого потока ЦВД, Из ЦВД пар с абсолют¬
ным давлением 39 бар поступает в промежу¬
точный перегреватель и возвращается в ЦСД
103

Ряс 8-10. Общий
вид паровой тѵр-
бмны К-300-240
ЛМЗ
С давлением 35 бар и температурой 565 °C.
Пройдя дублированную защиту (два стопор¬
ных и два отсечных клапана), пар поступает
в ЦСД. После 12-й ступени ЦСД пар развет¬
вляется на три потока- одна треть проходит
через последние пять ступеней ЦСД, а две
трети направляются в двухпоточный ЦНД,
имеющий по пять ступеней в каждом потоке.
Отработавший пар турбины по трем выпуск¬
ным патрубкам поступает в один общий кон¬
денсатор.
Средний диаметр последней ступени d=
=2 480 мм, высота рабочей лопатки /=960 мм.
Роторы высокого и среднего давлений —
цельнокованые, на последнем пять дисков
ЧНД — насадные. Роторы высокого н среднего
давлений соединены жесткой муфтой. Ротор
среднего давления с ротором низкого давления
соединен полугнбкой муфтой.
Все три ротора высокого, среднего и низ¬
кого давлений выполнены гибкими, и их кри¬
тические числа оборотов составляют соответ¬
ственно 1 700, 1 620 н 1 870 обімин.
Концевые уплотнения ротора высокого дав¬
ления п переднее ротора среднего давления
безвтулочные, а ротора среднего давления со
стороны отработавшего пара и ротора низкого
давления втулочного типа. Все концевые уп¬
лотнения роторов бескаминного типа. В соот¬
ветствующие камеры всех концевых уплотне¬
ний подводится пар из коллектора с абсолют¬
ным давлением около 1 бар. В крайних конце¬
вых камерах уплотнений роторов специальным
вентилятором, отсасывающим паровоздушную
смесь в вакуумный охладитель, поддерживает¬
ся небольшое разрежение, около 7%.
Суммарное осевое усилие роторов восприни¬
мается упорным подшипником, расположен¬
ным между роторами высокого и среднего дав¬
лений в комбинации с опорным подшипником.
Для разгрузки подшипника от осевого усилия
в передней части уплотнений ротора среднего
давления предусмотрен разгрузочный поршень.
Фикс-пункт турбины расположен на боко¬
вых рамах задней части ЦНД, тепловые рас¬
ширения цилиндров направлены в основном
в сторону переднего подшипника и незначи¬
тельно в сторону генератора.
Регулирование турбины, маслоснабженне
и ее защита выполнены аналогично турбине
К-200-130-3.
Расход пара через турбину прн расчетных
параметрах и мощности 300 Мет составляет
890 т/ч.
Максимально допустимая мощность турби¬
ны 3^0 Мет прн максимальном расходе свеже¬
го пара 930 т{ч. Гарантийный удельный
расход тепла (брутто) составляет q<>—
=7680 кдж!(квТ‘Ч), подробнее см. табл. 8-5.
Таблица 8-5
Гарантийные данные по эиономичиостн турбины К-300-240 ЛМЗ
Режим
Спраноіные данные
Гарантийные условия
Гарантийный
удельный
расход тепла,
яджЦкнт-ч}
Мощность
на зажимах
генератора,
Мвт
Расход пара
через стопорный
клапан, гп[ч
Температура
питательной воды
за последним
подогревателем.
вС
Температура пара
после промпере-
грена на входе
В ЦСД, “С
Потери давления
пл участке от
выхода из ЦВД, от
отсечных клапанов
ЦСД (%), от давле¬
ния перед клапанами
ЦСД
К п. д.
генератора, rto
которому ИСЧИС¬
ЛЯЮТСЯ гарантии,
%
300
890
265
565
12,5
98,8
7710
250
720
252
565
12,5
98,8
7 845
200
573
239
565
12,5
98,7
8 960
Прин е ч анхе. Завод гарантирует расход тепла с допуском 2 % |Л. 291-
104

Турбина К-ВОО-240-1
Двухвальная конденсационная турбина
рассчитана на номинальную мощность 800 Мет
для привода двух генераторов переменного то¬
ка со скоростями вращения роторов
3000/3 000 обІмиЛ. Турбина рассчитана на па¬
раметры свежего пара: давление 235 бар н
температуру 560°C. После промперегрева пе¬
ред автоматическими стопорными клапанами
ЦСД 33,8 бар н 565 °C. Расчетные давления
в конденсаторах первого вала 0,03 бар и вто¬
рого вала 0,037 бар. Расход охлаждающей
воды через конденсаторы 90000 м3/ч. Расчет¬
ная температура охлаждающей воды при вхо¬
де в конденсаторы 12°C Максимально допу¬
стимая температура охлаждающей воды 33°C.
Предельно допустимая температура паровы¬
пускной части турбины не должна быть выше
60°С. На рнс. 8-11 (вкладка) показан про¬
дольный разрез турбины К-800-240-1.
На первом валу турбины расположены че¬
тыре цилиндра (ЦВД, ЦСД н два ЦНД), на
втором валу три цилиндра (ЦСД н два ЦНД).
Электрическая мощность первого вала 496,
а второго 304 Мет. Турбину можно использо¬
вать в работе и с одним первым валом (второй
вал остановлен). Мощность турбины прн этом
не должна превышать 320 Мет.
Турбина имеет сопловое парораспределе¬
ние. Свежнй пар поступает от двух котлов и
подается к четырем параллельно включенным
коробкам стопорных клапанов ЦВД. От послед¬
них пар направляется к восьми регулирующим
клапанам н от ннх идет к соплам одновенеч-
иой регулирующей ступени.
Первый вал турбины приводит генератор
переменного тока ТВВ-500-2, а второй вал—
генератор ТВ В-320.
Тепловая схема турбоустановкн имеет во¬
семь нерегулируемых, отборов пара от основ¬
ной турбины н турбин для привода питатель¬
ных насосов. Питательная вода нагревается:
до 270 °C.
Прн номинальных параметрах пара, пол¬
ностью включенной регенерации и выключен¬
ных отборах на подогрев воздуха, на сушку
топлива, на разогрев растопочного мазута и
Таблица 8-6
Гарантийные данные по экономичности турбины К-800-240-1
Мощность
на зажимах
г ей ер .торов.
Мет
Расход пара
через автома¬
тические
стопорные
клапаны,
т/ч
Температура
питательной
воды за
последним
подогреаята
леи, °C
Гарантийные условия
Гарантийный
удельный расход
тепла.
кджЦквт-ч}
Температура
пара после
паропера гре-
ваталя на входе
в ЦСД ’С
Потери давления на
учестке ОТ выхода на
ЦВД до отсеоіых
клапанов ЦСД, % от
давления в соплозой
короКе ЦСД
К. л. д. генератора, %
ТВВ-500-2
ТВВ 320-2
800
2 390
270
565
13
98,74
98,8
7580
700
2 070
262
565
13
98,77
98,8
7670
600
1 740
252
565
13
98,8
98,8
7 690
Рис 8-12 Общий вид паровом турбины К-800-240-2 ЛМЗ.
105

Таблица 8-7
на сетевые подогреватели мощность турбины
может быть увеличена до 835 Мет. Макси¬
мальный расход пара через турбину состав¬
ляет 2 500 т/ч.
Гарантийный расчетный расход тепла для
турбины приведен в табл. 8-6.
Турбина К-800-240-2
Одновальная конденсационная турбина
с промежуточным перегревом пара предназна¬
чена для привода генератора переменного то¬
ка с частотой 50 гц. Параметры свежего пара
235 бар и 560 °C, а После промперегрева перед
ЦСД 34,3 бар и 540 °C. Расчетное давление
в конденсаторе 0,035 бар при температуре
охлаждающей воды на входе в конденсатор
12 °C и расходе 90 000 м3/ч. Номинальная
мощность турбины па зажимах генератора
800 Мет.
Турбина пятнцнлиндровая: один ЦВД,
один двухпоточный ЦСД и три двухпоточных
ЦНД. Турбина имеет сопловое парораспре¬
деление. Конструкция ЦВД турбины анало¬
гична конструкции ЦВД турбины К-300-240
как по подводу пара, так и по организации
проточной части. Как и у турбины К-300-240,
ЦНД имеют по пять ступеней в потоке. Раз¬
меры лопаток последних ступеней турбины
одинаковые с турбиной К-300-240, длина ра¬
бочей части лопатки 960 мм при среднем диа¬
метре 2 480 мм. Общая суммарная торцовая
площадь шести выпусков составляет 45 mz.
Свежнй пар поступает к регулирующей
ступени, затем проходит пять ступеней давле¬
ния левого потока ЦВД и направляется к ше¬
сти ступеням правого потока (рнс. 8-12). Из
ЦВД пар поступает в промежуточный паро¬
перегреватель и возвращается к двухпоточно¬
му ЦСД. Первые три ступени каждого потока
ЦСД находятся во внутреннем корпусе. Пар
из ЦСД по трубопроводам перепускается
в три двухпоточиых ЦНД.
Отборы нара от турбины на регенерацию
и турбоорнводы
, Наименование
от Зора
Параметры
нара в камере
стЗора
Примечание
ь
а
3
sS
о
'Е.
і
L
Темпера
тура, °C
ПВД № 8
59,7.
365
179,0
За 9-Ті ступенью
ПВД № 7
36,6
303
212,5
За 12-й ступенью
Турбоприводы
15,9
442
121,0
За 15/24 ступенями
ЦВД № 6
15,9
442
73,8
Деаэратор
10,6
386
10,0
15,6 m/ч из уплот¬
нений
ПНД № 4
5.8
312
99,2
За 17/26 ступенями
ПНД № 3
2.8
■ 233
84,4
За ЦСД 21 30 сту¬
пенями
ПНД № 2
1.12
150
109,3
За 32/37 ступенями
ПНД?№ 1
0,21
61
80,4
За 34/43 ступеням»
Турбина имеет восемь ступеней подогрева
питательной воды до 270 °C за счет работы
семи регенеративных подогревателей и одного
подогрева, осуществляемого в деаэраторе.
Роторы высокого и среднего давлений
цельнокованые, а роторы низкого давления
имеют насадные диски.
Общая длина турбины без генератора со¬
ставляет около 39,5 м, а с генератором 59,5 ль
Масса турбины без генератора п вспомога¬
тельного оборудования составляет около
1 300 т. ,
Привод главных питательных наоосов про¬
изводится двумя быстроходными конденса¬
ционными турбинами, которые обеспечивают¬
ся паром из первого отбора ЦСД с парамет¬
рами 15,7 бар и температурой 440 °C. Макси¬
мальная мощность каждой турбины состав¬
ляет 15 000 кет.
Максимальный расход пара через турбину
К-800-240-4 составляет 2 500 т!ч, при котором
Таблица 8-8
Гарантийные данные по экономичности турбины К-800-240-2
Режим
Справочные данные
Гарантийные условия
Г арантии
Мощность
на клеммах
генератора,
Мет
Расход пара
через аптома-
тяческий
стопорный
клапан ЦВД,
т/ч
Температура
питательной
волы за по¬
следним по
ходу пера по¬
догревателем.
Давление
перед
стопорными
клапанами
ЦСД.
бар
Давление
в конден¬
саторе,
бар
Температу¬
ра перед
автомати¬
ческими СТО
порныѵн
Клапанами
ЦВД, “С
Температу¬
ра пара
после пром¬
перегрева,
перед
ЦСД. "С
Потери* давления
на ѵчастке от
выпуска ЦВД до
стопорных клапа-
ноз ЦСД. в %
от дав тения перед
к запанами ЦСД
К п. д
генератора,
по которым
исчислены
гарантии,
%
Удельный
расход**
теп іа,
пбляЦквт-ѵ)
800
2 400
271
32.5
0,0343
560
540
12,7
98,7
7655
700
2 065
260
28,5
0,0314
560
540
12,7
98,7
7760
600
1 740
248
24,3
0,0284
5G0
540
12,7
98.7
7835
• Соответстп)ет потере давления па участке от ЦВД до стопорных клапаиоз Др—4.3 бар пра максимально л расходе пара на турбину
D=2 500
** Удельный расход тепла гарантируется с допуском +2%.
106

может быть получена электрическая мощность
около 825 Мет.
Отборы пара из турбины на регенератив¬
ный подогрев питательной воды и на привод
двух конденсационных турбин, вращающих
питательные насосы, приведены в табл. 8-7.
Отсос воздуха нз конденсаторов производит¬
ся тремя водоструйными эжекторами, вклю¬
ченными параллельно в сборный коллектор
отсоса.
Гарантийные данные по удельному расхо¬
ду тепла представлены в табл. 8-8.
8-6. ТУРБИНЫ ДЛЯ АТОМНЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ
В настоящее время в СССР работают и
монтируются на АЭС паровые конденсацион¬
ные турбины.
В системе АЭС различают теплоноситель
и рабочее тело. В качестве теплоносителя при¬
меняется радиоактивное ядерное топливо:
уран, плутоний и др. Рабочим телом для АЭС
обычно является сухой насыщенный или пе¬
регретый пар. Рассмотрим две типичных
принципиально различных схемы АЭС: одно¬
контурную и двухконтурную.
На рис. 8-13,а показана одноконтурная
схема АЭС, в‘ которой разделены теплоноси¬
тель и рабочее тело. Контур теплоносителя
включает в себя: реактор 1, компенсатор объ¬
ема 2 и циркуляционный насос 8. Контур ра¬
бочего тела состоят из турбины 4. конденса¬
тора 6 и питательного насоса 7. Контур теп¬
лоносителя является радиоактивным н дол¬
жен быть хорошо изолирован от внешней сре-
дьі.
Рабочим телом является сухой насыщен¬
ный пар, который из парогенератора 3 посту¬
пает в турбину. Отработавший пар нз турби¬
ны поступает в конденсатор 6. Конденсат от-
Рис. 8-13. Одноконтурная н двухконтурная схемы АЭС.
а — одноконтурная- 1 — реактор: 2 — компенсатор объема. 3—
парогенератор; 4 —турбина; 5 — генератор; 6—конденсатор;
1~ питательный насос; 8—циркуляционный насос.
б — двухконтурная- J — реактор. 2 — пароперереввтель; 3 — ба¬
рабан-сепаратор; 4 — парогенератор: 8— турбина. 6 — генератор:
/ — конденсатор, 8 — питательный насос; 9 — циркуляционный
насос; ІО— нагревательная секция реактора.
качнвается питательным насосом 7 и подает¬
ся в парогенератор 3.-
На рнс. 8-13, б показана схема работы
турбины на перегретом паре. Эта схема имеет
два самостоятельных контура. В первый кон¬
тур входит сепаратор 3, из которого насыщен¬
ный пар высокого давления поступает
в охлаждающие трубки парогенератора 4.
В этот же парогенератор поступает питатель¬
ная вода нз конденсатора 7, подаваемая пи¬
тательным насосом 8. К этому же контуру
относится циркуляционный насос 9 и нагре¬
вательная секция реактора 10. Второй контур
состоит нз пароперегревателя 2 и парогенера¬
тора 4. Вторичный насыщенный пар нз паро¬
генератора направляется в пароперегрева¬
тельные каналы 2 реактора 1, в которых пере¬
гревается до заданной температуры. Пере¬
гретый пар нз реактора поступает втурбяну5,
которая приводит во вращение генератор пе¬
ременного тока 6.
Турбины на насыщенном паре
Широкое строительство конденсационных
турбин большой и средней мощности для атом¬
ных электростанций на различные параметры
свежего пара развернул ХТГЗ. Завод исполь¬
зует опыт работы паровых турбин на тепло¬
вых электростанциях с органическим топли¬
вом. Этот опыт позволил ему разработать на¬
дежные конструкции атомных турбин па 3 000
п 1500 обімин мощностью до 1 000 Мет.
В табл. 8-9 приведены некоторые технические
характеристики атомных турбин большой н
средней мощности.
Выпуск турбин средней мощности завод
начал в 1958 г. В настоящее время на заводе
идет изготовление турбин большой мощности
на различные параметры пара, достигающие
65 бар. Эти турбины широко используются па
Нововоронежской, Ленинградской, Кольской и
других АЭС-
Продольный разрез конденсационной тур¬
бины К-75-30 показан на рис. 8-14 (вкладка).
Одновальная двухцилиндровая турбина
мощностью 75 Мет на 3 000 обімин питается
паром второго контура, рассчитана на работу
с начальными параметрами пара 29,4 бар.
233 °C и па давление в конденсаторе 0,04 бар
Цилиндр высокого давления состоит из девя¬
ти ступеней давления; цилиндр низкого дав¬
ления двухпсточный, в каждом потоке разме¬
щено по четыре ступени.
Турбина снабжена дроссельным парорас¬
пределением. Пар подводится двумя регули¬
рующими клапанами, присоединенными к ниж¬
ней половине корпуса ЦВД. После расшире¬
ния в ЦВД пар прн давлении 2 бар и влаж¬
ности 12,1% направляется во внешние сепара¬
торы и поступает в среднюю часть ЦНД.
107

Таблица 8-У
Технические характер истики турбин малой и средней мощности для атомных станций
Тип
Турбины
Номиналь¬
ная
МОЩНОСТЬ,
Мет
Год
выпуска
ГОЛОВНОГО
оЗразца
Параметры пара
Давление
н конден¬
саторе,
бар
Габаритные размеры
Удельный
расход
тепла".
кджікет-ч
Начальные
Промежуточно¬
го перегрева
Длина,
мм
Ширина,
мм
Высоте,
мм
бар
■с
бар
■с
К-70/75-30
75
1959
29,4
232,8




0,04
12 800
15 700’
4 200
12 600”
К-220-44
220
1969
43,2
254,9
2,94
240
0,03
0,05
23 200
8 670
6250
11 500’”
К-Б00-65
600
1970
64,6
260
3,43
265
0,04
40 000
8 670
3 300
—
• 2 месте с сепаратора мн.
** По данным испытания
**• Допуск +1,5 ие включен.
Температура питательной воды после реге¬
неративных подогревателей 192 °C. Ее подо¬
грев осуществляется в трех подогревателях
низкого давления, в деаэраторе н двух подо¬
гревателях высокого давления. Таким обра¬
зом, турбина имеет шесть ступеней подогрева
питательной воды. Давление в деаэраторе
принято равным 3,4 бар.
Продольный разрез конденсационной тур¬
бины К-220-44 см. рнс. 8-15 (вкладка).
Одновальная трехцнлнндровая турбина
мощностью 220 Мет на 3 000 обімин питается
паром водо-водяного реактора. Турбина рас¬
считана на параметры свежего пара 43,2 бар
и 255 °C. Давление отработавшего пара в кон¬
денсаторе может составлять 0,03 или 0,05 бар.
В зависимости от величины давления пара
в конденсаторе устанавливаются рабочие ло¬
паткн последней ступени с высотой 1 050 мм
при давлении 0,03 бар и 852 мм прн давлении
0,05 бар. Турбина имеет сопловое парораспре¬
деление. Пар подводится к турбине через че¬
тыре стопорных и четыре регулирующих кла¬
пана, установленных непосредственно на кор¬
пусе ЦВД.
Проточная часть турбины в ЦВД состоит
нз одновенечной регулирующей ступени и пя¬
ти ступеней давления. Два двух поточных ЦНД
имеют по пять ступеней в каждом потоке. Ро¬
тор ЦВД выполнен цельнокованым.
В турбине предусмотрено восемь регенера¬
тивных отборов пара для подогрева питатель¬
ной воды до 233 °C. Схема турбины включает
внешнюю сепарацию и однократный двухсту¬
пенчатый паровой перегрев пара для сниже¬
ния его влажности. Этот перегрев пара осу¬
ществляется за ЦВД при давлении от 2,9 до
3,4 бар. Первая стурень промперегрева пита¬
ется отборным паром при давлении около
18,6 бар, вторая ступень — свежнм паром.
После второй ступени перегрева температура
пара равна примерно 241 °C.
Внешняя сепарация рабочего пара и про¬
межуточный перегрев позволили понизить его
влажность в конце процесса расширения
до 7%.
Для повышения экономичности и умень¬
шения опасности эрозии лопаток, кроме
внешней сепарации рабочего пара и его про¬
межуточного перегрева, в ЦНД турбины пре¬
дусмотрены влагоулавлнвающие устройства,
в том числе полые диафрагмы последней сту¬
пени. Электроискровое упрочнение входных
кромок рабочих лопаток четвертых и пятых
ступеней низкого давления также позволяет
уменьшить эрозионный износ лопаток.
В настоящее время ХТГЗ разработал про¬
ект турбины мощностью 1 000 Мет на
1 500 обімин н готовится к выпуску первого
образца.
Турбины на перегретом паре
Серийные конденсационные турбины ЛМЗ
единичной мощностью 100 и 200 Мет рабо¬
тают па Белоярской атомной электростанции
нм. И. В. Курчатова. На этой станции уста¬
новлены специальные атомные реакторы, вы¬
рабатывающие перегретый пар высокого дав¬
ления.
Первый блок электрической мощностью
100 Мет введен в эксплуатацию в 1964 г. Теп¬
ловая схема блока является двухконтурнон
по рабочему пару, т. е. аналогична рнс. 8-13,6.
Пар, получаемый в парогенераторах, перегре¬
вается в рабочих каналах реактора и посту¬
пает в турбину К- 100-90-
Второй блок электрической мощностью
200 Мет введен в эксплуатацию в 1967 г. Теп¬
ловая схема этого блока является однокон¬
турной. Пароводяная смесь, полученная в ис¬
парительных каналах 5, поступает в сепара¬
торы пара 5 (рис. 8-16). Отсепарированный
пар перегревается в пароперегревательных
108

Рис. 8-16. Принципиальная схема второго блока.
/—циркуляционный насос; 2 —реактор; 3—испарительный ка¬
нал; 4— пароперегревательный канал: S — сепаратор пара; 6 —
барботер; 7 — питательный насос; 8—очистка конденсата;
9 — раздаточные коллекторы; 10 — конденсатные насосы.
каналах 4, нз которых поступает на питание
двух турбин К-ЮО-90 ЛМЗ электрической
мощностью по 100 Мет (рнс. 8-17, вкладка).
Вода циркуляционного контура под напо¬
ром четырех главных циркуляционных насо¬
сов 1 поступает в раздаточные коллекторы 9
н испарительные каналы 3 при температуре
300—305°C. В испарительных каналах пар на¬
гревается до температуры насыщения н ча¬
стично испаряется (среднее паросодержанне
на выходе нз ннх около 23%). Из испаритель¬
ных каналов высокого давления пароводяная
смесь направляется в сепараторы пара 5 бо-
.^ее низкого давления, откуда пар поступает
в пароперегревательные каналы/ а вода нз
барабанов сепараторов, предварительно сме¬
шиваясь с питательной водой, возвращается
к главным циркуляционным насосам 1.
Конденсат нз турбины поступает в конден-
сатоочнстку 8 н направляется в регенератив¬
ные подогреватели низкого давления (на схе¬
ме не показаны), а затем в деаэратор. Из де¬
аэратора питательными насосами 7 вода про¬
качивается через регенеративные подогрева¬
тели высокого давления и регулятор подогре¬
ва и прн температуре 219 °C смешивается
с водой, идущей из сепараторов 5, а затем
поступает к главным циркуляционным насо¬
сам 1.
Турбина типа К-100-90 имеет восемь отбо¬
ров пара для подогрева питательной воды
в подогревателях низкого и высокого давле¬
ний, а также для питания деаэратора. Прн
работе на органическом топливе н при расчет¬
ных параметрах пара (давление свежего пара
88.2 бар, температура 535 °C, абсолютное дав¬
ление в конденсаторе 0,035 бар, расчетная
температура охлаждающей воды 10 °C) тур¬
бина имеет следующие экономические показа¬
тели:
Расход свежего паря . . ...... ЗбЗ т/ч
Удельный расход пара	3,63 кг'(кет-ч)
Удельный расход тепла . .	.	. 9190 кдж/(квт-ч)
Эксплуатация реакторов полностью себя
оправдала и подтвердила возможность при¬
менения перегрева пара в реакторе и исполь¬
зования серийного паротурбинного оборудова¬
ния, которое входит в комплект поставки для
электростанций, работающих иа органическом
топливе.
Прн изготовлении металлоконструкций ре¬
акторов не требуются специальные стали и их
можно изготовлять из материалов, применяе¬
мых в котлотурфстроении.
Опыт создания н эксплуатация однокон¬
турных реакторов подтверждает возможность
значительно увеличить единичную мощность
реакторов этого типа для работы в блоке
с более мощными современными паровыми
турбинами.
Основные показатели блока нз двух тур¬
бин К-100-90 общей мощностью 200 Мет при¬
ведены в табл. 8-10.
Таблица 8-10
Техническая характеристика турбины К-100-90
Электрическая мощность на двух турбинах. Мет
Параметры свежего пара перед турбиной, бар. .
Температура пара перед турбиной, °C

Удельный расход тепла. кЬж/кВт-ч ......
К. п. д. блока,
брутто

нетто

Максимальная температура пара иа выходе из
пароперегревателя, °C

Максимальное давление паря в сепараторах, бар
200
78,5
510
9950
37,7
35,5
545
131,5
На Белоярской атомной электростанции
вводится в эксплуатацию третий блок элект¬
рической мощностью 600 Мет. Блок состоит
нз реактора Б-600 и трех серийных турбин
К-200-130 ЛМ. Реактор типа Б-600 работает
на быстрых нейтронах и имеет тепловую мощ¬
ность около 1 500 Мет. Этот реактор обеспе¬
чивает перегретым паром три серийных тур¬
богенератора электрической мощностью по
200 Мет каждый.
Основные характернсткн блока: реактор
типа БН-600 и три турбины типа К-200-130.
Тепловая мощность реактора, Лівт ....... I 500
Электрическая мощность трех турбин. Мет . . .	600
Паропроизводительность парогенераторов, т/ч . . 1 840
Параметры пара:
температура, °C		505
давіенне, бар	137,3
Удельный расход пара, кг	(квт-ч\	 3,1
Основные характеристики электрических
генераторов на 3 000 об/мин, выпускаемых
заводами СССР, даны в табл. 8-11.
Ю9

Таблица 8*11
Технические характеристики генераторов
Тип
гаіератора
Номиналъ
пая хищ¬
ность.
ква
К, п д.
при номи¬
нальной
МОЩНОСТИ,
%
Номинальное
напряжение, в
ЧНоминаль-;
ный ток, а
Т2-6-2
7 500
96; 96,4)
3150
6300
I 375
778
Т2-12-2
15 000
97,2; 96,6
6 300
10 500
1 375
825
ТВС-30
37 500
98,3
10 500
2 065
ТВ-60-2
75 000
98,5
10500
4 125
ТВФ-60-2
75 000
98,5
10 500
4 125
ТВФ-60-2
75 000
98,5
• 6300
6 900
ТВ2-100-2
117 600
98,8
13 800
4 925
ТВФ-100-2
117 500
98,7
10 500
6 475
ТВ9-150-2
166500
98,9
18 000
5 350
ТВВ-150-2
176500
98,7
18 000
5 670
ТВФ-200-2
235 000
98,8
11 000
12 350 2
ТГВ-200
235 000
98,9
15 750
8 630
ТВВ-200-2
235 000
98,6
15 750
8 630
ТВВ-320-2
353 000
98,7
20 000
10 200
ТГВ-300
353 000
98,8
20 000
10 200
ТГВ-500
589 000
98,75
20 000
17 000
ТВВ-800-2
889 000
98,75
24 000+5
21 400
8-7. ТУРБИНЫ ЗАРУБЕЖНЫХ ФИРМ
Турбина Броун-Боаери мощностью 50 Мет
Швейцарская фирма Броун-Бовери специ¬
ализируется на производстве реактивных тур¬
бин с одновенечными и двухвенечными регу¬
лирующими ступенями. Турбины среднего
давления эта фирма, как правило, строила
с двухвеиечнымн ступенями. Современные
мощные турбины с целью повышения их эко¬
номичности фирма строит с одновеиечными
регулирующими ступенями.
Турбина мощностью 50 Мет при
3 000 обімин рассчитана на параметры све¬
жего пара 28,4 бар н температуру 400 °C. Тур¬
бина двухцилиндровая (рис. 8-18) с дублиро¬
ванным потоком пара для последних четырех
ступеней ЦНД. Регулирующая ступень выпол¬
нена с двухвенечным диском, остальные сту¬
пени реактивные.
В ЦВД и ЦНД турбины потоки пара име¬
ют противоположные направления, что значи¬
тельно разгружает упорный подшипник от
осевого усилия.
Турбина имеет сопловое парораспределе¬
ние: два клапана подводят пар к соплам регу¬
лирующей ступени, два перегрузочных могут
перепускать пар в камеру за регулирующим
диском.
Диск регулирующей ступени выполнен за¬
одно с валом. За ним на вал высокого давления
насажены три специальных диска с широкими
ободамн, на которых закреплены реактивные
рабочие лопатки. Ротор низкого давления со¬
стоит из цельнокованых дисков, сваренных
между собой по ободу. Роторы турбины сое¬
динены жесткой муфтой. Турбина имеет один
упорный подшипник сегментного типа.
Турбина Броун-Бовери мощностью 600 Мет
Одновальная турбина мощностью 600 Мет
при 3000 обімин на начальные параметры па¬
ра 163 бар, 565°C имеет промежуточный
перегрев пара до 565°C (рис. 8-19, вклад¬
ка). Промежуточный перегрев пара осуще¬
ствляется после ЦВД. После перегрева
пар поступает в двухпото^ный ЦСД и из него
направляется в три двухпоточных ЦНД. ЦВД
имеет одновенечную регулирующую ступень
и шестнадцать реактивных ступеней на свар¬
ном барабане. Роторы турбины покоятся на
шести опорных подшипниках, один из кото¬
рых, расположенный между роторами высоко*
го и среднего давлений, является комби Киро¬
ва нньт опорно-упорным. Такое расположение
подшипников значительно сократило длину
турбины.
ЦВД имеет двойные стенки: внутренние и
внешние. Внутренние стенки цилиндра не име¬
ют горизонтальных разъемных фланцев и сое¬
диняются стальными обручами, которые наде¬
ваются на корпус в горячем состоянии. Такая
конструкция цилиндра обеспечивает более
равномерный его прогрев и сокращает дли¬
тельность пуска турбины.
ЦСД турбины выполнен тоже с двойными
стенками. Пар после промежуточного пере¬
грева поступает в среднюю часть цилиндра,
разделяется на два потока, проходит через
ступени и направляется в ЦНД. Роторы низ¬
кого давления турбины выполнены сварными
из отдельных симметрично расположенных
однотипных дисков. Рабочие лопатки послед¬
ней ступени всех шести потоков имеют вы¬
соту около 1 000 мм.
Турбины США большом мощности и их особенности
В США, Канаде и некоторых других стра¬
нах в качестве стандартной частоты трехфаз¬
ного переменного тока принята частота 60 гц.
В связи с этим американские фирмы строят
паровые турбины на 3 600 и 1 800 обімин.
Если исходить из одинакового уровня на¬
пряжений от центробежных сил, принимаемых
для лопаток последних ступеней, то они до¬
стигаются при равных окружных скоростях
вращения роторов. Таким образом, при рав¬
ных окружных скоростях европейских и аме¬
риканских турбин средние диаметры их по¬
следних ступеней должны быть обратно про¬
порциональны числу оборотов. Отсюда следу¬
ет, что максимальные диаметры последних
ступеней европейских турбин должны быть
больше американских в отношении
dE, "Л., _ 3 600	,
“to. ~ "Ев _ 3000 -‘-z-
по

Рис. 8-20. Общий вид турбины мощностью 900 Мет.
I—турбина высокого давления 3 600 обімин-. 2— подвод свежего паре и турбину; 3—цилиндр среднего давления. 4—защитные
.клапаны: 5 —турбина низкого давления 1 800 обімин-. в —отвод охлеждвющеА воды из конденсатора; 7 и в—двухпоточные
конденсаторы.
Так как длины лопаток европейских и аме¬
риканских турбин по условиям геометриче¬
ского подобия также относятся как /евДам=
=JEb/£/am= 1,2, то отношение предельных пло¬
щадей выходных сечений европейской и аме¬
риканской турбин однопоточного типа состав¬
ляет
Если сравнить турбины при условии оди¬
наковых потерь с выходной скоростью, то пре¬
дельная мощность од попоточной европейской
турбины получится в 1,44 раза больше, чем
американской. Отсюда следует, что при про¬
чих равных условиях двухпоточнаи европей¬
ская турбина примерно эквивалентна трехпо¬
точной американской турбине.
В США широкое распространение нахо¬
дят од повальные турбины на 3 600 об/мин и
двухвальные, имеющие на первом валу 3 600,
а на втором 1 800 об/мин. Хотя одновальные
турбины являются более дешевыми, но обла¬
дают меньшей экономичностью н меньшей
единичной мощностью. Наоборот, двухваль¬
ные турбины, несмотря на более высокую сто¬
имость, имеют более высокую экономичность.
Применение в ЦНД тихоходных валов на
1 800 об/мин значительно утяжеляет конст¬
рукцию роторов. Так, масса, например, рото¬
ра низкого давления, изготовленного для
электростанции Булл Раи, составила 136 і.
Такой ротор покоится на двух подшипниках
диаметром 660 мм. Для устранения выработ¬
ки баббита во время пуска и останова тур¬
бины фирма предусмотрела в нйжней части
подшипников небольшие углубления, в кото¬
рые при работе валоповоротного устройства
нагнетается масло под давлением 137 бар.
Это мероприятие обеспечивает спокойный ход
роторов на валоповороте и снижает затрату
мощности па его привод.
На блоке мощностью 900 Мет применены
конденсаторы прямоугольного сечения, кото¬
рые расположены па уровне перекрытия ма¬
шинного зала (рис. 8-20). Они установлены по
бокам турбины и соединены с цилиндрами
низкого давления патрубками большого раз¬
мера, что снижает -потери давления отрабо¬
тавшего пара. По американским данным бо¬
ковое расположение конденсаторов должно
дать повышение экономичности на 0,5%.
112

Глава девятая
ТУРБИНЫ ДЛЯ КОМБИНИРОВАННОЙ выработки
электрической и тепловой энергии
9-1. КОМБИНИРОВАННАЯ ВЫРАБОТКА ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ
И ТЕПЛОВОЙ ЭНЕРГИИ
В нашей стране на теплоэлектроцентралях
широкое применение нашли конденсационные
паровые турбины с регулируемыми отборами
пара, а также турбины с противодавлением,
предназначенные для комбинированной выра¬
ботки электрической и тепловой энергии.
Конденсационные турбины с регулируемы¬
ми отборами пара одновременно удовлетво¬
ряют внешних потребителей электрической и
тепловой энергией, однако у них выработка
электрической энергии не зависит от тепловой
нагрузки. У этих турбин в достаточно широ¬
ких пределах можно независимо регулировать
электрическую и тепловую нагрузку, в то вре¬
мя как турбины с -противодавлением нормаль¬
но работают по тепловому графику, когда вы¬
работка электрической энергии зависит от теп¬
ловой нагрузки внешних потребителей.
Конденсационная турбина с одним
регулируемым отбором пара
Принципиальная схема паротурбинной
установки с комбинированной выработкой
электрической и тепловой энергии без регене¬
ративных отборов приведена на рнс. 9-1.
На рис. 9-2 показана принципиальная схе¬
ма конденсационной турбины с одним регули¬
руемым отбором пара, тепловой процесс —
на рис. 9-3.
Рис. 9-1 Принципиальная схема тепловой установки
с комбинированной выработкой электрической и тепло¬
вой энергии
I — ля регенератор; 2— пароперегреватель; 3— турбина; 4—ге¬
нератор; 5 — конденсатор; Б — теплообмен ныв аппарат; 7 — кон¬
денсатный насос; 8—питательный насос.
Полезно используемое количество тепло¬
вой энергии в конденсационной турбине без
регенерации и регулируемых отборов в рас¬
чете на I кг свежего пара составляет
AQc == іо—ік, кдж/кг.	(9-1)
Полезно используемое количество тепловой
энергии в конденсационной турбине без реге¬
нерации, с одним регулируемым отбором пара
AQ'o—іо—ік+-ап.т (4—і'п.т), кджікг. (9-2)
где ап.т=бп.т/Оо—относительный расход па¬
ра в отбор.
Рис. 9-2. Принципиальная схема паровой турбины
с о днем регулируемым отбором пара.
/•—клапан свежего пара; 2 — клапан регулирования давления
■ отборе; 3— камера отбора.
Рис. 9-3. Тепловой процесс турбины с регулируемым
отбором пара.
8—769
113

Уравнение внутренней мощности турбины
с регулируемым отбором пара имеет вид
Л^і=бо(/"о—Ік) —Gn.t(in.T М. кет, (9-3)
где Go. Gn.T—расходы свежего пара, посту¬
пающего в турбину, и регулируемого отбора,
кгісек', іо, іп.т, ік — энтальпии пара перед тур¬
биной, идущего в отбор и поступающего
в конденсатор, кджікг.
Следует отметить, что отбираемый из тур¬
бины пар не принимает более участия в вы¬
работке механической энергии, поэтому внут¬
ренняя мощность турбины снижается на вели¬
чину
AW<=Gn.T (іп.т—ін), кджісек.	(9-4)
Количество тепла, направляемого из тур¬
бины внешнему потребителю, составляет
AQn.T=Gn.T(in.T—і'п.т). кдж}сек,	(9-3)
где і'п.т —энтальпия конденсата регулируемо¬
го отбора, возвращаемого в тепловую схему
турбины, кджікг.
Разность между количеством тепловой
энергии, фактически расходуемым внешними
потребителями, и ее количеством, необходи¬
мым для компенсации потери мощности, со¬
ставит величину
т—АЛ/ і=
= Сп.т(»к—-^п.т), кджісек.	(9-5а)
Эта величина для турбины с регулируе¬
мым отбором пара является экономией тепло¬
вой энергии за счет использ'овання тепла кон¬
денсации отработавшего пара бп.т У тепловых
потребителей.
В турбинах с регулируемыми отборами*
пара необходимо устанавливать специальные
регулирующие органы для поддержания за¬
данных давлений в камерах отбора. В регу¬
лирующих органах имеются тепловые потери
от дросселирования, которые необходимо учи¬
тывать прн определении экономичности тур¬
бины. В турбине без регенерации, с одним ре¬
гулируемым отбором пара потеря от дроссе¬
лирования, отнесенная к 1 кг свежего пара,
будет равна
Лфд=ад(іп.т—йп.т). кджікг, (9-6)
где ад—GK/G0, a GK~ расход пара в конден¬
сатор.
Необходимо также вносить поправку на
более низкий к. п. д. регулирующей ступени
ЧНД по сравнению с к. п. д. ступеней давле¬
ния. Величина этой потери, отнесенная к 1 кг
пара, проходящего в ЧНД, будет:
AQp.e = “P.eftJ.e(loI —кдж1кг> <9-6а)
114
где ap.c = Gpc/Go, Gp.c— расход пара через
регулирующую ступень; Лр.с — располагаемый
тепловой перепад регулирующей ступени ЧНД;
т)о»— усредненный к. п. д. ступеней давления;
— к. п. д. регулирующей ступени.
Таким образом, для конденсационной тур¬
бины с одним регулируемым отбором пара
полезно используемое количество тепловой
энергии на 1 кг свежего пара будет равно:
= AQ'O - ДСд - AQP.C = (і0 — ік) +
Ч- au.T Gh * ц.т) ад Gn.T Лц т)
ав.с^р.с (lot < )■	(9-7)
Экономия тепла на 1 кг свежего пара, по¬
ступающего в турбину с одним регулируемым
отбором пара, по сравнению с чисто конденса¬
ционной турбиной составит величину
AQ3 = Д<2"о — AQ0 = ао.т Gk — »'п.т) —
аД Gn.T Чп.т) ар.<Лр.С (lei 		)•	(9-8)
Из этого уравнения следует, что повыше¬
ние экономичности растет с увеличением «пл.
и с уменьшением Гпт, од и Лр.с. Для турбины
с противодавлением апт = 1, и применение
комбинированной выработки электрической и
тепловой энергии дает максимальный эконо¬
мический эффект.
Потери от дросселирования и более низкого
к. п. д. регулирующей ступени ЧНД для тур¬
бин с регулируемыми отборами являются от¬
носительно небольшими величинами, а для
турбин с противодавлением эти потерн вооб¬
ще равняются нулю.
Конденсационная турбина с тремя
регенеративными и одним регулируемым
отборами пара
Принципиальная схема тепловой установки
с тремя регенеративными и одним регулируе¬
мым отборами пара показана на рис. 9-4. Теп¬
ловой процесс такой турбины изображен на
рис. 9-5. В регенеративных подогревателях
питательная вода нагревается от температуры
конденсата tK до ее конечного значения іц.в.
Количество тепла, затрачиваемое в котелыюм
агрегате на получение одного килограмма
свежего пара, составляет
AQo=io—і’п.в, кджікг,	(9-9)
где іо — энтальпия свежего пара; іПв — эн¬
тальпия питательной воды, поступающей
в котел.
Это количество тепла расходуется на вы¬
работку электрической и тепловой энергии и

Рис. 9-4. Принципиальная схема тепловой установки
с тремя регенеративными и одним регулируемым отбо¬
ром пара.
1 — парогенератор; 2 — пароперегреватель; Я — турбина; 4 — ге¬
нератор; 5 —бойлер; 6 — конденсатор; 7—конденсатный насос;
В — эжектор; 9 н 10 — подогреватели низкого давления; 11 — де¬
аэратор; 12—питательный насос: 13— подогреватель высокого
давления.
на различного рода потери, включая потерю
тепла при конденсации пара в конденсаторе.
Определим количество тепловой энергии,
которое затрачивается на снабжение произ¬
водственных или теплофикационных потреби¬
телей. Оно составит:
Дфп.т'—Оп.т (іп.т ік)» кдж!кг.	(9-10)
Потеря тепла на дросселирование в регулиру¬
ющей ступени ЧНД
Лрд=ад(іпт—йп.т), кджікг. (9-11)
Потеря тепловой энергии из-за более низ¬
кого к. п. д. регулирующей ступени ЧНД
AQp с;—1 ^р.с^р.с Olof ~~~ ^lot)» кдж]кг. (9-12)
Затраты тепла па подогрев конденсата,
возвращаемого тепловым потребителем с эн¬
тальпией і'пл, до температуры питательной
воды Іпв
ЛСпв = Пп.в(*п.в—і'п-т)» кдж[кг, (9-12aJ
Расходы пара через регулирующие клапа¬
ны в ЧНД турбины Сд и Gp.c, а следователь¬
но, и коэффициенты ад и ар.с можно прини¬
мать равными
Ga= Gp.c = Go—G'ot—G"OT—GttT—G"'0T.
ад=Сд/Со=«р.с/Со, кдж}кг. (9-126)
Энергия, фактически используемая тепло¬
вым потребителем, составляет
Д<2* т = аи т(іи.т — Гдт), кджікг. (9-13)
Суммарные затраты тепла на регулируе¬
мый отбор составляют
ДСп т с—Д'Сп.т+ДСд+ДРр.с+AQu в-	(9-14)
Экономия тепловой энергии для турбины
с одним регулируемым отбором пара опреде¬
ляется по уравнению •
AQa = AQ*i-AQu.T.c.	(9-15)
Конденсационная турбина с двумя
регулируемыми отборами пара
Принципиальная схема тегіловой установ¬
ки с двумя регулируемыми и пятью регене¬
ративными отборами пара показана иа
рис. 9-6. Тепловой процесс турбины в is-диа¬
грамме приведен на рис. 9-7.
Первый регулируемый отбор пара повы¬
шенного потенциала предназначен для снаб¬
жения внешних потребителей тепла, второй —
для теплофикации.
Рис. 9-5. Тепловой процесс турбины в is- ди а грамме
с тремя регенеративными и одним регулируемым отбо¬
рами пара.
8е
115

Рис. 9-6. Принципиальная схема тепловой установки
с двумя регулируемыми и пятью нерегулируемыми отбо¬
рами пара.
/—парогенератор; 2— пароперегреватель; 3 — турбина; 4 — ге¬
нератор; 6—конденсатор; б — конденсатный насос; 7 —деаэра¬
тор; 3 — питательный насос; 9 ~ откачивающий васос; П1. П1 ■
ПЗ— подогреватели низкого давления П4 н П5 — подогревате¬
ли высокого давления.
Рис. 9-7. Тепловой процесс турбины в ««-диаграмме
Потеря тепла от дросселирования в регу¬
лирующих клапанах ЦСД
AQ;=’Mfu-ho) (9-17)
и из-за пониженного к. п. д. ее регулирующей
ступени
<9-17а>
Затраты тепла на подогрев конденсата,
возвращаемого потребителем производствен¬
ного отбора пара,
Д(Э... = “и('п	<9'18)
где
“в = Gn/G„, “д=G"д/G,, <х„ 0=Gp JG„;
Gn— расход пара, отбираемого из турби¬
ны для производственных целей;
б'д —расход пара через регулирующие
клапаны ЦСД;
Gnp.c — расход пара через регулирующую
ступень ЦСД;
Go — расход свежего пара, поступающего
в турбину;
Йпр.с— располагаемый тепловой перепад на
регулирующей ступени ЦСД;
іп, Чп — энтальпии пара в камере отбора и
за перепускными клапанами
(рис. 9-7);
*п.в, і'и-—энтальпии питательной воды и кон¬
денсата, возвращаемого от произ¬
водственного потребителя в тепло¬
вую схему турбины.
Суммарная затрата тепла на производст¬
венный отбор
дспс=д(2п+др;+д<э;„+лс;... кджікг.
(9-19)
По аналогии с предыдущим теплофикаци¬
онный отбор пара из турбины связан со сле¬
дующими потерями и затратами тепловой
энергии на 1 «сг свежего пара:
AQT = aT(ZT-i,);	(9-20)
Д<Зтд = ад(іт-і;т);	(9-21)
дС;.с = “рЛ0«-<1);	(9-21а)
Д^.,=“Лів.-<'т).	0-22)
где
<4 = GT/G„, a"„ = G"„/G„, a; c=G’ yG0;
GT — расход пара, отбираемого для тепло¬
фикации;
GTp.c — расход пара через регулирующие
клапаны ЦНД;
116

Лтрс— располагаемый тепловой перепад,
срабатываемый иа регулирующей
ступени ЦНД;
іт, іщ — энтальпии пара в камере .отбо¬
ра и за перепускными клапанами
(рис. 9-7).
Суммарные затраты тепла на теплофика¬
цию
AQ,.c=AQT + AQ’+AQpc +ДО; ,, кджікг.
(9-23)
Фактическое количество тепла, используе¬
мое потребителем производственного отбора
пара,
AQj = «„ (««-«'„)	(9-24).
и на нужды теплофикации
Д^ = ат(іт-4\).	(9І25)
Экономия тепловой энергии от применения
регулируемых отборов пара определяется раз¬
ностью между использованным и затраченным
теплом. Для производственного отбора
AQs„ = AQ; — AQ„c	(9-26)
и для теплофикационного
AQ3.T = AQ*-AQTC.	(9-27)
Общая экономия тепла двух отборов
ЛСэ.о = AQa.n+AQo.T-	(9-28)
Турбина с противодавлением и регулируемым
отбором пара
Тепловая схема такой, турбинной установ¬
ки приведена на рис. 9-8, а ее тепловой про¬
цесс— на рис. 9-9.
Рис 9-8 Принципиальная схема тепловой установки
с регулируемым отбором и противодавлением
1 — парогенератор; 2— пароперегреватель; 3 — турбина; 4 —ге¬
нератор 5 — деаэратор; 6—питательный насос; Ш н /72 — по
догреватели высокого давления
Рис 9-9. Тепловой процесс турбины с противодавление^
и регулируемым отбором пара.
Как и в рассмотренных выше случаях, на¬
личие регулируемого отбора пара из турбины
связано со следующими потерями тепла, отне-
сенными к 1 кг свежего пара.
AQ п == а U Сп ^2У^»
(9-29)
&Q д==а д(*п *іп);
(9-30)
AQn = a11 hn (тзп — А;
Р.с	р.с Р-сv "ot	'ov’
(9-30а)
п в == а и (*п.в' ' і п);
(9-31)
где
a'n = Gu/Gc, a'A = G'fl/G0> ap 0 = G^c/G0;
G п — расход пара, идущий из регулируе¬
мого отбора на производственные
цели;
С'д — расход пара через регулирующие
клапаны ЦНД;
Gnp с ■— расход пара через регулирующую
ступень ЦНД;
Go - расход свежего пара;
Лпр г — располагаемый тепловой перепад
регулирующей ступени ЦНД;
іп, йл — энтальпии пара в камере отбора и
за регулирующими клапанами ЦНД
(рис. 9-9);
іп в. і'ѵ — энтальпии питательной воды и кон¬
денсата, возвращаемого потребите¬
лем производственного отбора в теп¬
ловую схему (рнс. 9-8).
Суммарная затрата энергии на обеспече¬
ние первого теплового потребителя, получаю¬
117

щего пар из регулируемого отбора турбины
с противодавлением, составляет
AQ'nx = AQ'n+ AQ'« +	+ AQ'o... (9-32)
Из выпускного патрубка турбины пар на¬
правляется второму потребителю тепловой
энергии. При этом потеря располагаемой
энергии турбины составляет величину
A Qnp 0"np isy) -	(9-345J
Затраты тепла на подогрев конденсата,
возвращаемого вторым потребителем тепло¬
вой энергии,
AQ/Zn.s='Qnp(*n.B'—^пр)»	(9-34)
где <inp=Gnp/Go»
Gup — расход пара через выпускной патру¬
бок турбины;
іПр, *2у — энтальпии пара в выпускном патруб¬
ке турбины с противодавлением и
выпускном патрубке условной кон¬
денсационной турбины.
' Суммарная затрата энергии на обеспече¬
ние второго теплового потребителя, получаю¬
щего пар из выпускного патрубка турбины,
составляет
AQ''n.c=AQ4p+AQ'/n.B.	(9-35)
Фактическое количество тепловой энергии,
используемое первым
Д(^ = а'д(ід-»-д)	(9-36)
и вторым тепловым потребителями
^г=а^~г'^-	<9-37)’
Экономия тепловой энергии от применения
регулируемого отбора пара определяется раз¬
ностью между использованным и затраченным
теплом, т. е.
AQa n = AQ* —AQ'n c.	(9-38)
То же самое от использования отработав¬
шего пара вторым потребителем тепла
AQa.„p = A^p-AQ"oc. (9-39)
Общая экономия тепла в турбинной уста¬
новке с одним регулируемым отбором пара и
использованием отработанного пара иа нуж¬
ды производства или теплофикации составит
AQ3=AQe.n + &Q0.np-	(9-40)
9-2. ЗАТРАТЫ ТОПЛИВА НА ВЫРАБОТКУ
ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ И тепловой энергии
Расход условного топлива, затрачиваемого
иа паротурбинную установку, в расчете на
1 кг свежего пара определяется по уравнению
А., •кгІІа’
где AQo — количество тепла, полезно исполь¬
зованного в котлоагрегате на об¬
разование 1 кг свежего пара и
определяемого по уравнению (9-9);
29 330 —теплотворная способность 1 кг
условного топлива, кджікгх
т)ку — к. п. д. котельной установки.
Расход условного топлива в расчете на
1 кг свежего пара, идущий на выработку теп¬
ловой энергии для снабжения производствен¬
ных или теплофикационных потребителей,
у конденсационной турбины с одним регули¬
руемым отбором определяется по уравнению
ДДит= ■ кг/кг. (9-42)
где A’Qnr.c подставляется из уравнения
(9-14).
Расход условного топлива на выработку
электрической энергии будет равен:
ДВ8=ДВ0—ДВпт, кг/кг.	(9-43)
Суммарный расход условного топлива
в расчете на 1 кг свежего пара, расходуемый
на снабжение внешних потребителей тепла,
для конденсационной турбины с двумя регу¬
лируемыми отборами пара находится по урав¬
нению
ДЯЦ т 3= ДВ„ + ДДТ=-Д<3-^±	, кг/кг,
(9-44)
где AQu.c и A-Qt.c определяются по уравнени¬
ям (9-19) и (9-23), а АВП и АВТ— расходы
условного топлива на снабжение тепловой
энергией производственных и теплофикацион¬
ных потребителей.
Расход условного топлива на выработку
электрической энергии для 1 кг свежего пара
подсчитывается по уравнению
ДВэ—ДВо—ДВпт, кг(кг.	(9-45)
Расход условного топлива, идущий на удо¬
влетворение тепловых потребителей, для тур¬
бины с регулируемым отбором и противодав¬
лением в расчете на 1 кг свежего пара со¬
ставляет
АВДП = АВД + АВДР=	. кг/кг.
(9-46)
где Д'ф'пс и AQ"nc находятся по уравнениям
(9-32) и (3-35), а АВП и АВпр— расходы
условного топлива для снабжения тепловых
потребителей.
Расход условного топлива, идущий на вы¬
работку электрической энергии, составляет
ДВ3=ДВо—АВп п. • кгікг.	(9-47)
не

9-3. ТУРБИНЫ С РЕГУЛИРУЕМЫМИ ОТБОРАМИ
ПАРА
Конденсационная турбина с регулируемым
отбором пара является более совершенным
двигателем по сравнению с турбиной без ре¬
гулируемого отбора, так как она обеспечи¬
вает одновременно тепловую и электрическую
нагрузку потребителей і?рн различных соче¬
таниях нагрузочных графиков. Регулируемый
отбор пара с постоянным давлением исполь¬
зуется на производстве для технологических
целей или направляется на отопление- Когда
для производства или теплофикации тепло не
требуется, то турбина может работать как
конденсационная, т. е. только по электриче¬
скому графику. Следовательно, система регу¬
лирования такой турбины должна быть вы¬
полнена так, чтобы тепловая и электрическая
нагрузки удовлетворялись независимо.
В промышленности находят также приме¬
нение турбины с регулируемым отбором пара
и противодавлением. Тепло отработавшего
пара и тепло пара из регулируемого отбора
такой турбины может использоваться как для
производственных целей, так и для теплофи¬
кации. Турбины этого типа могут удовлетво¬
рять теплового потребителя паром различных
параметров. Мощность такой турбины зависит
от расхода пара, используемого потребителем.
Поэтому турбины с противодавлением и регу¬
лируемым отбором пара работают, как прави¬
ло, по тепловому графику и эффективно мо¬
гут использоваться в работе параллельно
с турбинами конденсационного типа, обеспе¬
чивающими потребителя электрической энер¬
гией.
Турбины с одним регулируемым отбором
пара строят с сопловым парораспределением.
Конденсационные турбины с одним
регулируемым отбором пвра
Турбина Т-6-35/1,2 КТЗ
Однокорпусиая турбина с одним регулиру¬
емым отбором пара, имеет номинальную мощ¬
ность 6 Мет. Предназначена для привода
электрического генератора при числе оборо¬
тов 3 000 в минуту (рис. 9-10).
Расчетные параметры пара турбины: дав¬
ление и температура свежего пара 34,3 бар
и 435 °C, давление в теплофикационном регу¬
лируемом отборе пара 1,2 бар, давление отра¬
ботавшего пара 0,05 бар. Номинальная вели¬
чина регулируемого отбора составляет 35 т/ч.
Парораспределение турбины сопловое —
клапанное в ЧВД и поворотной диафрагмой
в ЧНД.
Проточная часть турбины состоит из двух¬
венечной регулирующей ступени и десяти сту¬
пеней давления в ЧВД.
Рис 9-10. Продольный разрез турбины Т-6-35/1,2 КТЗ
119

Рис. 9-11. Система регулирования турбины Т-6-35/1,2.
В— центробежный масляный насос, он же и регулятор скорости; Л н М — импульс¬
ные линия; Е и Д— диафрагмы ' импульсных линий; Ж— трансформатор давления;
Р — регулятор давления; П и И—отсечные золотинки; К и Н — сервомоторы приво¬
дов парораспределения ЧВД и ЧНД; Г и С — обратные клапаны; Б — масляный
инжектор. Л — масляный бак.
Для изменения числа
оборотов турбины при неиз¬
менной нагрузке (индиви¬
дуальная работа) или для
изменения нагрузки турби¬
ны при неизменном числе
оборотов (параллельная ра¬
бота на электросеть) преду¬
смотрен синхронизатор, с
помощью которого меняется
сжатие пружины в транс¬
форматоре давления.
Для изменения давления
■в камере отбора предусмот¬
рен винт с маховичком 2,
вращением которого изме¬
няется сжатие пружины ре¬
гулятора давления. Диапа¬
зон регулирования давления
в камере отбора осуществ-
ляется в пределах 20% рас¬
четного.
Все механизмы регули¬
рования турбины размеще¬
ны в компактном -корпусе,
расположенном на крышке
переднего подшипника.
В регенеративных подогревателях осуще¬
ствляется подогрев питательной воды до
150 °C.
Блок переднего комбинированного опорно¬
упорного подшипника турбины имеет стан¬
дартную конструкцию, рассмотренную выше,
центробежный масляный насос является одно¬
временно регулятором скорости.
Расход свежего пара через турбину при
номинальных параметрах, включенной реге¬
нерации и регулируемом отборе 35 т/ч состав¬
ляет 40.7 г/ч, при тех же условиях, но без ре¬
гулируемого отбора пара 27,6 т/ч.
На рнс. 9-11 показана схема регулирова¬
ния турбины Т-6-35/1,2. Система регулирования
этой турбины предназначена для поддержа¬
ния рабочего числа оборотов и заданного дав¬
ления пара в отборе при изменениях электри¬
ческой и тепловой нагрузки. Система имеет
две импульсные Проточные линии Л и М, из
которых одна управляет сервомотором ЧВД,
а другая — сервомотором ЧНД. Изменение
каждого из регулируемых параметров вызы¬
вает изменения расхода масла через обе им¬
пульсные линии, что приводит к перемещению
сервомоторов ЧВД и ЧНД. Обратные гидрав¬
лические связи каждого сервомотора воздей¬
ствуют только па свои отсечной золотник. Из¬
менения одного из параметров регулирования
не приаодят к изменению другого. Таким об¬
разом, система регулирования выполнена свя¬
занной и автономной.
Турбина Т-12-35/1,2 УТМЗ
На рис. 9-12 приведен продольный разрез
турбины мощностью 12 Мет иа 3 000 об/мин.
Турбина предназначена для привода электри¬
ческого генератора переменного тока
(табл. 9-1).
Параметры свежего пара: давление
34,3 бар и температура 435°C. Проточная
часть турбины состоит в ЧВД из двухвенечной
регулирующей ступени и одиннадцати ступе¬
ней давления, в ЧНД — из регулирующей сту¬
пени н трех ступеней давления. Турбина имеет
два нерегулируемых ш один регулируемый от¬
бор пара для целей теплофикации. Давление
Таблица 9-1
Техническая характеристика Турбины Т-12-35 1,2
УТМЗ (температура охлаждающей воды—20 °C)
Наименования
Мощность турбины на
зажпмлх генератора. Мат
12
12
1Б.9
15.3
Расход пара, Щ/Ч

55
81,5
82
90
Расход лара на регулируе¬
мый отбор, щ/ч

0
65
20
50
Удельный расход пара.
кг'(кет-ч) ........
4,58
6,79
5,15
5,82
Температура питательной
воды. °C

І5і
165
166
169
120

I
I
<
Рис. 9-12. Продольный разрез турбины Т-12’35/1,2 УТМЗ,
121

пара в регулируемом отборе может изменять¬
ся от 0,7 до 2,5 бар.
Передний подшипник турбины комбиниро¬
ванный, опорно-упорный с шаровым вклады¬
шем, что способствует более .равномерному
распределению осевого усилия «а рабочие
колодкн. В турбине предусмотрено валопово-
ротное устройство, которое обеспечивает рав¬
номерное охлаждение ротора турбины и запуск
в-работу через любое число часов после оста¬
нова.
Подогреа питательной воды осуществляет¬
ся из трех отборов пара: первый—за 6-й сту¬
пенью, второй — нз регулируемого отбора и
третий — из камеры за 14-й ступенью турби¬
ны. Температура подогрева питательной воды
зависит от режима работы турбины.
Турбина Т-50-130 УТМЗ
На рис. 9-13 (вкладка) см. продольный
разрез турбины Т-50-1130. Проточная часть
двухцилиндровой турбины имеет 25 ступеней:
в ЦВД размещены двухвенечная регулирую¬
щая -ступень и восемь ступеней давления,
в ЦНД —16 ступеней давления. Турбина до¬
пускает как одноступенчатый, так н двух¬
ступенчатый подогрев сетевой воды. В случае
одноступенчатого подогрева отбор для тепло¬
фикации производится после 23-й ступени, он
является регулируемым. Для двухступенчато¬
го подогрева отборы для теплофикации произ¬
водятся за 21-й и 23-й ступенями. В этом слу¬
чае регулируется давление только за 23-й сту¬
пенью.
Турбина Т-100-130 УТМЗ
Номинальная мощность турбины составля¬
ет 105 Мет прн расходе пара 441 т/ч н рас¬
четных параметрах: давление 127,5 бар,
температура 565 °C. Скорость вращения-
3000 об/мин. Максимально допустимая мощ¬
ность'турбины составляет 120 Мет, а макси¬
мальный расход пара 460 т/ч. Суммарный от-
Та блица 9-2
Технические данные по работе регенеративных
подогревателей
Подогреватель
Параметры пера в камере
регенеративного от5ора
Количество
отзираеѵого
пара. гп/ч
давление.
бар
температура,
ПВД № 7
33
387
194-1,9*
ПВД № 6
21,3
333
25,4
ПВД № 5
ПЛ
263
Ю.З
Деаэратор
II,I
263
7,2
10,6+5,7*
ПНД № 4
5,3
190
ПНД № 3
2,7
130
24.7
ПНД № 2
0,78
—■
7,5
ПНД № I
0,2
—
—
* Пар из уплотнений.
бор пара на теплофикацию 320 т/ч, расход
тепла 670 Гдж/ч. Продольный разрез турби¬
ны показан на рис. 9-14 (вкладка).
Расчетные параметры работы регенератив¬
ных отборов пара приведены в табл. 9-2. Эти
данные соответствуют следующему режиму
работы турбины. Параметры свежего пара но¬
минальные, давление в регулируемом верхнем
отборе 0,78 бар, количество тепла, отдаваемо-,
го потребителю, 670 Гдж/ч, расход пара че¬
рез турбину 441 т/ч при температуре охлаж¬
дающей воды 20 °C.
Гарантийные удельные расходы пара через
турбину представлены в табл. 9-3 [Л. 29 и 34].
Роторы ЦВД и ЦСД соединены жесткой
муфтой и имеют одни общий упорный под¬
шипник комбинированного типа. РоторыЦСД,
ЦНД и генератора соединены полу гибкими
муфтами
Критические числа оборотов роторов тур¬
бины: ЦВД 2 325 об/мин, ЦСД 2 210 об/мин.
ЦНД 2 425 об/мин
Турбина снабжена валоповоротным устрой¬
ством.
Т а б 1 и ца 9-3
Гарантийные данные го удельному расходу пара турбины Т-100-130
Мощность
на зчжнмах
генератора.
Мет
Давление пара
в рсгу uipvewiv
<п5оре, fhp
«
Темпетту ра
сетечоіі по ТЫ
на входе. °C
Тепло, отдавае¬
мое внечнему
потре іителю.
/ Ож/ч
температура
пятэтеіыой <оды
за пос іс дням по
ходу ІОДЫ
поіегревателем.
К п. д.
генератора,
по которым
исчислены
гарантии. %
Гарантийный
удеіьный
расход пара.
кгЦкшпч}
105
0,78
35.4
670
229
98,7
4.20**
98
1 .28
56.0
670
229
98,7
4,50
80
0,49
15,0
209
210
98,7
3,89
80*
1
—
—
205
98,7
3,5
* Регулятор давления ч отборе выключен.
Удельные расходы пара д<ны с допуском 2 % ж дейст іительны при услознн прозе дени і тетлоіых нспытзтіі турінны не пжідне? чем
чераз 6 600 « после пуска ее в эксплуатацию.	»

ТУРБИНА Т-250/300-240 УТМЗ
Одновальная четырехцилиндровая турбина
с двумя выпусками в общий конденсатор
(рис. 9-15, вкладка). ЦВД—двухстенный, про¬
тивоточный, в левом потоке — одновенечная
регулирующая ступень и пять ступеней дав¬
ления. В правом потоке имеется шесть ступе¬
ней давления. Из ЦВД пар поступает на пром-
перегрев, из которого возвращается в ЦСД I,
который имеет десять ступеней давления, за¬
тем идет двухпоточный ЦСД II, в каждом по¬
токе которого имеется по шести ступеней.
Верхний отопительный отбор в ЦСД II осуще¬
ствляется за четвертой ступенью, нижний —-за
ЦСД II. ЦНД двухпоточный, в каждом потоке
по три ступени (на рисунке не показан).
Турбина предназначена для привода элек¬
трического генератора переменного тока мощ¬
ностью 300 Мет на 3 000 обімин. Номинальная
мощность турбины составляет 250 Мет при
расчетных отборах пара на теплофикацию и
включенных регенеративных отборах. Турбина
может развнаать электрическую мощность
300 Мет при отключении теплофикационных
отборов.
Расчетные параметры свежего пара состав¬
ляют: давление 235 барн температура 560°С.
После ЦВД пар с давлением 40,2 бар и темпе¬
ратурой около 315°C направляется на промпе-
регрев и возвращается в ЦСД I с давлением
36,3 бар и температурой 565°C.
Номинальная, она же и максимальная, ве¬
личина отбора на теплофикацию 590 т/ч, коли¬
чество отбираемого тепла при этом составляет
I 380 Гджіч.
Мощность турбины зависит от температуры
подогрева сетевой воды:
при подогреве от 35 до 85 °C	 253 Мет
при подогреве от 42 до 91 °C 	 250 Мет
при подогреве от 45 до 95 °C .... 240 Мт
Максимальная температура подогрева сете¬
вой воды составляет 120 °C при расходах све¬
жего пара не менее 850 т/ч. При расходе све¬
жего пара менее 850 т/ч максимально допусти¬
мое давление в регулируемом теплофикацион¬
ном отборе и температуре горячей сетевой во¬
ды приведены в табл. 9-4.
Допускается длительная работа при любых
сочетаниях отклонения параметров пара от но¬
та б л и ц а 9-4
Режимы работы теплофикационной турбины
Т-250/300-240
Расход свежего
пара, т/ч
Давление в верхнем
регулируемом
отборе. бар
Температура подогрева
сетевой воды, °C
700
1.7
НО—112
500
1,28
100—102
300
0.78
90—92
■1 а б л и ца 9-5
Регенеративные отборы турбины T-250/30Q-240
Потребитель
пара
Параметры пара в
камерах регенеративных
отборов
Количество отбираемого
пара, т/ч
давление,
бар
темпера¬
тура, ®С
ПВД № 8
55,7
357
45,0
ПВД № 7
40,2
316
79,7—6,3*
Турбопривод
23,6
506
118
ПВД № 6
16,9
457
32
Деаэратор
9.7
383
14,7
ПНД № 5
5,2
309
17,3**—12,5*
ПНД № 4
2,6
247
32.9
ПНД № 3
0,93
150
14,4
ПНД № 2
0,31
——
2.5
ПНД № 1
—
—
—
• Пер из уплотнений
•• Пар из выхлопа турюпрявода.
минальных: давления свежего пара от 226 до
235 бар, температуры свежего пара от550 до
565°C,-температуры промперегрева от 555 до
570°C при температуре охлаждающей воды не
выше 33 °C.
Данные по регенеративным отборам приво¬
дятся в табл. 9-5. Они соответствуют следую¬
щему режиму работы турбины: давление
в верхнем регулируемом отборе 0,93 бар, тем¬
пература сетевой воды на входе 42 °C, количе¬
ство тепла, отдаваемое потребителю,
1 380 Гдэкіч, расход свежего пара через турби¬
ну 905 т/ч, температура охлаждающей воды
20 °C.
Гарантийные удельные расходы пара и теп¬
ла по турбине приведены в табл. 9-6. Значения
удельных расходов пара даны с допуском 2%
и действительны при проведении испытаний не
позднее чем через 65 000 ч после пуска турби¬
ны в эксплуатацию.
Конденсационные турбины с двумя
регулируемыми отборами лара
За последние годы в СССР получили доста¬
точно широкое применение турбины с двумя
регулируемыми отборами пара. Пар нз перво¬
го отбора такой турбины используется для
производственных целен, а нз второго — для
теплофикации. Турбина с двумя регулируемы¬
ми ^отборами пара работает в соответствии
с тепловым и электрическим графиками.
Турбина ПТ-25-90/10 КТЗ
Турбина номинальйой мощностью 25 Мет
на 3000 обімин предназначена для привода
электрического генератора и рассчитана на
параметры свежего пара; давление 88.3.бор.
123

Таблица 9-6
Техническая характеристика турбины Т-250/300-240
Давление
пара в ре¬
гулируе¬
мом отбо¬
ре, бар
th
Теплойвя
энергия,
отдаваемая
внешнему
потребите¬
лю,
Гдзк/ч
Рвсход
пара через
стопорный
клапан.
т/ч
Темпера¬
тура пита¬
тельной
воды sa
последним
по ходу
воды по¬
догревате¬
лем, °C
Темпера¬
тура пром¬
перегрева
на входе
в ЦСД,
Потери
давления
не от вы-
п\ска
ЦВД до
соплопой
коробки
ЦСД. %
Внутрен¬
няя мощ¬
ность при¬
водной
турбины.
кв/П
5І
It
Удельный Удельный
расход нз- расход
ра	тепла*",
кгЦквт-ч) кджЦквту.
250
253
245
250*
0,93
0,83
1,18
42
35
39
I 380
• I 380
I 340
905
905
905
730
263
263
263
250
555
565
565
555
12,5
12,5
12,5
12.5
II 500
II 500
И 500
8 700
118
117
U9
92
98,8
98,8
98,8
98,8
3,46
3,42
3,53
2,83
8 010
* Регулятор дав лепи я в отборе выключен.
*" На конденсационном режиме
Примечание. Для первых трех режимов регулируемое давление поддержиаается в верхнем теплофикационном отборе.
температуру 535°C. Продольный разрез турби¬
ны показан на рис. 9-16.
Проточная часть турбины состоит из 19 сту¬
пеней. Регулирующая ступень ЧВД — двухве¬
нечная, регулирующая ступень ЧСД —однове¬
нечная. Турбина имеет два регулируемых от¬
бора пара для снабжения тепловой энергией
производственного и т^длофнкационного по¬
требителей. Расчетные давления пара в регу¬
лируемых отборах составляют: в первом
9.8- бар и во втором 1,2 бар. При номиналь¬
ных параметрах свежего пара и расчетных
давлениях в отборах расходы пара в отборы
составляют: 70 т/ч— на производство и
50 т/ч— иа теплофикацию.
Турбина может длительно работать с мак¬
симальной мощностью 30 Мет при номиналь¬
ных параметрах свежего пара и регулируемых
отборах.
Турбина ПТ-50-130/7 УТМЗ
Одновальная двухцилиндровая паровая
турбина номинальной мощностью 50 Мет иа
3 000 обімин предназначена для привода элек¬
трического генератора типа ТВФ-60-2. Турбина
рассчитана на параметры свежего пара: давле¬
ние 127,5 бар и температуру 565°C. Расчетные
давления в регулируемых отборах: на произ¬
водство 6,9 бар, на теплофикацию 1,2 бар. Пре¬
делы изменения давления в регулируемых от¬
борах составляют: в производственном от 4,9
до 9,8 бар и в теплофикационном от 0,6 до
2,5 бар. Продольный разрез турбины см.
рнс. 9-17 (вкладка). ЦВД имеет двухвенечную
регулирующую ступень и восемь ступеней дав¬
ления. ЦНД состоит из пятнадцати ступеней.
Восьмая ступень ЦНД является одновенечной
регулирующей ступенью с сопловым парорас¬
пределением, она предназначена для регули-
Рис 9-16. Продольный разрез турбины ПТ-25-90/10 КТЗ
124

Таблица 9-7
Регенеративные отборы т/рбины ПТ-50-130/7
Потребитель
пара
Параметры пара в отборах
Количество паре,
поступающего в
подогреватели,
т/ч
давление,
бор
температура.
“С
ПВД № 7
33.3
395
11,2+И5*
ПВД № 6
21,7
346
10,9
ПВД № 5
14,0
296
12,7
Деаэратор
6,9
222
2,0
ПИД Ns 4
6,9
222
3,04-5,5*
ПНД № 3
2,1
137
7,5
ПНД № 2
0,9
—
1,3
ПНД N2 I
0,45
—
0,3
• 1.5 в 5»5 лі/ч—пар из уплотнения.
ТЭЦ и комплектуется с генератором перемен¬
ного тока ТВВ-165-2.
Турбина выполнена двухцилиндровой. Дав¬
ление производственного отбора пара состав¬
ляет 14,7 бар, а номинальная величина отбора
равняется 320 т/ч. Производственный отбор
пара осуществляется за 13-й ступенью. Турби¬
на имеет два теплофикационных отбора (верх¬
ний н нижний), они выполнены за 20-й и 22-й
ступенями. Пределы регулирования теплофи¬
кационных отборов: в верхнем отборе от 0,9
до 2 бар и в нижнем от 0,4 до 1,2 бар. Номи¬
нальная величина отопительных отборов (сум¬
марно) по теплу 465 Гдж]ч и по расходу
210 тіч. Предусмотрен дополнительный нерегу¬
лируемый отбор пара для собственных потреб¬
ностей'ТЭЦ при давлении 4,9 бар в количестве
75 т/ч.
Таблица 9-8
Техническая характеристика турбины ПТ-50-130/7
Мощность на
зажимах гене¬
ратора, Мет
Количество отби¬
раемого пара на
производство
(6.9 бор), т/ч
Сетевая вода
на входе в
бойлеры. °C
Давление в
теплофикаци¬
онном отборе,
бар
Тепло, отда¬
ваемое потре¬
бителям,
Гджіч
Температура пи¬
тательной ВОДЫ
sa последним по
ходу воды подо¬
гревателем *С
К- и. д. ге¬
нератора по
которому ис¬
числяются
гараж пт, %
Гарантийный
удельный расход
пара*, гсгЦКвт-ч)
50
118
51 •
0,9
167,6
230
98,6
5,48
so
160
—
	.
.—
230
98,6
5,50
50
67
52,5
1.1
251,4
227
98,6
5,10
40
—
—
—
—
198
98,3
3,04
• Значения удельных расходоз пара приведены с дотуском 2% и деістзнтельны при проведения тепло эых испытлшй не позднее чем
через 65 030 «.после пуска турбины в эксплуатацию.
ровання расхода пара после производственно¬
го отбора. Роторы ПВД и ЦНД турбины н ге¬
нератора соединены между собой жесткими
муфтами. Благодаря противоположным на¬
правлениям движения пара через ЦВД и ЦНД
осевые усилия их роторов в основном взаимно
компенсируются, оставшуюся разность усилий
воспринимает комбинированный опорно-упор¬
ный подшипник.
В турбине предусмотрено семь отборов па¬
ра для регенеративного подогрева питатель¬
ной воды.
Данные по регенеративным отборам приве¬
дены в табл. 9-7.
Гарантийные данные по удельному расходу
пара даны ъ табл. 9-8.
Турбина ПТ-1Э5/165-130/15 УТМЗ
Турбина с двумя регулируемыми отборами
пара ПТ-135/165-130/15 рассчитана на номи¬
нальную мощность 135 Мет, на 3 000 обімин.
Максимальная мощность турбины составляет
165 Мет. Расчетные параметры свежего пара:
давление 127,5 бар и температура 56.5°C. Тур¬
бина предназначена для установки на мощных
Таблица 9-9
Режим работы турбии ПТ-135,'165-130/15
Режим турбины
МОЩНОСТЬ,
Мнт
Расхоі свеже¬
го пара. т)ч
Расход пара
пя производст¬
во т/ч,
Суммарный
расход тепла
(пара) яз теп-
■дефиницию.
Гкал/ч{т/ч)
Номинальный произ¬
водств еииый и два
теплофикй цмониых
отбора пара*
135
735
320
110/210
Кондеисацноиный (без
регулируемых отбо¬
ров пара)*
120
320**
• При о^онх режимах регенеративные отборы включены для подо¬
грева питательной вады.
•• 320 т/ч—максимальный расход паре через последнюю сту-
п нь.
Конструкция турбины показана иа рис. 9-18
(вкладка). Турбина имеет некоторые конст¬
руктивные решения, общие с турбинами
Р-100-130/15 н Т-250-240.
125

Та блнна 9-10
Техническая характеристика турбин ПТ-135/163-130115
Мощность ва
зажимах гене¬
ратора. Mam
Расход пара из
производственного
отбора прн давле¬
ния 14.7 бор. т/ч
Тепло, отдаваемое
из теплофикацион¬
ных отбороз пот¬
ребителю. Г д&с/ч
Давление в регу¬
лируемом верхнем
теплофикацион¬
ном отборе, бар
Температура
обратной сете
сой воды, °C
К п. Д- ге¬
нератора, %
Температура
подогрета
питательной
ьоды. °C
Удельный
расход лара,
кг/(квт.ч}
135
320
461
0,8
25
98.6
232
5,47
135
390
—
,	-


98,6
232
5,48
135
230*
586,6
1,2
42
98,6
231
5,21
120**
—
—
—
—
98,6
220
3,64
• Давление в камере от юра 15,4 бар
••Регуляторы отбора выключены (при этом режиме расход охлаждающей воды 12 400 мЧч при температура 20 °C, гарантийный удель¬
ный ресход тепла 9575 кджі(хвт-чі).
Турбина ПТ-135/165-130/15 имеет четыре
подогревателя низкого давления, деаэратор на
5,9 бар и три подогревателя высокого давления.
Технические данные по режимам работы
турбины приведены в табл. 9-9.
Гарантийные данные по удельному расходу
пара турбины приведены в табл. 9-10 [Л. 29].
Турбина ПТ-60-130/13 ЛМЗ
Одновальная двухцилиндровая турбина но¬
минальной мощностью 60 Мет на 3000 об}мин
предназначена для привода электрического
генератора Турбина имеет два регулируемых
отбора пара для снабжения внешних производ¬
ственных и теплофикационных потребителей и
рассчитана на параметры свежего пара: дав¬
ление 127,5 бар и температуру 565 °C, при од¬
новременных отборах пара на производство
в количестве 140 т/ч при давлении 12,75 бар н
на теплофикацию в количестве 100 т/ч при
давлении 1,2 бар.
Турбина развивает электрическую мощ¬
ность 55 Мет при максимальном теплофика¬
ционном отборе 160 т/ч н давлении в отборе
1,2 бар и нулевом производственном отборе.
Пределы изменения давлений в регулируе¬
мых отборах пара составляют: производствен¬
ный—от 6,9 до 15,7 бар и теплофикацион¬
ный—от 0,7 до 2,5 бар. Турбина может рабо¬
тать прн номинальных параметрах с макси¬
мальным расходом свежего пара около 387 т/ч
и расходе пара в конденсатор 160 т/ч. Не допу¬
скается работа турбины при давлении в каме¬
ре перегрузочного клапана (да четвертой сту¬
пенью) выше 90 бар, при давлении пара а ка¬
мере производственного отбора выше
17.6 бар, при давлении пара в камере
регулирующего колеса ЦНД (за 18-й сту¬
пенью) выше 13,7 бар, при включенном регу¬
ляторе давления в камере производственного
отбора ниже 7.9 бар и температуре выпускной
части ЦНД выше 60 °C.
Расчетная температура охлаждающей во¬
ды, поступающей в конденсатор, составляет
20РС, максимально допустимая 33°C.
Продольный разрез турбины см. рис. 9-19
(вкладка). Проточная часть ЦВД состоит из
одновенечной регулирующей ступени и шест¬
надцати ступеней давления. Второй цилиндр
состоит из ЦСД, который имеет одновенечную
регулирующую ступень и восемь ступеней дав¬
ления, и ЧНД, которая также имеет однове-
цечную регулирующую ступень и три ступени
давления.
В турбине предусмотрено семь регенера¬
тивных отборов пара для подогрева питатель¬
ной воды.
В табл. 9-11 приведены гарантийные данные
по турбине, которые исчислены при нормаль¬
ной температуре воды на выходе из деаэрато¬
ра, равной 158 °C.
Заводские расчетные- значения удельных
расходов пара даны с допуском 1,5% и дейст¬
вительны при условии проведения тепловых
испытаний турбины не позднее чем через
65000 ч после пуска ее в эксплуатацию.
В настоящее время выпущены новые стан-
даірты на паровые турбины, которые приведены
в приложении 1.
Таблица 9-11
Техническая характеристика турбины
ПТ-60-130.13
Электри-
чесхая
МОЩНОСТЬ
генератора.
Mam
Количество отбн-
реемого пари, т/ч
Температу
ра пита¬
тельней
воды, по¬
ступающей
в котел.
К. п. д.
генератора,
по кото¬
рым исчис¬
лены га¬
рантии. %
Гарантий¬
ный удечь-
ный расход
пара**,
кгцквіп.ч)
при
7’и=
= 12.75
бар
при
=1.2 бар
60
140
100
242
98,6
5,85
50
115
86
232
98,6
5,77
50
0*
160
225
98,6
4,65
50
230
0
245
98,6
7,05
• Давление в камере от юра 15,7 бар
*• С допуском 1,5	.
126

9-4. ТУРБИНЫ С ПРОТИВОДАВЛЕНИЕМ
В промышленности находят применение
турбины с противодавлением. Отработавший
пар такой турбины используется для целей
производства. Мощность турбины с противо¬
давлением зависит от количества пара, прохо¬
дящего через турбину, которое определяется
нуждами теплового потребителя. Таким обра¬
зом, турбина с противодавлением не может
одновременно следовать графикам электриче¬
ской п тепловой нагрузки предприятия. Поэто¬
му турбины с противодавлением чаще всего
работают параллельно с конденсационными
турбинами, причем турбина с противодавлени¬
ем вырабатывает только то количество элек¬
троэнергии, которое соответствует пропуску
пар, идущего затем к тепловому потреби¬
телю. Остальная часть электрического гра¬
фика обеспечивается конденсационными тур¬
бинами.
Конструктивно турбины с противодавлени¬
ем значительно проще, чем конденсационные.
Размеры последней ступени такой турбины по
сравнению с размерами последней ступени кон¬
денсационной турбины при одной и той же
мощности значительно меньше.
Роторы турбин с противодавлением изго¬
товляются с постоянным средним диаметром
ступеней нлн с небольшим возрастанием дна-
метра.
В настоящее время предпочитают выдер¬
живать постоянными не средние диаметры
ступеней, а диаметры венцов дисков, что по¬
зволяет унифицировать хвостовые части рабо¬
чих лопаток.
По выполнению проточной части турбины
с противодавлением почти ничем не отличают¬
ся от ЦВД конденсационных турбин.
К типу турбин с противодавлением отно¬
сятся также и предвключенные турбины. Ис¬
торически они возникли в результате рекон¬
струкции существовавших станций среднего
давления путем надстройки высоким дав¬
лением.
Отработавший пар предвключенной турби¬
ны поступает в конденсационные турбины
среднего давления. Иногда перед тем, как на¬
править пар в турбины среднего давления, его
/подвергают вторичному перегреву.
Турбины с противодавлением и предвклка¬
ченного типа строятся, как правило, с сопло¬
вым парораспределением, которое обеспечива¬
ет более высокий к. п. д. при частичных на¬
грузках по сравнению с дроссельным.
В конце 50-х годов в связи с прекращением
строительства станций на средние параметры
и завершением реконструкций старых станций
выпуск предвключенных турбин практически
прекратился.
Турбины с противодавлением и нерегулируемым
отбором пара
Турбины с противодавлением выпускал
КТЗ как с регулируемым, так и без. регулируе¬
мого отбора пара мощностью от 2,5 до 12 Мет.
Турбины КТЗ рассчитаны на параметры
свежего пара: 35 бар и 435 °C — среднего дав¬
ления или 90 бар и 535 °C — высокого давле¬
ния. Турбины высокого давления могут ис¬
пользоваться п в качестве предвключенных.
В этом случае отработавший пар от них на¬
правляется для привода турбин среднего •
(29 бар) или низкого (15—16 бар) давления.
Корпуса турбин с противодавлением на 3—
6 бар выполняются с вертикальным разъемом:
передняя частъ изготовляется из свального
литья, а выпускная — из чугунного.
Корпуса турбин с противодавлением на
11 —15 бар и турбин, предназначенных для ра¬
боты паром 90 бар и 535°C, выполняются из
одной стальной отливки, без вертикального
разъема.
Корпуса турбин на высокие параметры вы¬
полняются со специальными лапами, которыми
они опираются на передний и задний подшип¬
ники. Кроме того, в конструкции предусмотре¬
ны гибкие элементы, с помощью которых кор¬
пус турбины соединяется с подшипниками. Та¬
кие соединения компенсируют тепловые рас¬
ширения корпуса и предотвращают расцен-
тровку турбины.
Турбины КТЗ имеют передний опорно-упор¬
ный подшипник, унифицированная конструк-
Рвс. 9-20. .Комбинированный опорно-упорный подшип¬
ник н регулятор скорости.
127

ция которого является типичной для этого за¬
вода. Колесо главного масляного насоса вы¬
полняется заодно с валом и используется
в качестве упорного диска подшипника
(рнс. 9-20). Ряд особенностей системы регули¬
рования и маслораспределения позволяет ис¬
пользовать главный масляный насос одновре¬
менно в качестве регулятора скорости.
Подача масла к центробежному насосу про¬
изводится из передней камеры корпуса под¬
шипника, а опорная часть комбинированного
подшипника является уплотнением насоса?
Следовательно, смазка переднего опорно-упор-
иого подшипника производится силовым мас¬
лом, которое подается насосом- к инжектору и
в систему регулирования.
Турбина Р-4-35/3 КТЗ
Турбина мощностью 4 Мет при 3000 об!мин
(рис. 9-21) рассчитана на параметры свежего
пара 35 бар, 435°C и иа противодавление
3 бар. Допустимые пределы колебания пара¬
метров по давлению и температуре свежего
пара от 32 до 37 бар и от 420 до 445°C, а по
противодавлению от 2 до 4 бар. Кроме того,
допускается длительная работа турбины при
29 бар и 400 °C с изменением противодавления
от 2 до 4 бар.
Турбина однокорпусиая, активного типа.
Ее проточная часть состоит из двухвенечной
регулирующей ступени и девяти ступеней дав¬
ления. В турбине предусмотрен один нерегу¬
лируемый регенеративный отбор пара. Паро¬
распределение турбины сопловое, что присуще
всем турбинам, выпускаемым КТЗ. Шесть ре¬
гулирующих клапанов установлены на верх¬
ней части корпуса.
Ротор состоит из вала и десяти дисков, на¬
саженных на вал в горячем состоянии с натя¬
гом.
Основные технические данные по турбине
при ее работе на расчетных параметрах пара
следующие: расход свежего пара при номи¬
нальной мощности 35,6 т/ч, удельный расход
пара 8,9 кгЦквТ'ч).
Концевые уплотнения лабиринтовые, с уси¬
ками, зачеканенными в уплотнительные сег¬
менты. Передний подшипник комбинирован¬
ный, опорно-упорный, главный масляный на¬
сос центробежного типа одновременно выпол¬
няет функции регулятора скорости. Ротор тур¬
бины соединен с ротором электрогенератора
гибкой муфтой. Фикс-пункт турбины располо-
Рис 9-21 Продольный разрез турбины Р-4-35/3 КТЗ.
128

На закрытие
Рнс. 9-22. Принципиаль¬
ная схема регулирования
паровых турбин с про¬
тиводавлением.
I — насос-регулятор скоро¬
сти; 2 обратные клапаны.
3 — трансформатор давле¬
ния; 4—регулятор давле¬
ния; В — отсечной золотник.
6 — сервомотор; 7 —обрат¬
ная связь; в — дроссельная
диафрагма; 9 — масляный
бак; ІО — масляный инжек¬
тор; Л—трубопровод от
выхлопного патрубка тур¬
бины; /2— импульсная ли¬
ния; 13— сливная линия
жен у выпускного патрубка, так что ее корпус
расширяется в сторону переднего подшипника.
Турбина имеет валоповоротное устройство
с ручным приводом.
В систему регулирования турбины нз глав¬
ного иасоса масло поступает с давлением 3,4—
6,4 бар, а к ее подшипникам (кроме передне¬
го) и к подшипникам генератора и возбудителя
с давлением 0,5 бар.
На время пуска И останова в системе мас-
лоснабжения турбины предусмотрен турбона¬
сос. Аварийный масляный насос с электропри¬
водом от сети переменного тока автоматически
включается в работу при падении давления
масла в системе подшипников ниже 0,2 бар.
На рис. 9-22 показана принципиальная схе¬
ма регулирования. Схема предназначена, во-
первых, либо для автоматического поддержа¬
ния числа оборотоа турбины с помощью регу¬
лятора скорости / при работе турбины на ин¬
дивидуальную сеть, либо, во-вторых, для авто¬
матического поддержания противодавления
турбины с помощью регулятора давления 4
при параллельной работе с другими турби¬
нами.
В первом случае управление регулирующи¬
ми клапанами осуществляется регулятором
скорости 1 и трансформатором давления 3.
Давление пара в выпускной части турбины
должно быть меньше допускаемого статиче¬
ской характеристикой регулирования. При
этом золотник регулятора давления 4 усилием
верхней пружины будет опущен в крайнее по¬
ложение н выключится из работы. Через тур¬
бину будет проходитъ количество пара, опре¬
деляемое электрической нагрузкой. При недо¬
статочном расходе пара удовлетворение внеш¬
них потребителей тепла осуществляется редук¬
ционно-охладительной установкой.
В случае работы турбины по тепловому
графику регулирующими клапанами управля¬
ет регулятор давления 4. В этом случае вы¬
ключается трансформатор давления 3 — уси¬
лием верхней пружины золотник трансформа¬
тора опускается в нижнее положение. Окна
в буксе регулятора давления оказываются от¬
крытыми, что приводит к выравниванию дав¬
лений в импульсной и сливной линиях.
Рассмотрим случай действий регулирования
при уменьшении расхода пара на теплоснаб¬
жение. В этом случае увеличение давления
в выпускной части турбины (линия 11) сме¬
стит вверх золотник регулятора давления, ко¬
торый прикроет сливное окно из импульсной
линии. Давление масла в импульсной линии
повысится, отсечной золотник 5 поднимется
вверх, из верхней камеры сервомотора 6 масло
пойдет на слив, а в его нижнюю камеру будет
поступать силовое масло, что приведет к ча¬
стичному закрытию регулирующих клапа¬
нов, т. е. к понижению расхода пара через
турбину.
Турбина Р-12-35/5 КТЗ
На рнс. 9-23 показан продолвный разрез
турбины мощностью 12 Мет нй 3 000 обімин.
Турбина рассчитав на параметры свежего па¬
ра 34,3 бар и 485 °C. Противодавление турби¬
ны составляет 4,9 бар. Турбина предназначена
для привода электрического генератора. В от¬
личие от турбины Р-4-35/3 эта турбина имеет
одновенечную регулирующую ступень и семь
ступеней давления. Диски на вал турбины на¬
сажены в горячем состоянии с натягом. На
вал турбины специально насажен массивный
диск, с помощью которого настраивается крити¬
ческое число оборотов ротора.
9—769
129

Корпус турбины жестко связан с корпу¬
сом переднего подшипника и опирается
лапами на гибкую стойку, которая позволяет
ему перемещаться в продольном направлении
при тепловом расширении.
Турбина имеет такую же систему регулиро¬
вания, как п тѵрбииа Р-4-35/3, см. рнс. 9-22.
Основные данные, характеризующие работу
турбины при расчетных параметрах пара- но¬
минальная мощность 12 Мет, номинальный
расход пара 188,4 т/ч, удельный расход пара
15,7 кг/(квт-ч).
Турбина Р-100-130/15 УТМЗ
На рис. 9-24 (вкладке) см. продольный
разрез турбины мощностью 100 Мет на
3 000 об/мин. Турбина имеет параметры све¬
жего пара 127,5 бар и 565°C. Расчетное про¬
тиводавление за турбиной составляет 14,7 бар.
Турбина может эксплуатироваться с противо¬
давлением, изменяющимся от 11,8 до 20,6 бар.
Проточная часть турбины состоит из одно¬
венечной регулирующей ступени и шести сту¬
пеней давления в первом потоке, который име¬
ет внутренний и внешний корпусы. Пройдя
первый поток, лар поворачивает на 180° и на¬
правляется во второй поток, состоящий из ше¬
сти ступеней давления. В турбине предусмот¬
рен нерегулируемый отбор пара для внешнего
потребления в количестве до 90 т/ч с давлени¬
ем от 34,4 до 39,2 бар.
Турбина может развивать максимальную
электрическую мощность 107 Мет при противо¬
давлении 11,8 бар и нулевом нерегулируемом
отборе. Максимальный расход свежего пара
составляет 760 т/ч, и при этом расход пара в ли¬
нию противодавления равен примерно 650 т/ч,
так как ПО т/ч расходуется в отборы на реге¬
нерацию.
Гарантийные данные по турбине приведены
в табл. 9-12.
Турбина имеет три нерегулируемых отбора
пара для подогрева питательной воДы. Данные
по регенеративным отборам при .номинальном
Таблица 9-lz
Техническая характеристика Р-100-130/15
Мощность
турбины на за¬
жимах генера¬
тора. Мет
К. п. д. ге-
нератори. %
Температ} ра
питательной
воды, •€
Гарантийный удель¬
ный расход пара*.
кг/\кет-ч)
100
98.7
234
7.6
80
98,7
227
7.9
* Уд ел tn ый расу од пара гарантируется с л спуском ±1,5 % при
в мочениях параметров ссежего пора fv= 127,5 Сар, /0—565 ”С и Про¬
твина вленнп рпр=14.7 бар.
Таблица 9-13
Регенеративные отборы турбины Р-100-130/15
Подогреватели
Параметры пара в камере
отюра на регенерацию
Количество от-
бнряемого пара,
т/ч
Давление,
бар
Температура,
°C
ПВД N9 3
34,5
385
34,0
ПВ Д № 2
23,1
335
31,0
ПВД № 1
15,0
284
38,2
режиме приведены в табл. 9-13. Питательная
вода поступает в ПВД № 1 из деаэратора
5,9 бар.
Турбина Р-50-130 18 ЛМЗ
Паровая турбина мощностью 50 Мет на
3 000 об/мин предназначена для привода элек¬
трического генератора. Турбина рассчитана на
параметры свежего пара 127,5 бар и 565°C.
Противодавление турбины в выпускном па¬
трубке может изменяться в широких пределах,
от 7 до 21 бар. Допустима длительная работа
турбины н прн отклонениях параметров свеже¬
го пара: от 122,5 до 132,5 бар —по давлению
и от 555 до 570 °C — по температуре. Допуска¬
ется также длительная работа турбины с мак¬
симальной мощностью 60 Мет при номиналь¬
ных начальных параметрах пара и противодав¬
лении ие выше 13,7 бар. При увеличении про¬
тиводавления более 13,7 бар мощность турби¬
ны ие должна превышать 50 Мет. Макси¬
мально допустимый расход пара через турбину
составляет 480 т/ч.
На рис. 9-25 (вкладка) см. продольный раз¬
рез турбины. Проточная часть состоит из одно¬
венечной регулирующей ступени и шестнадца¬
ти ступеней давления. Свежий пар поступает
к четырем регулирующим клапанам. Четвер¬
тый регулирующий клапан открывается одно¬
временно с пятым, перегрузочным клапаном,
подводящим пар к пятой ступени. Турбина
имеет три регенеративных отбора для подогре¬
ва питательной воды до температуры 235°C.
Турбина снабжена валоповоротиым устрой¬
ством, которое позволяет пустить ее в работу
через любой отрезок временя после останова.
Это устройство может непрерывно вращать ро¬
тор со скоростью 3,4 об/мин или прн помощи
специального автомата поворачивать его каж¬
дые 10 мин на 180°.
. Фикс-пункт турбины расположен на раме
заднего подшипника со стороны генератора.
Расширение турбины происходит в сторону пе¬
реднего подшипника.
Гарантийные данные турбины приведены
в табл. 9-14.
9'
13L

132

Таблица 9-14
Техническая характеристика турбины
Р-50-130/13

Мощность тур¬
бины ня зажи¬
мах генфаторв,
Мет
Температура пи¬
тательной воды
за последним по
ходу воды подо¬
гревателем, “С
К. п. д. гене¬
ратора, по
которым ис¬
числены гаран-
тта. %
Гвр-інтнйный
удельный рас¬
ход пара*
кг/(квт.ч)
50
235
98,5
7.4
40
226
98,4
7,7
• Удельный расход лара гаранте роется с допуском 3 %.
Турбина имеет гидродинамическую систему
регулирования, которая обеспечивает необхо¬
димое воздействие на органы парораспределе¬
ния прн изменении электрической и тепловой
нагрузок. Схема регулирования турбины пока¬
зана на рис. 9-26. При включенном регуляторе
давления регулятор скорости поддерживает
постоянство числа оборотов турбоагрегата
с неравиомериостью около 5%. Регулятор ско¬
рости снабжен механизмом управления, кото¬
рый может приводиться в действие как вруч¬
ную, непосредственно у турбины, так и дистан¬
ционно, со щита управления.
Регулятор давления 'Предназначен поддер¬
живать постоянное давление пара в выпускном
патрубке турбины. Он снабжен электродвига¬
телем для подрегулировки давления и включа¬
ется в работу только при параллельной работе
турбин. Неравномерность регулирования дав¬
ления для турбин, работающих с противодав¬
лением от 7 до 11 бар, составляет около 2 бар,
а для работающих с более высоким противо¬
давлением —■ около 3 бар.
При мгновенном сбросе нагрузки с генера¬
тора система регулирования приводит к быст¬
рому закрытию клапанов турбины независимо
от того, включен или выключен регулятор про¬
тиводавления.
Турбины с противодавлением и одним
регулируемым отбором пара
Турбина ПР-6-35(10]5 КТЗ
Турбина построена для привода электриче¬
ского генератора мощностью 6 Мет иа
3 000 обімин. Параметры свежего пара перед
турбиной: давление 34,3 бар и температура
435 °C; давление в регулируемом отборе
9,8 бар и противодавление 4, 9бар.
Продольный разрез турбины показан на
Рис. 9-27. Продольный разрез турбины ПР-6-35(10)5 КТЗ.
133

рис. 9-27. В ЧВД турбины расположены одно-
венечная регулирующая ступень и четыре сту¬
пени давления. ЧНД турбины состоит нз одно-
веиечиой регулирующей ступени и трех ступе¬
ней давления. Регулирование турбины сопло¬
вое для обеих регулирующих ступеней. Све¬
жий пар к турбине подводится регулирующи¬
ми клапанами. Подвод пара из камеры регу¬
лируемого отбора в часть низкого давления
осуществляется поворотной диафрагмой. Пар
из регулируемого отбора и противодавления
используется для внешних потребителей.
Пределы изменения давления пара в регу¬
лируемом отборе — от 7,8 до 12,7 бар, проти¬
водавление может изменяться от 3,9 до 7,8 бар.
Указанный диапазон изменения давлейий не¬
обходим для удовлетворения потребителей
тепловой энергии.
На рис. 9-28 (вкладка) приведена схема
регулирования турбины с противодавлением и
регулируемым отбором пара.
Глааиый масляный насос 11 является так¬
же >и регулятором скорости. Система регули¬
рования и маслоснабження турбины сконст¬
руирована таким образом, что давление масла
за иасосом практически зависит только от чис¬
ла оборотов и благодаря этому -используется
в системе регулирования как импуЛьс по из¬
менению скорости.
Регулирования впуска свежего пара в тур¬
бину осуществляется сервомотором 6. Его от¬
сечным золотником 5 управляет насос-регуля¬
тор 11. Кроме того, сервомотором 6 управляют
регуляторы отбора и противодавления. Регу¬
лятор противодавлеиня 9 находится под воз¬
действие^ давления отработавшего па0а через
соединительную трубу Е. Регулятор противо¬
давления соединяется гидравлическими связя¬
ми с золотниками сервомоторов так, что прн
повышении или понижении давления отрабо¬
тавшего пара вызывает одновременное закры¬
тие или открытие регулирующих клапанов и
поворотной диафрагмы. Перемещения обеих
частей системы регулирования подобраны так,
что количество пара из камеры регулируемого
отбора сохраняется при этом неизменным. Ре¬
гулятор давления отбора пара из турбины 10
также воздействует на регулирующие клапаны
свежего пара. При изменении отбора пара ре¬
гулятор изменяет открытие регулирующих
клапанов свежего пара.
Регуляторы противодавления 9 и отбора 10
имеют устройства для ручной коррекцн-и дав¬
лений за турбиной и в отборе.
Регулирование обладает высокой степенью
быстродействия, даже при полном сбросе
электрической или паровой нагрузки не вызы¬
вает срабатывания регулятора безопасности.
Регулирование числа оборотов осущест¬
вляется синхронизатором 3, который обеспе¬
чивает:
-изменение числа оборотов турбины иа хо¬
лостом ходу;
поддержание номинальной частоты при из¬
менениях иагрузк-и в случае одиночной рабо¬
ты турбины;
нагружение турбины при параллельной ра¬
боте и перевод нагрузки с одной турбины на
другую.
Вращение синхронизатора осуществляется
вручную или дистанционно электродвигателем
со щита управления.
9-5. ДИАГРАММЫ РЕЖИМОВ ТУРБИНЫ
Диаграммы реж-пмов турбины позволяют
определить расход свежего пара в зависимо¬
сти от мощности и расхода пара в отборы или
иайти расходы пара в отборы в зависимости
от мощности турбины и расхода свежего пара.
Диаграмма режимов турбины с одним
регулируемым отбором пара
Тепловой процесс турбины с одним регули¬
руемым отбором представлен иа рис. 9-29
(здесь Н'і и Н"і~ полезно использованные
теплопадения в ЧВД и ЧНД; &р—ра.г—pint—
потеря давления в регулирующих клапанах
ЧНД). Величина Ар зависит от парораспреде¬
ления ЧНД, расхода пара в конденсатор D и
может изменяться в больших пределах, от
3—5 до 30% и более от рпт-
Рис 9-29. Тепловой процесс конденсационной турбины
с регулируемым производственным нлн теплофикацион¬
ным отбором пара в is-диаграмме.
134

Уравнение мощности турбины с отбором
»Г 	 I -f- D-g іН’і	/А ЛО\
Л^= —	3 600	^г> квт' <9-48)
где	£>к —расход пара в конденсатор,
«е/ч;
Dn.T — расход пара для производст¬
венных нлн теплофикацион¬
ных целей, кг]ч‘,
Ні=Н\+Н"і-—полезно использованное тепло-
падение для сквозного потока
пара в конденсатор, кдж/кг.
Уравнение (9-48) позволяет подсчитать
мощность турбины для любых расходов пара
DK и Оп.т. Изменяя попеременно в этом урав¬
нении DK и Dn.T, можно найти зависимость NB
от DK при Dnv—const или от DnT при £>к=
— const и построить диаграмму режимов.
При приближенном методе построения диа¬
граммы режимов с достаточной точностью
можно положить, что N9 в зависимости от DK
и Опт изменяется прямолинейно.
а)	Лиичія конденсационного ре¬
жима (£>ц.т=0). Уравнение (9-48) в этом
случае принимает вид:
~ “з 600'	(9-49)
Максимальный расход пара в конденсатор
М1КС при номинальной мощности	изве¬
стен из расчета. Откладывая (рис. 9-30) на
оои абсцисс а на оси ординат Пкмакс,
получаем точку k.
Максимальный расход свежего пара через
турбину Оомакс также известен из расчета.
При £>0Макс турбина будет развивать номи¬
нальную мощность (точка а), а при некоторой
частичной мощности—отдавать максимальное
количество пара в отбор £>от.макс (точка Го)-
Линия та определяет максимальный пропуск
пара через турбину. Точка а на диаграмме ха¬
рактеризует СВЯЗЬ МеЖДу А^°М, £>Омакс и
т расч = D'"n f.
Потерю энергии на преодоление сопротив¬
лений холостого хода турбоагрегата можно
приближенно определить из уравнения
Д/Ѵ„ = Nt _ ДГ“°“=  1) ЛГ“М, (9-50)
где т)м, — к. п. д. механический и к. п. д. ге¬
нератора.
Откладывая ДЛ^П оу точки О, получаем точ¬
ку Оі, условно определяющую состояние тур¬
бины, готовой к пуску Если принять, что из¬
менение мощности турбины в зависимости от
расхода пара идет по прямой, то линия Oik
будет удовлетворять указанному условию.
В действительности изменение мощности тур-
Рис. 9-30. Диаграмма режимов турбины с одним регу¬
лируемым отбором пара.
бииы от расхода пара выражается более
сложной криволинейной зависимостью. Вид
зависимости Na от DK определяется в основ¬
ном системой парораспределения и характе¬
ром изменения в функции DK. Таким обра¬
зом, прямая Oik дает лишь приближенное
изображение 'Изменения в зависимости
от £>к-
Отрезок Dxx приближенно определяет рас¬
ход пара на холостой ход турбины.
б)	Линия противодавления. При
Пк=0 уравиеине (9-48) примет вид:
(9-51)
При DUt~DQK&KC. мощность турбины равна
N в~ 3 600
где Н'і принимается из расчета, а т]м и т)г —
по заводским или опытным данным. Найден¬
ную величину N'3 наносим на диаграмму (точ¬
ка г). Прямая, проходящая через точки Оі иг,
дает приближенную зависимость расхода пара
от мощности в том случае, когда весь пар из
ЧВД поступает в отбор.
Отрезок D'xx определяет расход пара на
холостой ход при режиме с противодавлением
в отборе. Линия О\г представляет лишь теоре¬
тический интерес, так как указанный режим
для турбины недопустим: в любом случае че¬
рез ЦНД необходимо пропускать некоторое
минимальное количество пара для отвода теп¬
ла работы трения, нагревающего ротор ЧНД
при беспаровом режиме. Минимальный про¬
пуск пара через ЧНД дозжеи быть ие менее
чем 10—20% ^кмакс, а в отдельных случаях—
не меиее 5—10% Ркмакс*
в)	Линия минимального расхода
пара £>к.мин=const. При построении диаграм¬
135

мы (рис. 9-30) минимальный расход пара че¬
рез ЧНД принимаем равным
—0,2£)нмаКс- При этом Ош меняется от
Нуля ДО Т^Омакс—^кмин-
Уравнение (9-48) в этом случае имеет вид:
N —	+ DotH't	(9-52)
/ѵэ- —	3 600	ІмЧг-
Если в этом уравнении положить DOT=0,
то значение зависит только от £>к.мив, т. е.
JVa находится иа линии Oik. Точка ko иа линии
Otk удовлетворяет условиям_
Оѵ. мин = 0,2 /?к.макс 'И Т)п т=0.
Так как изменение Na в зависимости от Dm
определяется наклоном линии О\Г к оси абс¬
цисс, то линия kora, параллельная ОіГ, удов¬
летворяет уравнению (9-52) при Ок мин=-const.
г)	Линия постоянных отборов
(Z)nT=const). Для построения линий постояи-
мого отбора используется уравнение (9-48),
при этом DaT—const, а расход пара DK ме¬
няется. Na при Окммн зависит только от DOr-
Поэтому для любой величины Опт н Dk.vhhs
=0,2 DK „зле, N3 лежит на линии koro. Напри¬
мер, точка ki удовлетворяет уравнению
А/ .	іD't	, д^/
”эі—-	3 600	экт" зо
при расходе свежего пара через турбину
О (Л — Пк.МИН*Т*П/П.Т’
Точка k2 удовлетворяет условиям
_^.«ИВН4+-О"я.тн\

38	3 600	ЛмЛгі
с ординатой От, находим расход пара через
турбину ОСх-
Построенная диаграмма режимов ие может
дать достаточно надежной связи между элек¬
трической мощностью турбоустаиовки и рас¬
ходами пара через турбину, в отбор и в кон¬
денсатор. Приближенность ее построения при¬
вела к тому, что в йен не учтены отборы пара
на регенеративный подогрев питательной во¬
ды, потери в регулирующих органах, измене¬
ния внутренних к. п. д. цилиндров и т. д. При
расчете эксплуатационной диаграммы режи¬
мов все эти обстоятельства необходимо учи¬
тывать.
Диаграмма режимов турбины с двумя
регулируемыми отборами пара
Тепловой процесс турбины с двумя регули¬
руемыми отборами пара в Zs-диаграмме пред¬
ставлен и а рис. 9-31. Уравнение мощности тур¬
бины с двумя регулируемыми отборами пара
имеет вид:
а/ 		+ DrPb,,1 + Dren (Н'<-}-/fff*)
/ѵ3-	 3 600	ЧнЧг'
(9-53)
где Т)к—сквозной поток пара через турбину;
— использованный теплоперепад для
сквозного потока пара;
Dnp — отбор пара на производство;
Н'і— использованныйтеплоперепад вЧВД;
Отеп — отбор пара на теплофикацию;
Н"{ —использованный теплоперепад в
чсд
Dos. — Ок мин+!0,,/п.т,
а точка ks соответственно
А/ — Рц.УВ'вН1-\-*Р,”1зл:Нгі 	д,,	■ ж,,,, _
**эз '	3 600	ЧмЧг“—■'* эк “Г”' э»
Ч
2?оз=DK мин + D'"B ч.
Если в уравнении (9-48) положить Dm=
— const, то JVa будет изменяться только в за¬
висимости от DK. Так как изменение Na от DK
определяется наклоном линии Oik к оси абс¬
цисс On, то линии kik'i, ksk'z и k3a, параллель¬
ные линии k^k, дают зависимость изменения
мощности от расхода пара Do при постоянных
отборах пара из турбины. Например, мощ¬
ность иа зажимах генератора равна Nsx,
а расход пара в отбор равен D"m. Требуется
определить расход свежего пара через турби¬
ну. Откладывая и а оси абсцисс (точка х)
и проведя из точки х прямую до пересечения
с линией О"Пт=const (точки г/), а затем из точ¬
ки у параллельную ооп On до пересечения
Рис. 9-31. Тепловой процесс турбины с двумя регули¬
руемыми отборами пара в «-диаграмме
J36

Если к числителю формулы (9-53) приба¬
вить ОтеѵН,гі и отнять эту же величину, то по¬
сле простейших преобразований получим:
Л7 			+ Дгеп)	t — DtmHn*t
/V®	3600
(9-53a)
где H"'i — использованный	теплоперепад в
чнд.
Эту формулу можно написать в виде
N Р'Лі + Р^Н'і _	„
э —	3 600	3 600 ЧмЧг’
(9-536)
где D,K=Z)K-|-1£)Teij—сквозной поток пара че¬
рез турбину при нулевом
отборе пара иа теплофи¬
кацию,
или
7ѴЭ=ЛГ9-І-ДЛГ'Э>	(9-53в)
где Ng— мощность на зажимах генератора
прн і^теп=0;
ДА^'э— поправка к мощности турбины за
счет отбора пара на теплофикацию.
Построение диаграммы режимов работы
турбины с двумя регулируемыми отборами па¬
ра осуществляется по формуле (9-536) и раз¬
бивается на два этапа.
Если положить, что Птеп=0, то формула
(9-536) примет вид:
Na=N'3=
3 600
Эта формула представляет уже известное
уравнение мощности турбины с одним регули¬
руемым отбором пара. По этому уравнению по
тем же правилам, как было показано в § 9-5,
строится диаграмма режимов с одним регули¬
руемым отбором (верхняя часть рис. 9-32, рас¬
положенная выше оси СМ). Точка А опреде¬
ляет номинальную мощность турбины. Из диа¬
граммы следует, что при Птеп = 0 мощность
турбины при допустимом пропуске пара будет
выше номинальной на величину, определяемую
отрезком А А. При наличии отбора на отопле¬
ние мощность турбины должна уменьшиться
и а величину
3 	3 600 'ч“11г’
Поправка на расход пара для отоплений
учитывается нижней частью диаграммы. При
Рис. 9-32 Диаграмма режимов турбины с двумя регу¬
лируемыми отборами пара.
Птеп=0 и ДАУ'э также равно нулю (точка 0
на диаграмме). При Dтеп.макс и меем.
геп.мвкс/у і „ _
»		3600
(точка ао на диаграмме); т]м и і]г могут быть
приняты со значениями, равными нх значени¬
ям при номинальной нагрузке. Если принять,
что АМ'э в зависимости от DTen изменяется по
закону прямой линии, то линия Оа0 будет да¬
вать поправку к мощности в зависимости -от
отбора пара на теплофикацию.
Лннин аіа'ь bib'i, Сіс'і и did'i указывают
на предельно возможный расход пара на теп¬
лофикацию при постоянных отборах пара на
производство. Эти линии наносятся из условия
равенства
Птеп.макс —Пр Ок,мпн Пдр, (9-53г)
где Do — расход свежего пара иа турбину.
Для режимов работы турбины, определяе¬
мых точками а, 6, с и d, Птеп=0, что фикси¬
руется йа диаграмме точками Оі, 6і, Сі и di.
Точки а'і, b't, Сі и d\ наносятся на диаграмму
для подсчитанных из уравнения (9-53г)
Птепмакс прН ЗЭДаИИЫХ Пщ, Пда, Иде, Оомзгс и
соответствующих Dnp=0, Й'пр, D"np и D"'ap.
Линии, соединяющие точки аі и а'і, bi и b'\, Сі
и с'і, dt н d'i, дают границы для Птеп.мвкс в за¬
висимости от Do и Ппр.
Пример пользования диаграммой. Заданы мощность
на зажимах генератора Nex, расход пара на теплофика¬
цию £>"теп и расход на производство /Упр. Требуется
иайти расход свежего пара. На оси абсцисс отклады¬
ваем Л/8Х и, идя от точки Nsx, по пунктирной ломаной
липни xyz находим Dox на оси ординат.
137

Часть вторая
КОНСТРУКЦИИ И РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ
ПАРОВЫХ ТУРБИН
КОНСТРУКЦИИ И РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ КОРПУСОВ И ИХ ДЕТАЛЕЙ
10-1. КОНСТРУКЦИИ КОРПУСОВ. ИХ МАТЕРИАЛ
И РАСЧЕТ
Корпуса ЧВД турбин высоких и сверхвысо¬
ких параметров изготовляются из специаль¬
ных легированных сталей с присадками хрома,
никеля, молибдена, вольфрама, ванадия и дру¬
гих элементов.
В турбинах высоких параметров наряду
с распространенной конструкцией одиостеи-
иых корпусов в настоящее время находят при¬
менение корпуса с двойными стенками. Про¬
странство между внешними и внутренними
стенками корпуса заполнено паром среднего
давления, поэтому толщина стенок корпуса и
размеры фланцев получаются меньше, чем
в обычных одиостенных конструкциях.
Усложнение конструкции двухстеииых кор¬
пусов окупается большой экономией дорого¬
стоящих легированных сталей, так как из по¬
следних изготовляют только внутренние стен¬
ки, а внешние изготовляют нз более дешевых
сталей.
Применение двухстеииых корпусов упро¬
щает конструкцию фланцев и облегчает темпе¬
ратурные условия переходных режимов для
корпусов, фланцев и шпилек.
■В выпускных патрубках мощных турбин
для увеличения их прочности предусматрива¬
ются специальные ребра жесткости, распола¬
гаемые обычно внутри патрубка. Оин служат
также для направления потоков пара и спо¬
собствуют снижению потерь при движении па¬
ра от последней ступени в конденсатор.
Расчет стенок корпуса
Вследствие сложной формы корпуса выпол¬
нение точного расчета его стенок представляет
большие трудности. Пренебрегая влиянием бо¬
ковых стенок, ребер жесткости, фланцев, ди¬
афрагм, изменением давления и температуры
по длине и т. д., корпус турбины условно бу¬
дем рассматривать как барабан. В этом слу¬
чае растягивающие напряжения в стенке кор¬
пуса можно определить по уравнению
где D — внутренний диаметр корпуса, см;
р — избыточное давление в корпусе, нісм2;
fi — толщина стенки корпуса, см.
Допускаемые напряжения принимают для
чугуна около 2 000 нісм2 и для стали около
5 000 н!смг.	*
По конструктивным и технологическим со¬
ображениям стенки корпусов часто изготовля¬
ются большей толщины, чем это следует из
уравнения (10-1).
Расчет фланцев и болтов 1
Фланцы турбины работают на сжатие и из¬
гиб. Расчет их производится только на изгиб.
На рис. 10-1 представлен эскиз фланца
с обозначением основных размеров и усилий,
действующих на фланец и болт. Толщина
фланца Іі, шаг между центрами отверстий t
и расстояние между краями отверстий Ь вы¬
бираются по условиям прочности фланца и
болта. Другие размеры, указанные на эскизе,
принимаются по конструктивным соображе¬
ниям.
Расчет фланцев производится на избыточ¬
ное давление Ар=рв—рн (где рв— давление
1 Методика расчета заимствована нз практики рас¬
четов, выполняемый ЛМЗ.
138

пара внутри корпуса, ри—‘давление среды вие
корпуса). Для корпуса турбины с двойными
стенками рп — внешнее давление для внутрен¬
ней стенки и давление внутри корпуса — для
внешней стенки.
Основные усилия, действующие на фланец
■от избыточного давления пара, определяются
по уравнениям
„ Ш А
<2=—Ар;
„	„ . Dt .
QX=Q sm а=~ &p sm a;
Qy — Qcosa=^- Др cos a;
P=Dtbpsm-^~;
(Ю-2)
сумма моментов всех снл этой системы отно¬
сительно этого сечения будет равна:
А1П+Мр=Q yS—Qxh -1- PvrJ-
+Pxc+P'2.Xz—PiXi = 0	(10-5)
(здесь моменты снл co знаком плюс взяты для
направлений против часовой стрелки, а со зна¬
ком минус — по часовой стрелке).
Расчетный момент для определения напря¬
жений в сечении bh фланца определяется по
уравнению
Р1хі=Мп—Р2Х2.	(10-6)
В уравнении (10-6) неизвестны Хі, Хг, Рі и
Рг, которые определяем из следующих соот¬
ношений.
Из рис. (0-1 находим размеры
Px = p cos-J-=Dt b.p sin	cos ~ =
Dt .
= —Др sin a;
Pv = Psin-^-= Dt&p sin3
Момент, действующий на фланец от избы¬
точного давления, определяется по уравнению
Mn=1QyS—Qxh+Pvr+Pxct	(10-3)
где
2А + В ](10'7)
А + В ’ I
где ki — расстояние от основания В трапеции
до центра ее тяжести.
В этом уравнении ^значения А іи В неиз¬
вестны. Для определения Хі находим
В = ^1-А
(10-7а)
S=m	^-cos a;
D a
r=m	^-cos—;
D . a
c=__sm—
(а определяется по конструктивным размерам
корпуса турбины и фланцев).
Для обеспечения плотного соединения
фланцев условно будем считать, что прн неко¬
торой силе Р затяжки болта и избыточном
расчетном давлении Др давление (сила реак¬
ции) на поверхности разъема фланца по его
длине I изменяется по линейному закону и
изображается линией и^и. Это условие пока¬
зывает, что на внутреннем диаметре D корпу¬
са турбины нет раскрытия фланцев (точки ио
■и а рис. 10-1).
Момент равнодействующей сил реакций Рі
и & в плоскости разъема фланцев определяет¬
ся по уравнению
ЛТр=Р2Х2—PiXf.	(10-4)
Из механики известно, что для любой си¬
стемы, находящейся в равновесии, сумма мо¬
ментов всех сил, действующих в системе, рав¬
на нулю. Так как расчет напряжений во флан¬
цах производится для опасного сечення bh, то
и, подставляя в уравнение (10-7) вместо В его
значение из (10-7а), получаем
п I к 21 *}- п -f- f
(10-76) ■
Для определения значений Рі. и Рг соста¬
вим уравнения
П 				. I
+	I	(10-8)
p2=np,.	I
Из рис. 10-1 следует, что значение N=^-
определяется из соотношения
*И4-В)
В свою очередь
£ = Ц-А.
(Ю-9)
(10-10)
Подставляя в уравнение (10-9) вместо В
его значение из уравнения (10-7а) н вместо Е
его значение из уравнения (10-10), получаем
дг —	'

k(t + n + f) ’
(10-11)
Подставляя в уравнение (10-8) вместо /V
его значения из уравнения (10-11), находим-
Рі и Рг.
139

Напряжение от изгиба в сечении bh флан¬
ца определяется по уравнению
		,tn
Напряжения во фланцах можно допускать
для улучшенных марок чугуна до 3 000 н[см2.
Для стали в зоне температур до 350°C можно
принимать в пределах до 50% предела текуче¬
сти. Прн работе фланцев в зоне более высоких
температур допускаемые напряжения выбира¬
ются с учетом предела ползучести материала.
Усилие, которое болт будет испытывать для
принятых в расчете условий, равно
/?=/?і+/?2+Рѵ+'О1,.	(10-13)
Напряжение на растяжение в минимальном
сечении болта (шпнлькн) определяется «из
уравнения
R 4/?
' F	j2 ’
Лмвн
(Ю-14)
где Jmhb—-минимальный	диаметр болта
(шпильки).
Принимая напряжение Ос, определяем диа¬
метр болта:
^3 = 1/^	(10-14а)
Принимая во внимание несовершенства ме¬
тодики расчета, ползучесть материала болтов,
недостаточно строгий контроль за предвари¬
Рис. 10-2. Эскиз фланцевого
соединения корпуса высоко¬
го давления.
тельной затяжкой
болтов прн монтаже
турбии и их ремон¬
те, а также опира¬
ясь на опыт экс¬
плуатации фланце¬
вых соединений, тур¬
бостроительные за¬
воды рекомендуют
усилие для предва¬
рительной затяжки
болтов брать на 20—
40% больше расчет¬
ного 7?. Таким обра¬
зом, окончательное
усилие предвари¬
тельной затяжки
болтов составляет
величину
7?о=(1,2и-1,4)Я.
(10-15)
Плотность соеди-
нения фланцев тур¬
бины на период ее
работы между капи-
Таблица 10-1
Допускаемые напряжения в болтах, Н.'см*
Марка стали
Температура, °C
315
315—400
400—456
«5-510
Углеродистая (0,35 %)
Хромо молибдене на я
Вол ьфра мо мо либд еновв я
(1% W; 0,6% Ст; 0,5%
Мо)
12 700
17 500
17 500
15 500
15 500
12 700
9000
тальными ремонтами (8000-<-20 000 ч) зависит
от усилий, с которыми были затянуты болты,
и от способа их затяжки.
Затяжка болтов фланцевых соединений
турбин среднего давления н корпусов ЧНД
обычно производится без подогрева болтов
с помощью ключа с удлиненным рычагом.
Болты фланцевых соединений ЦВД диа¬
метром больше 70—80 мм обычно затягивают
после их предварительного подогрева пламе¬
нем газовой горелка или электронагреватель¬
ным прибором. В болтах и гайках с целью по¬
догрева предусматривается отверстие, пока¬
занное на рис. 10-2. Болт нагревается до тем¬
пературы, при которой его удлинение позволя¬
ет без больших усилий дополнительно повер¬
нуть гайку на расчетную величину угла.
Применение затяжки болтов с предвари¬
тельным прогревом устраняет напряжения
скручивания, неизбежно возникающие в бол¬
тах при их холодной затяжке.
Некоторые турбостроительные заводы для
создания наиболее эластичного соединения
жестких фланцев турбины применяют специ¬
альные кольца между массивными фланцами
и гайками болтов или шпилек.
Марки сталей для изготовления болтов при¬
меняют в зависимости от температур и на¬
пряжений в болтах. Болты, соединяющие
фланцы корпусов, работающих в зоне невы¬
соких температур (до 300—320°C), можно из¬
готовлять из углеродистой -стали марки 35 или
45. Для более высоких температур применяют
хромомолибденовые стали марок ЗОХМ и
35ХМ, а также вольфрамомолнбденовую сталь
*и др.
Допускаемые напряжения па болтах приве¬
дены в табл. 10-1.
10-2. КОНСТРУКЦИИ СОПЛ И НАПРАВЛЯЮЩИХ
ЛОПАТОК
Конструкции сопл
Сопла первых ступеней имеют разнообраз¬
ные конструкции. Ранее сопла выполнялись
в виде литых сегментов: для турбин высокого
и среднего давления — нз стали, а для турбин
140

Рис. 10-3. Сопла паровых турбин.
низкого давления — из чугуна (рис. 10-3,а).
Поверхности каналов литых сопл обрабаты¬
вались вручную, что требовало большой за¬
траты труда. Несмотря на это, поверхности
каналов получались недостаточно гладкими,
что приводило к увеличению потерь.
Более совершенную конструкцию имеют
сопла, состоящие из составных сегментов
с фрезерованными сопловыми лопатками
(рис. 10-3,6). Широкое применение находят
фрезерованные сопла, изготовляемые в виде
отдельных сопловых лопаток (рис. 10-3,в) м
набираемые в сопловые сегменты.
За последние годы в турбинах находят
применение фрезерованные сопловые лопатки,
изготовляемые заодно с внутренним поясом 1
(рнс. 10-3,г), ограничивающим соллоаые кана¬
лы с внутренней Стороны. Внешняя стенка-соп¬
ловых каналов образуется бандажной лентой 2,
насаживаемой профильными отверстиями на
торцы сопловых лопаток с последующей свар¬
кой. Затем с внешней стороны бандажной лен¬
ты приваривается обод 3. Конструкции сопло¬
вых сегментов, приведенные на рис. 10-3,в и г,
широко применяются ЛМЗ в турбинах высо¬
кого давления.
ЛМЗ для турбин высокого давления изго¬
товляет сопловые лопатки из нержавеющей
стали.
Сопловые сегменты, сварные и с наборны¬
ми сопловыми лопатками, прикрепляются к пе¬
редней части корпуса турбины или к сопло¬
вым коробкам, как это выполнено в турбинах
высокого давления ЛМЗ.
Сопловые каналы регулирующей ступени
в зависимости от располагаемого теплового
перепада, срабЪтыйаемого в соплах, изготов¬
ляются суживающимися или расширяющими¬
ся. В турбинах высокого давления при расчет¬
ном режиме срабатываются относительно не¬
большие тепловые перепады. Так как сужи¬
вающиеся сопла при переменных режимах
являются более экономичными, то им отдается
предпочтение.
Конструкции направляющих лопаток
регулирующих ступеней
В турбинах среднего и высокого давления
более ранних конструкций широкое распрост¬
ранение нашли двухвенечные регулирующие
ступени. В такйх ступенях за первым рядом
рабочих лопаток устанавливаются направляю¬
щие лопаткн, предназначенные для изменения
направления потока пара.
При парциальном подводе пара к соплам
регулирующей ступени направляющие лопатки
также располагаются парциально. В турбинах
со значительной степенью парцнальности на¬
правляющие лопатки часто устанавливаются
по всей длине окружности.
Направляющие лопаткн, закрепленные
в специальных обоймах, образуют направляю¬
щий аппарат, который прикрепляется к кор¬
пусу турбины.
Типичная конструкция соплового и направ¬
ляющего аппаратов двухвенечной регулирую¬
щей ступени, применяемая ЛМЗ в турбинах
высокого давления, представлена на рнс. 10-4.
Направляющий аппарат турбины К-100-90
и других турбин высокого давления ЛМЗ со¬
стоит нз двух обойм: верхней и нижней. Этн
обоймы вставляются в расточки верхней и
нижней половин корпуса турбины. Правильное
положение обойм фиксируется специальными
шпонками 14 и 15, а также лапка мп 10 и 11.
Этн лапкн заходят в углубления, вы фрезеро¬
ванные в корпусе. Лапки верхней половины
обоймы удерживаются шпонками 12, прикреп¬
ленными к корпусу винтами 13. Таким обра¬
зом, верхняя половина направляющего аппа¬
рата при разборке корпуса турбины подни¬
мается вместе с крышкой.
Для уменьшения потерь от перетекания па¬
ра предусмотрены лабиринтовые уплотнения
3 и 6 рабочих и направляющих лоцаток. Эти
уплотнения имеют особенно большое значение
для турбин высокого давления из-за реакции
на лопатках регулирующей ступени. Концы
гребней уплотнений обычно заострены по тол¬
щине до 0,5 мм и имеют радиальные зазоры
в пределах от 1,5 до 2,5 мм.

Рис 10-4 Сопловой аппарат регулирующей ступени турбин ЛМЗ.
1— направляющая лопатка: 2— верхняя обойма направляющих лопаток: 3 — уплотнительная пластинка уплотнения рабочих ло¬
паток; 4— прокладочная пластинка; 5—бандаж направляющих лопаток; 6—уплотнительная пластинка уплотнения направляю¬
щих лопаток: 1 — прокладочная пластинка; в —кожух; Р—болты кожуха: 10—верхняя опорная лапка; //—ннжяяя опорная
лапка; 12—шпонка верхней половины корпуса. 13— винт шпонки; Я —верхняя центрирующая шпонка. 16 — нижняя центри¬
рующая шпонка, 16 и П — рабочие лопатки первого н второго венцов; 18 — сопла.
Конструкции сопловых лопаток
диафрагм
Сопловые каналы в диафрагмах образуют¬
ся наборными лопатками (рис. 10-5 для пер¬
вых ступеней, устаревшая конструкция), или
приваренными сопловыми лопатками (рис. 10-6,
наиболее дешевая и прочная конструкция),
или заливаемыми в тело чугунной диафрагмы
профильными стальными лопатками (рис. 10-7,
обычно для последних ступеней конденсацион¬
ных турбин). Для лучшей связи лопаток с те¬
лом диафрагмы в их заливаемых частях пре¬
дусматривают отверстия или вырезы. Поверх¬
ности заливаемой части лопаток покрывают
оловом, что предохраняет лопатки от окнсле-
Рис. 10-5. Установка сопловых лопаток в диафрагму.
142

Рнс. 10-6. Сварная диафрагма ХТГЗ.
Рис. 10-7 Сопловая лопатка паровой турбины.
ния при залнвке расплавленным металлом и
обеспечивает наибольшую прочность соедине¬
ния.
10-3. КОНСТРУКЦИИ И МАТЕРИАЛ ДИАФРАГМ
Диафрагма состоит из двух половин. Одн-а
половина закрепляется в нижней, вторая —
в верхней половине корпуса. Диафрагмы встав¬
ляются непосредственно в расточки корпуса
илн в специальные обоймы, закрепляемые
в корпусе.
Для свободного расширения диафрагмы
между ней и расточкой корпуса нлн обоймы
предусматривают зазоры. Величина радиаль¬
ного зазора составляет обычно от 0,003 до
0,004 диаметра диафрагмы, а осевой зазор де¬
лают от 0,1 до 0,3 мм.
При установке диафрагмы в расточку кор¬
пуса -или обоймы ее обод смазывают тонким
.слоем графита, что предотвращает прикипание
диафрагмы к посадочному месту.
Диафрагмы первых ступеней турбин высо¬
кого давления сейчас изготовляют коваными,
с приваренными сопловыми лопатками, а ди¬
афрагмы последних ступеней — чугунными,,
с залитыми лопатками (рис. 10-8). В старых
конструкциях турбин для температур пара от
200—250 до 400 °C широко применяли кова¬
ные диафрагмы с приклепанными фрезерован¬
ными сопловыми лопатками.
Верхние половины диафрагм в корпусе тур¬
бины илн в обойме крепятся так, что они под¬
нимаются совместно с верхней половиной кор¬
пуса илн обоймы.
Стальная диафрагма с наборными фрезе¬
рованными лопатками / и ее крепление в кор¬
пусе представлены на рис. 10-9. Правильное
радиальное положение обеспечивается шестью
штифтами 2, стальными в ступенях высокого
и медными в ступенях низкого давления.
Для создания необходимой плотности по¬
верхности горизонтального разъема диафраг¬
мы пришабрены друг к другу н снабжены зам¬
ком 4. Верхняя половина диафрагмы крепится
к корпусу при помощи шайбы 3, что обеспечи¬
вает ее поднятие вместе с крышкой корпуса.
Для уменьшения перетекания пара через
радиальный зазор между втулкой диска н ди¬
афрагмой в расточку диафрагмы вставляется
кольцевое лабиринтовое уплотнение 5, состоя¬
щее обычно нз шести сегментов. Между телом
диафрагмы и сегментами уплотнения вставля¬
ют плоские пружины, отжимающие сегменты
к центру расточки диафрагмы и удерживаю¬
щие их с некоторым зазором по отношению
к втулке диска.
Радиальный зазор б между гребнем уплот¬
нения 6 и втулкой диска в ступенях ЧВД уста¬
навливается в пределах от 0,25 до 0,4 мм.
В ступенях ЧНД при наличии пружин прини¬
мают б=0,3 = 0,5 мм, а при жестком крепле¬
нии сегментов б=0,4=0,6 мм.
На рнс. 10-6 изображена диафрагма ХТГЗ
с приваренными направляющими лопатками.
143

Рис 10-8. Диафрагмы па¬
ровых турбин ЛМЗ.
а — сварная диафрагма; б —
косой разъем чугунной диа¬
фрагмы: с — крепление уплот¬
нительной шпонки диафрагмы;
г — чугунные диафрагмы; I —
тело диафрагмы. 2 —обод: 8—
наружный бандаж; 4 — Внут¬
ренний бандаж: 5 — сопловая
лопатка; 6 — уплотнительная
шпонка; 7— лапки крепления
диафрагмы. 8 — уплотнение
обода диафрагмы; 9 — пружи¬
на; Ю — стопорная планка
уплотнения; 11 — установочные
штифты. 12 — лабиринтовые
уплотнения.
Рис 10-9. Диафрагмы
паровой турбины с при¬
клепанными лопатками.
1 — сопловая лопатка: 2 —
центрирующие штифты; з —
шайба крепления диафраг¬
мы; 4 — уплотнительная
шпонка; 5 — уплотнительное
кольцо. 6 — уплотнительная
пластинка.
Направляющие лопаткн 3 вставляют в отвер¬
стия наружного 2 и внутреннего 4 бандажей ■
и приваривают к ним, после чего бандажн
с лопатками устанавливают между ободом 1
« телом диафрагмы 5 н окончательно свари¬
вают с ними.
Диафрагмы, особенно в ЧВД, воспринима¬
ют большую нагрузку, создаваемую разностью
давлений пара. К материалу диафрагм н ло¬
паток, а также к качеству их крепления предъ¬
являются большие требования.
В турбинах высокого давления в области
высоких температур применяют диафрагмы и
лопатки нз специальных сталей с присадкой
хрома, никеля и молибдена. Диафрагмы пер¬
вых ступеней турбин среднего давления также •
иногда изготовляют из стали с присадкой мо¬
либдена в количестве 0,5%.
Гребни жестких уплотнений закрепляют
в выточках каждой половины диафрагмы. На
144

Рис 10-16. Уплотнения диафрагм паровых турбин с пла¬
стинками, вставленными в кольца иля тело диафоагмы.
Рнс 10-11. Типы уплотнении диафрагм паровых турбин
с гребнями, выточенными в кольцах.
рис. 10-10 гребни уплотнений вставлены в коль¬
ца или непосредственно в тело диафрагмы.
Уплотнения диафрагмы с гребнями, выточен¬
ными в кольцах, представлены на рнс. 10-11,
с прижимными пружинами уплотнения диаф¬
рагм показаны на рнс. 10-12. Сегменты или
полукольца, в которых выточены или за-
Рис. 10-12. Уплотнения диафрагм с прижимными пружи¬
нами
прессованы гребни уплотнений, вставляются
в выточку тела диафрагмы и пружинами от¬
жимаются к центру (к валу турбины).
На рис. 10-13 представлено крепление обой¬
мы в корпусе тѵрбины ЛМ'З типа К-100-90.
Рис. 10-13. Крепление обоймы в корпусах турбин ЛМЗ
1, 2, 3 и 4— обоймы; S—косые шпоихя; 6 — центрирующие штифты; 7 — контрольные болты;
в—іяпонкн: 9 — лапки обойм.
10-769
145

Между гребнем обоймы и расточкой корпуса
предусматривается зазор не меиее 1,5 мм для
обеспечения радиального расширения обоймы.
Верхнюю и нижнюю половины обоймы по¬
сле установки диафрагм соединяют между со¬
бой по горизонтальному фланцу специальны¬
ми шпильками. Для фиксации взаимного поло¬
жения обеих половин обоймы предусматрива¬
ют по два пр и зонных болта 7.
Установка диафрагм в обоймы должна
быть выполнена так, чтобы радиальные зазо¬
ры в уплотнениях диафрагм были точно со¬
блюдены и чтобы тепловое расширение диаф¬
рагмы происходило беспрепятственно.
10-4. КОНЦЕВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ ТУРБИНЫ
Рис. 10-14. Переднее уплотнение ЦВД турбины
К-300-240 ЛМЗ.
Концевые уплотнения имеют важное значе¬
ние для экономичной работы турбины. Чем
меньше потерн пара от протечек через конце¬
вые уплотнения, тем более экономична тур¬
бина. Уменьшения протечек пара через конце¬
вые уплотнения можно достичь увеличением
числа их гребешков, но это связано с увели¬
чением длины турбины, т. е. с усложнением
ее конструкции н увеличением ее стоимости.
Каждый турбостроительный завод разра¬
батывает свои конструкции концевых лабирин¬
товых уплотнений н применяет нх на практике.
Водяные н угольные концевые уплотнения на¬
ши турбостроительные заводы не используют,
и они здесь не рассматриваются.
На рис. 8-6 показана конструкция уплот¬
нений ХТГЗ. Уплотнительные гребни вставле¬
ны в обоймы, закрепленные в расточках кор¬
пуса турбины. Вал турбины имеет кольцевые
выточки, изменяющие направление движения
пара и увеличивающие сопротивления его дви¬
жению. Кроме того, вал турбины имеет допол¬
нительные более глубокие выточки, преду¬
смотренные для компенсации местных тепло¬
вых деформаций. Такие деформации могут
возникнуть при задевании вала за гребни ла¬
биринта и при отсутствии выточек могут при¬
вести к его искривлению.
Концевые уплотнения втулочного типа,
применявшиеся ранее ЛМЗ, приводили в тур¬
бинах высокого давления к неполадкам в ра¬
боте. В связи с этим в последующих выпусках
своих турбин ЛМЗ изменил конструкцию кон¬
цевых уплотнений, убрав насадные втулки
с концов вала.
Для турбины К-300-240 ЛМЗ применяются
безвтулочные уплотнения (рис. 10-14), особен¬
ность которых заключается в том, что усики
закатываются в канавки ротора, а на непод¬
вижных обоймах выполняются выточки. Такие
уплотнения применены в ЦВД, а также на
стороне подвода пара ЦСД.
В настоящее время отечественные заводы
для всех турбин применяют концевые уплот¬
нения с уснками на валу и канавками в обой¬
мах.
10-5. ОПОРНЫЕ ПОДШИПНИКИ И ИХ КОНСТРУКЦИИ
Ротор паровой турбины устанавливается
в опорных подшипниках. Для смазки подшип¬
ников к ним подводится масло, чаще всего под
давлением 1.4—1,7 бар. Чтобы обеспечить пра¬
вильную работу подшипника, между шейкой
вала н вкладышем предусматривается зазор.
Работа правильно смазываемых подшипни¬
ков основана иа жидкостном трении частиц
масла, находящегося между поверхностями
шейки вала и расточки вкладыша подшипника.
На основании анализа гидродинамических
явлений установлено, что при жидкостном тре¬
н-ин сила трения зависит от свойств смазки
(масла), а не трущихся поверхностей.
На рис. 10-15,а показано положение шейки
вала во вкладыше при числе оборотов, рав-
Рис. 10-15 Положение шейки нала в подшипнике при
различном числе оборотов.
°— л—0; б —л мало; в —л велико; г —л—со.
146

Рис 10-16 Распределение давлении в масляном слое
по окружности вкладыша
ном нулю. При вращении вала масло нз кли¬
новидного зазора увлекается валом в направ¬
лении его вращения. При достижении некото¬
рого числа оборотов давление масла в клино¬
видном зазоре становится настолько большим,
что вад всплывает и лежит уже на масляной
пленке (рис. 10-15,6 и в). Центр шейки вала
при этом устанавливается эксцентрично по от¬
ношению к центру расточки вкладыша. По
теории Гюмбеля по мере возрастания числа
оборотов центр вращения шейки вала описы¬
вает полуокружность, стремясь к центру вкла¬
дыша (оси расточки). Центры вала и расточки
вкладыша совпадают при бесконечно большом
числе оборотов (рнс. 10-15,а). Таким образом,
величина минимального зазора h0 возрастает
с увеличением числа оборотов от нулевого зна¬
чения до некоторой величины.
Наличие масляной пленки между валом «
вкладышем возможно только в том случае,
когда давление масла под валом уравновеши¬
вает нагрузку вала на вкладыш.
На рнс. 10-16 показано распределение дав¬
лений масла в масляном клине для правильно
сконструированного подшипника. Изменение
давления р масла в подшипнике показано на
диаграмме. Максимальное давление в масля-
Іаблнца 10-2
Допуски ем ые зазоры во вклидышах опорных
подшипников
Диаметр иейкя
валя, мм
Вклады ин. расточенные сез
прокладОэ (цилиндрическая
растоіка)
Вкладыши, растоіенные
С прокладками (озальная
расточка)
Верхний за¬
зор. мм
БокочоП за¬
зор, ММ
Верхний за¬
зор, мм
SokohoA
зазор, мм
мня
УйКС
МИН.
макс
мин
махе.
мим
«макс.
50
0,15
0,25
0,10
0,15
0,10
0,12
0,15
0,20
100
0,20
0,30
0,10
0,20
0,10
0,15
0,20
2,25
150
0,30
0,40
0,15
0,25
0,20
0,25
0.30
0,40
200
0,40
0,55
0,20
0,30
0,20
0,30
0,35
0,45
250
0,50
0,65
0,25
0,35
0,25
0,35
0,45
0,55
300
0,60
0,75
0,30
0,40
0,30
0,45
0,55
0,62
350
0,70
0,85
0,35
0,45
0,35
0,50
0,62
0,70
ном слое может достигать нескольких десят¬
ков атмосфер. Со стороны выхода масла из .
масляного кднна давление масла резко па¬
дает, вызывая даже частичное испарение его.
Давление в масляном слое изменяется также
н по осн подшипников (рис. 10-17).
Подвод масла к подшипнику иужно осу¬
ществлять в таком месте, чтобы не нарушить
давления в масляной пленке. Чтобы не допу¬
стить сухого трения, поверхность шейкн вала
шлифуют, а расточку вкладыша шабрят. Не¬
ровности на этих поверхностях недопустимы,
так как они уменьшают толщину масляного
слоя и могут привести к сухому трению. Сум¬
марная высота неровностей на поверхностях
шейки вала и вкладыша должна быть не
больше 0,01 мм.
Величину зазора а и Ъ (рнс. 10-15) выби¬
рают в зависимости от диаметра шейкн вала.
В табл. 10-2 приведены данные допускаемых
Рис. 10-17. Распределение давления
в масляном слое по оси подшипника
Рис. 10-16. Вкладыш опорного подшипника ЛМЗ.
10-
147

зазоров во вкладышах опорных подшипников,
полученные иа основании большого опыта экс¬
плуатации паровых турбин.
Вкладыши опорных подшипников изготов¬
ляют различной конструкции: с неподвижны¬
ми цилиндрическими и с а моу ста на вливающи¬
мися сферическими опорными поверхностями.
Вкладыши с самоустанавливающимися опор¬
ными поверхностями обеспечивают наиболее
благоприятные н надежные условия, работы
подшипников, особенно при значительных про¬
гибах вала.
На рис. 10-18 показана конструкция вкла¬
дыша опорного подшипника ЛМЗ с неподвиж¬
ным закреплением. Установка вкладыша в кор¬
пусе подшипника осуществляется при помощи
четырех установочных подушек 1. Для пра¬
вильной радиальной установки вкладыша от¬
носительно осн расточек корпуса турбины
между вкладышем и установочными подушка¬
ми / 'предусматривают специальные про¬
кладки.
Вкладыш подшипника состоит из двух по¬
ловин, скрепленных болтами. В подшипнике
предусмотрена стопорная пластинакоторая
препятствует проворачиванию вкладыша.
Масло в подшипник поступает сбоку через
отверстие 2. На пути масла в подшипник уста¬
новлена ограничительная диафрагма с таким
диаметром, который обеспечивает необходи¬
мую подачу масла в подшипник.
В верхней половине вкладыша для более
интенсивной циркуляции масла н охлаждения
шейки вала предусмотрена широкая кольце¬
вая канавка 3. Отвод масла из подшипника
производится у торца вкладыша.
Для получения наиболее устойчивой плен¬
ки масла рабочую часть поверхности вклады¬
ша, охватываемую углом Ѳ, шабрят по специ¬
альной оправке, диаметр которой больше диа¬
метра шейки вала на величину зазора а, ука¬
занного в табл. 10-2. В таблице приведены
также и боковые зазоры между шейкой вала
и вкладышем.
Применяется 'также овальная расточка
вкладыша. Для ее получения перед расточкой
между половинами вкладыша вставляют про¬
кладки соответствующей толщины, которые
затем удаляют. При работе турбины у вкла¬
дыша с овальной расточкой образуется допол¬
нительный верхний масляный клин, который
несколько уменьшает всплытие шейки вала и
повышает устойчивость работы подшипника.
Поверхность вкладыша, на которой обра¬
зуется масляная пленка, должна быть гладкой,
так как наличие на ней канавок приводит
к резкому изменению давления масла н нару¬
шает правильную работу подшипника, умень¬
шая его несущую способность.
Вкладыши подшипников изготовляют обыч¬
но из чугунного лнтья.
Вкладыши турбинных подшипников зали¬
вают специальными высокооловяннстымн баб¬
битами. Наиболее распространенным сплавом
является баббит марки Б-83 (ГОСТ 1320-41)
следующего состава: 83% олова, 11% сурьмы
и 6% меди.
Расчет опорного подшипника
Введем основные обозначения, необходимые для
расчета:
Р— сила, передаваемая шейкой вала на вкла¬
дыш подшипника, н;
L-—длина рабочей поверхности вкладыша, см;
d-—диаметр шейкн вала, см;
а — зазор между шейкой вала и вкладышем
(по табл. ‘10-2), см;
в— эксцентриситет между осью вращения вала
и осью расточки вкладыша, см;
і/в —прогиб вала у конца подшипника; величи¬
на лротнба известна из расчета вала нв нз-
гнб, мм;
ho — минимальная толщина масляной пленки
между валом и вкладышем, мм;
ndn
“ —“ПО- —окружная скорость шейки вата при рабо¬
чем числе оборотов турбины п в минуту.
счісек.
Расчет выполняем по методу, предложенному
М. И. Яновскнм для угла охвата 6=160°.
Коэффициент нагрузки подшипника определяем па
формуле
где р. — средняя вязкость масла, зависящая от сорта
масла в температуры; для масла марки ТЗОУТ {ГОСТ
32-53) при расчете можно принимать ц=
=3,4- 10-в нІ(свК' смг).
d
По найденному значению и отношению в = -j—
по кривым рис. 10-19,а и б определяем относительный
эксцентриситет:
По значениям и е на кривой рнс 10-20,а и в
находим коэффициент сопротивления ф,.
Коэффициент трения в подшипнике подсчитываем
по формуле
(10-,7>
Работа трения в подшипнике определяется по урав¬
нению
Ar=fPuH0-2, н-місек.	(10-18)
Количество тепла, соответствующее этой работе,
будет
Qr-Ах • 10~3=fPu-10~в, кдж]сек. (10-19)
Если пренебречь количеством тепла на лучеиспус¬
кание с поверхности подшипника, то для отвода тепла,
выделяющегося в подшипнике от трения, потребуется
расход масла, определяемый по формуле
Qr
’■=>(/,-/,) • л1сек- ■ (10'20)
148

где р — плотность масла, кг/л;
с—средняя теплоемкость масла, кдлсЦкг • °C);
G—'температура масла прн входе в подшипнис;
принимается согласно правилам технической
эксплуатации в пределах 35-45 °C;
ts— температура масла при выходе из подшипни¬
ка; может приниматься на 10—15 °C выше G-
Толщина масляной пленки определяется нз урав¬
нения
h0 = -ту- (I — X). мм,	(10-21)
гхе коэффициент '/ принимается по рис. 10-19.
Для обеспечения надежной работы подшипника не¬
обходимо, чтобы h0^ у в +0,01 мч (где 0,01 — суммарная
величина неровностей на поверхностях шейки вала и
вкладыша).
Температура масла на выходе из подшипника tj,
не должна быть выше 60°C, так как при большей тем¬
пературе масло резко снижает свою вязкость, а следо¬
вательно, и смазывающие свойства, а также интенсивно
окисляется н стареет, т е становится непригодным
для употребления
Отношение d/L часто принимают равным 1—1,2
Для сильно загруженных подшипников и при нали¬
чии зубчатой передачи принимается большая величина
Рис. 10-20. Значение коэффициента Ф>.
Пример 10-1. Требуется рассчитать опорный под¬
шипник по следующим данным’ Р=19 600 н; d=<=20 см;
а=0,05 см; ц=3 140 сміеек; tt=4Q°C; ft=50°C; р™
=0,92 кг/л-, с=1,68 кдж/кгс-°С; ц=3,43- 10-в н-сек/см2
Расчет производим для трех различных значений
длин подшипника L, равных 16, 18 в 20 см.
Величина и расчет¬
ные формулы
Размер¬
ность
CM
Номере вариантов
X
ф,
(а\Ф.
І~ (d ]Ф,
. fPu
■a'— 100
1000
Qr=Nr= Yfjjjjj
60Qr
’“-pc ((,-(,)
X>
16
1,25
0,830
0,39
3,2
0,00963
16
1.1
Op 737
0,35
3,1
0,0105
20
1.0
0,664
0,30
3.0
0,0113
Ряс. 10-19, Значение коэффициента Ф,
н- м/сек	5930
кет 5,93
кдж/сек 5,93
л/мин 23,0

Коэффициент Фс определяется по формуле (10-16).
Для определения коэффициентов х и Ф, пользуемся
кривыми на рис 10-19 и 10-20-
Порядок вычислений всех величин приведен в таб
лице, из которой следует, что с увеличен кем длины
вкладыша возрастают потери на трение Nr и увелнчи
вается толщина масляной пленки he. При выборе окоі-
чательной длины подшипника следует руководствовать¬
ся толщиной масляной пленки Ло^і/в+0,01 мм.
10-6. УПОРНЫЕ ПОДШИПНИКИ И ИХ КОНСТРУКЦИИ
Упорный подшипник предназначен для вос¬
приятия осевого усилия, действующего на ро¬
тор, и для фиксации ротора в строго опреде
лепном осевом положении. Вначале применя¬
лись два типа упорных подшипников- гребен¬
чатые >и сегментные. Гребенчатые подшипники
более громоздки, менее надежны в работе и
в настоящее время в турбинах нх практически
не применяют.
Сегментные подшипники в свою очередь
можно разделить на два типа с выносным
упорным диском и отдельным вкладышем и
комбинированные, с общим вкладышем для
опорной и упорной частей подшипника Под¬
шипники с выносным упорным диском оказа-
Рнс 10-21 Комбинированный опорно-упорный подшип¬
ник лмз.
1— кольцевая канавка для масла. 2—камера для подвода мас¬
ла к упорному подшипнику 3 — отверстие для слива масла из
уплотнения упорного подшипника. 4 — вкладыш опорно упорно
го подшипника со сферической опорной поверхностью, 5 — верх
«яя и нижняя половины обоймы вкладыша. 6 — опорные колод¬
ки; 7—баббитовая аалнвка опорного подшипника; в — упорный
диск 9— установочные кольца, 10 — вал ротора 11 — рабочие
■олодкя упорного подшипники. 12— установочные колодки
Рис 10-22, Разрез и детали опорно-упорного подшипни¬
ка ББЦ.
/—рабочая колодка, 2—опорные шарики; 3 —проволока для
связи рабочих колодок; 4—кольца
лись менее надежными. В СССР широкое при¬
менение нашли комбинированные опорно-упор-
иые подшипники конструкции ЛМЗ, ХТГЗ -и
ктз.
На рис. 10-21 показан комбинированный
опорно-упорный подшипник турбин ЛМЗ.
Вкладыш подшипника имеет сферическую фор¬
му, что должно обеспечивать его самоустанав-
ливаемость в зависимости от положения шей¬
ки вала турбины. Самоустанавливаемость
вкладыша обеспечивает равномерное распре¬
деление осевого усилия между колодками и
уменьшает таким образом возможность воз¬
никновения перегрузки отдельных упорных
колодок.
Масло для смазки упорного подшипника
подводится из кольцевой канавки 1 в камеру
2 и отводится через отверстие 3.
На рис. 10-22 показаны разрез и детали
комбинированного опорно-упорного подшип¬
ника иной конструкции. Опорная часть под¬
шипника расположена в центре, а упорные
150

части — по бокам. Упорные диски, которыми
■фиксируется осевое положение ротора, наса¬
жены на вал. Правильное положение вклады¬
ша в корпусе подшипника обеспечивается про¬
кладками между его корпусом и вкладышем.
Рабочие колодки упорного подшипника свя¬
заны проволокой 5, удерживающей их в нуж¬
ном положении. Кроме того, каждая колодка
1 опирается на шарнкн 2, которые входят в от¬
верстия кольца 4. В местах опоры колодок на
шарики в колодки вставлены стальные шайбы.
Наличие подвижных шариков дает возмож¬
ность рабочим колодкам принимать нужное
положение. В верхней части фигуры показана
развертка рабочей окружности диска, из ко¬
торой ясно видно, что между вращающимся
диском н рабочими колодками образуются
клиновидные зазоры. Давление масла в мас¬
ляном клине неравномерное, возрастающее
с уменьшением зазора. Масло подводится
к опорной части подшипника в средней его ча¬
сти. Часть этого масла поступает для смазки
и охлаждения опорного подшипника, а другая
часть продольными канавками подводится
к упорным подшипникам.
Преимуществами сегментного подшипника
являются его компактность и наиболее равно¬
мерное распределение осевого усилия между
всеми рабочими колодками. Конструкция сег¬
ментного подшипника надежно обеспечивает
образование масляного клина, поэтому в упор¬
ных сегментных подшипниках допускаемое
удельное давление принимается более высо¬
ким, достигающим 150—250 н/см*.
Глева одиннадцатая
КОНСТРУКЦИИ И РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ РОТОРОВ
И ИХ ДЕТАЛЕЙ
11-1. КОНСТРУКЦИИ РАБОЧИХ ЛОПАТОК
Рабочие лопатки предназначены для пре¬
образования кинетической энергии потока па¬
ра в механическую работу на валу турбины.
Работа пара от лопаток передается на вал
через барабан или диски, на которых лопатки
жестко закреплены.
На рис. 11-1 представлены наиболее рас¬
пространенные способы крепления лопаток на
дисках. Короткие лопатки, обладающие не¬
большой центробежной силой, часто изготов¬
ляют с Т-образным хвостом. Крепление лопа¬
ток с таким хвостом осуществляется по типу
рис. I |-1,а-—в. Если лопатка и ее хвост имеют
одинаковую толщину (хвост лопатки не утол¬
щен), то для образования канала между ло¬
патками устанавливают специальные вставки,
Называемые промежуточными телами.
Лопаткн и промежуточные тела заводятся
в паз диска через специальный местный вырез
на ободе. После набора всех лопаток венца
вырез заделывается вставкой или специальной
рабочей лопаткой, имеющей профиль хвоста,
соответствующий профилю выреза в диске.
Такой замок или замковая лопатка чаще всего
фиксируются на ободе специальными заклеп¬
ками.
В зависимости от конструкции замка шаг
между соседними лопатками в месте его уста¬
новки равен или больше нормального шага.
Лопатка, обращенная вогнутой частью к боль¬
шему шагу, воспринимает большее паровое
усилие. Наличие большего шага увеличивает
неравномерность потока за лопатками и повы¬
шает потери.
Типы хвостов, показанные на рис. 11-1,а
и б, примерно равноценны. Посадочными по¬
верхностями лопаток являются площадки
между размером р (площадки М и заплечики
хвостов лопаток). Чтобы устранить посадоч¬
ные напряжения в шейке хвоста, предусмат¬
риваются зазоры, величина которых указана
на рисунке.
Типы хвостов лопаток (рис. 11-1,6 и а) не¬
значительно отличаются от типов а н б, но
посадочные поверхности их выполнены по-дру¬
гому. Наличие боковых гребней на лопатках
и буртиков на венце диска образует опорные
поверхности, препятствующие расхождению
щек обода диска, в сечениях 1-1 которых воз¬
никают изгибающие напряжения от центро¬
бежных сил лопаток. На рис. 11-1,в между
дном паза в диске и хвостами лопаток закли¬
нена стальная лента, которая ужесточает по¬
садку лопаток на диске.
Двойной Т-образный хвост лопаток
(рис. 11-1,г) ужесточает крепление лопаток
в осевом направлении, но применение его удо¬
рожает технологию производства лопаток н
усложняет пригонку хвостов к пазу диска.
На рис. 11-1,6 и е показан способ верховой
посадки лопаток на грибовидный обод. Этот
способ установки лопаток широко применяет¬
ся ХТГЗ для коротких и длинных лопаток
турбин высокого давления. Тип д предназна¬
чается для коротких лопаток, а тип е — для
длинных.
На рис. 11-І.лс н з показана верховая по¬
садка лопаток с вильчатыми хвостами. В за¬
висимости от размеров лопаток применяют
151

Зазор 0,03
Натяг 0,05
3aS0jfD,O75
Натяг 0,05
Монтаж-
'ныа зазор
0-0,035
Монтаж.
0,135
зазор
0-0,135
Зазор
/0,15-0,45
Монтажный
зазор о
Зазор 0,05-0^5
ж)
зазор
0-0,035
[Зазор 0-0,1
к
Рис. 11-1- Различные
способы крепления рабо¬
чих лопаток паровых
турбин.
двух-, трех- и даже четырехвильчатые хвосты.
Лопатки прикрепляют к ободу диска при по¬
мощи цилиндрических заклепок. Заклепки
вставляют в хорошо обработанные (под раз¬
вертку) отверстия с тугой посадкой, после чего
заклепки с обеих сторон расчеканивают.
Типы хвостов резьбовидной формы
(рнс. 11-1,и) применяются для коротких ло¬
паток.
В некоторых конструкциям длинные лопат¬
ки последних ступеней закрепляют на дисках
с помощью хвостов елочного типа (рис. 11-2).
Этот способ посадки лопаток дает возмож¬
ность понизить напряжения смятия до допу¬
скаемой величины как в теле диска, так и
в хвосте лопаток.
Посадка лопаток с елочными хвостами осу¬
ществляется как в кольцевые пазы по окруж-
152

Рис. 11-2. Елочный хвост лопатки.
ности, так и в осевые пазы дисков. Примером
осевой посадки лопаток елочного типа явля¬
ются диски последних ступеней турбин ХТГЗ
типа К-150-130, К-160-130-2, К-300-240 и др.
(рис. 11-3). На этом рисунке показаны лопат¬
ки переменного профиля, даны и$ размеры,
а крестики по высоте означают соединение
лопаток в пакеты проволочными бандажами.
Так как лопатки последних ступеней работают
в области влажного пара, то для предохране¬
ния их входных кромок от эрозии к ним при¬
паяны стеллитовые пластинки.
Чтобы повысить надежность работы лопа¬
ток н удлинить срок их службы, турбострои¬
тельные заводы СССР изготовляют нх только
из нержавеющих и высоколегированных ста¬
лей.
На рнс. 11-1 и 11-2 указаны зазоры, кото¬
рыми руководствуются при припиловке лопа¬
ток перед посадкой их на диски.
Дли создвшія большей жесткости, а следо¬
вательно, и большей надежности в работе ло¬
патки скрепляют по нескольку штук в пакеты,
обычно от 5—6 до 10—12. Для соединения ло¬
паток в пакеты используют ленточные бан¬
дажи и проволоку.
Ленточный бандвж надевают на шипы
лопаток, после чего шипы расклепывают, со¬
здавая иѵжную жесткость крепления. Часто,
кроме расклепки, ленточный бандаж припаи¬
вают еще к лопаткам серебряным припоем.
11-2. РАСЧЕТ ЛОПАТОК НА ПРОЧНОСТЬ
Напряжения в рабочей лопатке возникают
вследствие действия центробежных сил и сил
от парового потока. Центробежные силы, воз¬
никающие от вращательного движения массы
лопатйи, массы ее бандажа и проволоки, вы¬
зывают растягивающие и изгибающие напря¬
жения постоянной величины, а ѵсилия паро¬
вого потока — изгибающие напряжения пере¬
менной величины. Постоянные напряжения
в лопатке, возникающие от центробежных сил,
называют статическими, а переменные от па¬
ровых усилий — тинамическими. Так как на
лопатку одновременно действуют центробеж¬
ные силы и паровые усилия, то они вызывает
статические н динамические напряжения. Сум¬
ма этих напряжений является обшим напря¬
жением, и по нему судят о прочности лопаткн.
Расчет лопатки на прочность сводится к раз¬
дельному определению напряжений от центро¬
бежных сил от паровых усилий.
Рнс 1!-3. Диски
последних ступе¬
ней мощных кон¬
денсационных- па¬
ровых турбин.
к1Вст.ВК-50-1 Чбт.НДПВК-200 ЗетДД К-300-240, $ст. КД ВИТ-100	Ост КД П8К-160 5ст.НД К-300-240 ,
ДМ3	ХТГЗ'
153/

Расчет лопатки на растяжение
от центробежных сил (полатка
установлена радиально)1
Опасным сечением лопатки постоянного
профиля является сечение у основания ее ра¬
бочей части (у корня) или сечение, ослаблен¬
ное отверстием для скрепляющей про¬
волоки. Для снижения напряжений в сечениях,
ослабленных отверстиями, иногда утолщают
профиль лопатки в этих сечениях. Лопатки
переменного профиля имеют по существу те
же опасные сечения.
Напряжения от центробежных сил в кор¬
невом сечении лопатки постоянного профиля
определяются по уравнению
_	„Сл-|-ЕСв	/11 п
^=~ЁГ	К	’
где Со=Сл+2Со — центробежные силы рабо¬
чей части лопатки, ленточ¬
ного и проволочного бан¬
дажей, н;
Fq — сеченне рабочей части ло¬
патки у ее основания (в
корне), см2.
Центробежная сила лопаткн постоянного
сечения
Сл = 0лгСрЬ)2=Fo/рГсрш2,	(И-2)
где G— массв рабочей части лопатки, ке;
I— длина рабочей части лопаткн, см;
р — плотность материала лопаткн. кг[см2;
Гер— средний радиус, м;
— угловая скорость і/сек.
Центробежная сила ленточного бандажа
0л.б= О л огл б(о2= Fл б^л.брл.бГл.б<о2, (11 -2а)
где бл.б—1 масса ленточного бандажа иа дли¬
не шага /л.б, кг;
F^.6—-площадь поперечного сечения лен¬
точного бандажа, см2;
tn.o — шаг лопаток по окружности лен¬
точного бандажа, см;
гл.б — радиус центра тяжести сечення лен¬
точного бандажа, см.
Центробежная сила проволочного бандажа
Сд.б= Оц.бГп.бЬ)2” Fц б/п.брГц.бСо2,	(11-26)
где бпв — масса проволоки на длине шага іп.с,
кг;
Fb.g — площадь поперечного сечения про¬
волоки, см2;
fn.6 —шаг лопаток по окружности скреп¬
ляющей проволоки, см;
гп.о— радиус центра тяжести сечения про¬
волоки, м.
1 При такой установке центры тяжести любого по¬
перечного сечения рабочей части лопаткн находятся на
одном радиусе.
154
Подставляя в формулу (11-1) значения
центробежных сил нз (11-2), (1.1-2а) и (11-26)
ві заменяя со—лп/30, получаем
” goo₽' рг«®+	лг® б 4-
(Гп.Л.6г„.6)].	(11-3)
При р=0 00785 кг!см? имеем:
□у = 8,62 • 1СГьл’ рГср 4—ta.6rл.б 4“
+^,(^А.«)]].	(11-За)
Центробежная сила лопатки переменного
профиля
С/л = 0/лГцт(ог,	(11-4)
где G'n — масса рабочей части лопатки от вер¬
шины до расчетного сечения, кг;
Гц.т — радиус до центра тяжести расчетно-
\ го участка рабочей лопатки, м.
Для лопатки переменного сечення, пло¬
щадь которой изменяется по закону прямой
линии, массу G'n можно найти по уравнению
G'.= Zp. (П-4а)
где Fi — сечение лопаткн у ее основания или
на рассматриваемой высоте;
Fz—минимальное сечение у вершины ло¬
патки;
I — длина лопатки или рассматриваемо¬
го участка.
Центр тяжести рабочей части лопатки или
рассматриваемого участка гцл определяется
из условия равновесия моментов сил элемен¬
тарных участков (см. равновесие сил в меха¬
нике) .
Подставляя в формулу (11-4) вместо G'n
значение из (11-4а), получаем
С-.= F'+F* lprBT^. (11-46)
Напряжения от центробежных сил в ло¬
патке переменного профиля с прямолинейным
изменением сечения по высоте в любом сече¬
нии согласно формуле (11-За) определяются
так:
У,=8,62- Ю-Ѵ	1/-Ч.Т +
+4г®- 'л.Л.б+-^ 2 (Г ц.Л.в^.0)]. (11-5)

Расчет лопатки на изгиб от центробежных
сил (лопатка установлена нерадиально)
Когда центры тяжести поперечных сечений
рабочей части лопатки не лежат на одном об¬
щем радиусе, то направление центробежной
силы лопатки нли части ее не совпадает с цен¬
тром тяжести расчетного сечения лопаткн.
В этом случае на расчетное сечение лопаткн
6}дут действовать растягивающие усилия н
изгибающий момент от центробежной силы, и
в лопатке, кроме растягивающих напряжений,
возникнут изгибающие напряжения.
На рис. 11-4 представлена схема установ¬
ки лопатки с навалом, наклоном к радиусу,
проходящему через центр тяжести рабочей
части лопатки (точка /(). Линия 00 является
радіи сом, проходящим через точку О на осн
турбины н центр тяжести лопатки (точку К).
Линия ЦЦ проходит через центры тяжести
поперечных сечений рабочей части лопатки от
ее корня до вершины. Линия ООі проходит
через ось турбины и центр тяжести корневого
сечения лопатки (точку Лі).
Момент центробежной силы Со лопатки и
бандажных связей по отношению к корневому
сечению аа лопатки определяют по формуле
Л1иэ.ц=СоХІір=СоДх‘-|-СлбД-Х'л б+
4-S (Сп б-^Яп.б),	(14-6)
где ДхПр — расстояние между центром тя¬
жести корневого сечения аа
лопатки и радиальной линией,
проходящей через приведенный
центр тяжести рабочей части
лопаткн и бандажных связей,
см;
Ахтб и ДХпб — расстояния между центром тя¬
жести сечеиия лопатки с ради¬
альными линиями, проходящи¬
ми через центры тяжестей соот¬
ветственно ленточного и прово¬
лочного бандажей, см.
Напряжение от изгиба й лопатке (сечение
аа) от центробежных сил находят по формуле
_ А^ва.П 	 СсДХяр	< 7.
°из.ц—	’	U1-')
где Wx—минимальный момент сопротивления
сечеиия аа рабочей лопатки, см3.
Для упрощения вычислений, пренебрегая
некоторой погрешностью, можно принять
	 С0Дхпр СдДх
°яз. Ц '	ц/* •
Подставляя в формулу (11-7) вместо С0его
значения из формул (11-2), (11-2а) и (11-26)
и принимая во внимание указанное упроще-
РиС 11-4. Схема установки лопаток с наклоном к ра¬
диальной линии
ине, получаем для лопаткн постоянного попе¬
речного сечення
8,62- 10-’л«Дх г₽/_ ѵ
°иэ. ц —* ~	ф	Г ср "Т*
-|- E(Fп.с^п-бги-б)І (11-7а)
и для лопатки переменного поперечного сече¬
ния
_ 8.62-Ю-«п2Дх Г	1
°ИЗ.ЦІ	[	2 ІГЦ-Т ~Г
+ ^л.б^л.б^л.б 4-^(^п.б^а бгп б)j• (П-76)
В формуле (11-76) значение центробежной
силы рабочей части лопатки подставлено в со¬
ответствии с формулой (11-16).
Пример 11-1. Определить напряжения от центро¬
бежных сил в корневом сечении лопатки постоянного
профиля, если дано; число оборотов п=3000 об/мин-,
чисто рабочих лопаток на диске г—240; площадь кор¬
невого сечеиия лопатки Fo^O.82 см2; длина рабочей ча¬
сти лопатки <=14 см; радиус средней окружности ло¬
паток Гер=0,56 см Лопаткн соединены в пакеты лен¬
точным бандажом, ширина бандажа 2,6 см. толщина его
0,2 см. Плотность материала лопаток р=0,00785 кг/см2.
Площадь поперечного сечения бандажа Fa в=*
=2,6 X 0,2=0,52 смг.
Радиус центра тяжести сечения бандажа
rn.o«rCp+0,5<+0.5s=0.56+
+0,5-0,14+0,5-0,002 =0,631 м.
Шаг лопаток по бандажу
2к-гяЛ _2я бЗ,1
z	240
= 1,65 см.
155

Напряжение в корневом сечении лопатки подсчи¬
тываем по формуле (11-3):
f	0.52	\
Ор = 8,62-10-».3 ООО1 ( 14-0,56 +^2-0,631-0,85 1 =
=--6 890 нісяі1.
Центробежные силы лопатки и бандажных
связей вызывают напряжения в сечениях хво¬
ста лопаткн. Напряжение в хвосте лопатки
определяют для наиболее слабых сечений, на¬
пример для сечення ага2 (см. рис. 11-4).
В сечении а2а2 хвоста лопатки действуют
центробежные силы от рабочей части лопатки,
бандажных связей и части хвоста лопаткн
над сечением G2O2, вызывая растягивающие и
изгибающие напряжения.
Напряжения растяжения от центробежных
сил в сечении агаг для лопатки постоянного
поперечного сечення можно определить по
формуле
="„=8,62-Ю-Ѵг1 [;£М'-Ч.+
I	б +	Л.оГц.б) +
(11-8)
и для лопатки переменного поперечного сече¬
ния по формуле
У"„=8,62- Ю-’л’ [~F,t — /гч т 4-
4“ (и бГя б 4“ уг~ ^Fn6ta и.б 4~
1 и	1 и
+-^7	■	(!1 -8а)
где Fy и F'y— площади поперечных сечений'
хвоста лопаткн соответственно
для аѵаѵ и а'ѵа'ѵ. см2\
Іу и І'ѵ—высоты хвоста между сечениями
соответственно aa—atat и
aid—а2аі, см;
гѵ и г'у — радиусы центров тяжести соот¬
ветствующих участков хвоста
лопатки, м.
Напряжения на изгиб от центробежных
сил в сечении а2а2 хвоста лопатки постоянного
поперечного сечения можно подсчитать по
формуле
„	8,62-10-«ns lCI .	,
3 пз.ц	[ло/ГсрДХд -|-
+ Fл.бГ».бгл.бД-ѵл.б 4“ S (Fn Cfn arп.(Д£и.в) +
4-F^^l	(11-9)
и для лопатки переменного поперечного сече¬
ния по формуле
8.62.10-М» Г^і + Ѵ/	.	,
3ИЗ.Ц— W*	I 2	4-
4- Fa 6ta	q 4- £ (Fa.tta_fra бДхц б) -р
(11-9а>
где ДХЛ, Д-*л.б, Д*п в и &хѵ — расстояния между
центром тяжести сечения а2а2 хвоста лопатки
и радиальными линиями, проходящими через
центры тяжести соответственно рабочей части
лопаткн,^ленточного н проволочного бандажей
и для части хвоста лопатки высотой Іу.
Суммарные напряжения от центробежных
спл на растяжение и изгиб в лопатках, изго¬
товленных из никелевой и ’ хромоникелевой
стали, допускают от 10000 до 12 000 ніем2,
а из нержавеющих сталей до 15000—
16000 hJcm2, а иногда и более высокие. На¬
пример, в лопатках последних ступеней кон¬
денсационных турбин большой мощности пре¬
дел допускаемых напряжений от центробеж¬
ных сил достигает 20 000—22 000 н!см2.
Расчет лопатим на изгиб от парового усилия
Поток пара по окружности сопл имеет не¬
постоянную эпюру скоростей как по вели¬
чине, так и по направлению. Паровой поток
действует на вращающуюся лопатку с пери¬
одически изменяющейся скоростью, оказывая
на нее переменные усилия и вызывая перемен¬
ные (динамические) напряжения Ч Эти напря¬
жения в лопатке определить не представляется
возможным, так как возмущающие силы паро¬
вого потока неизвестны. Поэтому при расчете
лопаткн допускают, что усилия парового пото¬
ка являются постоянными по всей длине ок¬
ружности сопл и приложенными к лопатке
статически. В связи с этим считают, что на ра¬
бочую лопатку действуют следующие постоян¬
ные н легко вычисляемые усилия парового
потока:
а)	усилие в направлении вращения (ок¬
ружное усилие)
Р 	 ю-_10-»бвй,
u ’	. кіи	Кіи
(11-10)
где Nu — мощность на венце диска, кет;
е — степень парциальиости ступени;
и — окружная скорость по среднему диа¬
метру, м[сек\
z — число лопаток на диске;
Gq — расход пара через ступень, кг/сек;
hi — использованный перепад тепла;
б)	усилие от разности давления по обе
стороны лопаток, действующее в направлении
осн турбины (осевое усилие):
Рв=//(р'і-рг),	(НН)
где I—высота рабочей лопатки;
і—■ шаг по среднему диаметру;
1 См. § 11-3.
156

Рис 11-5. Силы, изгибающие лопатку.
/Л, Рі — давление пара перед и за рабочими
лопаткам» (для чисто активной сту-
, пени Ра=0);
в)	усилие в направлении оси турбины от
разности количества движения
где Ріа и с^а — проекции абсолютных скоростей
на осевое направление.
На рнс. 11-5 показано направление дейст¬
вия сил струи пара на рабочую лопатку.
Общее усилие на лопатку равно диагонали
прямоугольника
A^^-HA.-W-	(11-13)
Сила, действующая на лопатку в направ¬
лении оси хх, равна:
/’=P0cos<p.	(11-14)
Принимая усилия, действующие на лопатку,
равномерно распределенными по ее высоте,
определяем изгибающий момент относительно
оси уу
мх=-^-.	(11-15)
Напряжения от парового усилия
Л1Ж Pi Роі	... ,с.
°и3—	— 2WV~2WV C0S?’	(Н-16)
где Wv—минимальный момент сопротивления
лопатки относительно уу, см3.
Для турбин активного типа с небольшой
реакцией часто пренебрегают силами Ра и Р'а
и непараллельностью оси хх к оси турбины.
Тогда расчетная формула (11-16) примет вид;
(Ч-і7)
Допускаемые напряжения ииз принимают:
а)	для ступеней с парциальным подводом
пара
Сиз^С 1 900 н/см*
б)	при подводе пара по всей окружности
Оиз^3 800 н}см3.
В лопатках последних ступеней конденса¬
ционных турбин большой мощности из-за вы¬
соких напряжений от центробежных сил до¬
пускаемые напряжения от паровых усилий
понижают до 1 000 н[см2 и даже до более низ¬
ких значений.
Для разгрузки длинных лопаток от паро¬
вых усилий (лопатки последних ступеней кон¬
денсационных турбин) их устанавливают с на¬
валом, наклоняя в сторону вращения диска.
При такой установке лопаток изгибающий мо¬
мент от паровых усилий и момент от центро¬
бежных снл имеют противоположные направ¬
ления. Давая различные навалы рабочей
лопатке, можно значительно разгрузить ее от
паровых усилий за счет момента от центро¬
бежных сил.
11-3. ВИБРАЦИЯ ЛОПАТ ОН
Если к лопатке (или пакету лопаток) при¬
ложить кратковременно действующую внеш¬
нюю силу, то лопатка (нлм пакет лопаток) под
действием сил упругости будет совершать сво¬
бодные колебания. Частота этих колебаний
является вполне определенной для данной ло¬
патки (или пакета лопаток) н зависит от ее
размеров н характера закрепления. Благода¬
ря сопротивлению внешней среды н силам
внутреннего трения в металле лопаткн (пли
пакета лопаток) амплитуда ее свободных коле¬
баний постепенно уменьшается, т. е. колебания
являются затухающими.
Прн периодическом воздействии внешней
силы на лопатку (нли пакет лопаток) возника¬
ют вынужденные колебания. Особенно важным
случаем вынужденных колебаний является тот,
когда частота внешней силы равна или кратна
частоте собственных колебаний лопатки или
пакета лопаток. В этом случае возникает явле¬
ние резонанса. Прн резонансных колебаниях
лопаток амплитуды их возрастают от мини¬
мального значения в начале колебаний до не¬
которой максимальной величины при устано¬
вившемся состоянии.
Лопаткн под действием парового потока,
выходящего из сопл, могут совершать различ¬
ные колебания, а именно:
а)	колебания в плоскости вращения дис¬
ка — тангенциальные колебания;
б)	колебания в плоскости, перпендикуляр¬
ной к вращению диска, — осевые'колебания;
в)	повороты вокруг своих осей отдельных
лопаток или пакета лопаток —крутильные ко¬
лебания.
Тангенциальные колебания лопатой
При вибрации различают индивидуальные
колебания лопаток, не связанных в пакеты, и
колебания пакетов лопаток.
157

Рис 11-6 Различные формы колебания лопаток.
Лопаткн, индивидуально закрепленные на
диске, могут совершать следующие колебания:
' а) интенсивные колебания вершин лопаток
без узловой точки1 (рис. 11-6,а), называемые
первым тоном с 1/4 волны (типа До);
б)	колебания с одной узловой точкой
(рис. 11-6,6), называемые вторым тоном с 3/4
волны (типа Ді);
в)	колебания с двумя узловыми точками
(рнс. 11-6,б), называемые третьим тоном с 5/4
ВОЛНЫ, H Т- д.
Лопатки, связанные в пакеты, могут совер¬
шать следующие колебания:
а)	интенсивные колебания вершин лопаток
в одной фазе (рис. 11-6,г), имеющие также
первый тон с 1/4 волны (типа До);
б)	колебания при неподвижных вершинах
без узловой точки в различных фазах
(рис. 11-6,6), также имеющие первый тон по
2/4 волны. Такие колебания возможны у лопа¬
ток, дополнительно не связанных скрепляющей
1 Узловая — это неподвижная точка колеблющейся
лопаткн.
проволокой. Этот вид вибрации лопаток назы¬
вают внутрипакетными или автономными ко¬
лебаниями. Автономные колебания лопаток
могут происходить с одной узловой точкой по
середине (рнс. 11-6,е). Это колебания второго
тона, но уже с полной волной. Характерным
признаком автономных колебаний лопаток
является то, что они вибрируют в разных фа¬
зах;
в) лопатки в пакете могут колебаться в од¬
ной фазе с одной узловой точкой, как это по¬
казано на рис. 11-6,ж, во втором тоне с 3/4
волны (типа Ді).
Осевые колебания лопаток
Осевая вибрация лопаток характерна тем,
что лопаткн колеблются в плоскости, перпен¬
дикулярной к плоскости диска (рис. 11-7).
Рпс 11-7. Осевые ко-
іебания лопаток
Этот вид колебаний лопаток в условиях рабо¬
ты турбин встречается относительно редко н
связан с вибрацией дисков как единой систе¬
мы. Отстройка осевых колебаний лопаток от
опасных зон вибрации связана с настройкой
самих дисков.
Крутильные колебания лопаток
/
При крутильных колебаниях лопаток они
совершают как бы повторяющиеся угловые
повороты (рнс. 11-8).
Характерным признаком этого вида вибра¬
ции являются ннтесивные колебания (угловые
повороты) вершин крайних в пакете лопаток
и лишь незначительные повороты лопаток, рас¬
положенных в середине пакета. Этот вид коле¬
баний чаще всего возникает у лопаток пере¬
менного и особенно закрученного профиля,
главным образом у лопаток последних ступе¬
ней турбин большой мощности.
Причины, вызывающие колебания лопатой
Колебания лопаток вызываются неравно¬
мерностью скоростей в потоке по окружности
сопл или направляющих лопаток, т. е. перио¬
дической нестацнонарностью потока.

s)
Рис. 11-8. Крутильные колебания лопаток.
а — крутильные колебания пакета с узловой точкой К', б —крутильные колебания пакетов с двумя узловыми точками К, м
Для отстройки лопаток от опасных зон виб¬
раций возмущающие силы разделяют на две
категории: а) возмущающие силы с частотой,
равной nz (где п — секундное число оборото-
тов ротора, z—-число сопл или направляющих
лопаток по окружности диска); б) возмущаю¬
щие силы с частотой, равной числу оборотов
ротора илн кратной ему kn (где k — целое чис¬
ло: 1, 2, 3 и т. д.).
В первом случае причиной неравномерно¬
сти скоростей в паровом потоке являются
перегородки между смежными сопловыми ка¬
налами. При протекании пара по сопловым
каналам перегородки, разделяющие каналы,
вызывают трение и тормозят поток. Поэтому
скорость пара в сечении соплового канала не¬
одинакова, а изменяется от минимума у сте¬
нок до максимума в средней части -канала.
Лопатки при вращении диска, встречая на сво¬
ем пути различные по силе импульсь) парово¬
го потока, т. е. периодически нестационарный
поток пара, вибрируют. Если в этом случае
собственная частота колебаний лопаток совпа¬
дает с частотой возмущающих сил, получается
резонанс. Условие резонанса в этом случае
выражается соотношением
f^nz,	(11-18)
где f — частота собственных колебаний инди¬
видуальной лопатки, гц.
Во втором случае возмущающие силы в ос¬
новном возникают по причинам:
нарушения плавности потока пара в сты¬
ках диафрагм;
местного нарушения плавности потока пара
из-за неодинаковой величины каналов (за счет
неточности изготовления направляющих лопа¬
ток и смещения их прн заливке в диаф¬
рагмы);
из-за вибрации ротора, вызванной небалан¬
сом.
В случае равенства собственных частот ко¬
лебаний лопаток с частотой возмущающей
силы, а также при их кратности имеет место
резонанс.
Условие резонансных колебаний лопаток
в этом случае выражается урвйнейнем
b=kn,	(11-19)
где /п—чвстота собственных колебаний па¬
кета лопаток, гц.
Оба вида резонансных вибраций (для от¬
дельных форм колебаний) являются опасными
для работы лопаток.
Напряжения в лопатках при резонансе
зависят от величины парового импульса и
кратности его действия. Если, например, час¬
тота собственных колебаний лопаток совпа¬
дает с частотой возмущающей силы (fc/n=l—
случай первой кратности, то это явля¬
ется весьма опасным для работы лопаток.
15&

11-4. ОТСТРОЙКА ЛОПАТОК ОТ ОПАСНЫХ ВИБРАЦИЙ
Собственные частоты колебаний лопаток
лежат в очень. больших пределах, примерно
от 40 до 5 000—10 000 гц и выше. Лопатки по
частоте колебаний разделяют на две основные
группы- низкочастотные н высокочастотные.
Лопатки с частотами колебаний примерно
до 400 гц относят к группе низкочастотных,
а лопатки с частотами колебаний выше
400 гц—к высокочастотным.
Такое подразделение лопаток по частоте
колебаний на две группы является условным
и объясняется специфичностью отстройки низ¬
кочастотных лопаток от опасных вибраций
в отличие от способов отстройки высокочастот¬
ных лопаток.
Для устранения опасных вибраций лопаток
применяют различные мероприятия. Как пра¬
вило, лопатки по нескольку штук связывают
в пакеты ленточным бандажом или связными
проволоками. Для соединенных в пакеты лопа¬
ток различают обычно следующие опасные
виды вибрации, которые должны быть устра¬
нены с помощью иастройкн:
а)	вибрацию лопаток в одной фазе первого
той а с 1/4 волны (рис. 11-6,г);
б)	вибрацию лопаток в разных фазах пер¬
вого тона с 2/4 волны (рис. 11-6,д).
в)	аксиальные колебания лопаток по типу
рис. 11-7.
Отстройка лопаток от опасных вибраций
производится на турбостроительных заводах.
11-5. КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ
БАРАБАНОВ РЕАКТИВНЫХ ТУРБИН
Барабаны реактивных и комбинированных
турбин выполняют различных конструкций.
При малом диаметре барабана его выполняют
из массивной поковкн в виде утолщенного
вала. Диск регулировочной ступени, обычно
увеличенного диаметра, вытачивают заодно
с телом барабана или сажают на вал бара¬
бана.
Барабаны больших диаметров выполняют
сварными из отдельных дисков (фирма ББЦ)
или толстостенными с контрольным осевым от¬
верстием. Конструкции таких барабанов обла¬
дают чрезвычайно большой жесткостью.
В основу расчета на прочность полого ба¬
рабана положена теория свободно вращающе¬
гося кольца.
Выделим из барабана элемент длиной 6,
ограниченный радиальными сечениями, обра¬
зующими бесконечно малый угол (рис. 11-9).
При вращении барабана центробежная сила
выделенного элемента равна:
dc=dmr(i?= (рггіірбЬ)Гй)2, (11-20)
Рис. 11-9 Напряжение в элементе полого барабана
где dm~pdq>(ib— масса элемента,
р —плотность материала,
со — угловая скорость вращения
барабана, 1/сек.
Центробежная сила вызывает напряжение
(Ти на поверхностях бв. Результирующие силы
от этих напряжений будут Т=66ст„. •
Из условия равновесия имеем
dc=27'sin	(11-20а)
dv
где sin вследствие малого угла принят
dw
равным
Подставляя в последнее уравнение значе¬
ния de и Т, получаем:
pd<pS6 г2со2=SbcwAp,
откуда находим
■Ои=рг2(о2=рм2,	(П-21)
где и — окружная скорость вращения бараба¬
на, м{сек.
Из формулы (11-21) следует, что напря¬
жения в тонкостенном барабане зависят толь¬
ко от его окружной скорости.
Для стали при р=7 850 кг/лі3 имеем:
Си 0,7850 и2, ніем2. t
Зависимость напряжений от окружной ско¬
рости следующая:
и . .	25	50 75 100 150 200
О(1	 491	1 962 4 415 7 850 17 660 31 400
Отсюда следует, что даже при отсутствии
внешней нагрузки полая конструкция бараба¬
на может применяться для относительно не¬
больших окружных скоростей. Например, при
углеродистых сталях можно применять тонко¬
стенные барабаны для окружных скоростей не
выше 120 місек, а при никелевых сталях —не
выше 140 місек.
При расчете барабана на прочность необ¬
ходимо учитывать также дополнительную на¬
грузку, создаваемую центробежной силой ра¬
бочих лопаток н их креплением (промтеламк,
а также проволочным и ленточным бандажа¬
ми).
160

Положим, что на I &м2 выделенного эле¬
мента барабана действует дополнительная
центробежная сила от лопаток и их креплений,
равная <т0.
Тогда дополнительная центробежная сила,
действующая на поверхность элемента на ра¬
диусе го, будет равна
dcn^rod^btio.	(11 -22)
Эта сила вызывает в барабане дополни¬
тельные напряжения <г4, тангенциальные ре¬
зультирующие усилия которых равны
7’о=ЬбОв.
Из условия равновесия элемента имеем
de, = 2Г„ sin ~ ВД>.	(11 -22а)
Заменяя в этом уравнении dco и То нх зна¬
чениями, получаем
Г(Юо—дба»	(11-23)
откуда имеем
Суммарное тангенциальное напряжение
в стенке барабана получаем из уравнения
з = з„-|-1в = ри’4-^-а(,.	(11-24)
Напряжение о0 на расчетной длине бара¬
бана принимается равномерно распределен¬
ным, поэтому величину его находят как част¬
ное от деления центробежной силы всех ло¬
паток на площадь поверхности барабана
2.пгоЬ.
Допускаемые напряжения в барабанах
принимают обычно до 0,4 предела текучести
при данной температуре. Предел текучести
стали зависит от марки стали и температуры.
11-6. РОТОРЫ ТУРБИН и их КОНСТРУКЦИЯ
Ротор активной турбины представляет со¬
бой вал с закрепленными на нем дисками. Ро¬
торы с насадными дисками применяются
обычно для турбин, работающих с температу¬
рой свежего пара не выше 400°C. Роторы, ра¬
ботающие в области более высоких темпера¬
тур и имеющие относительно небольшие диа¬
метры, часто изготовляют цельноковаными,
вытачивая вал и диски из одной поковки.
Применяют также и комбинированные ро¬
торы, в которых диски первых ступеней выто¬
чены заодно с валом, а диски последних сту¬
пеней насажены на вал. Примером такой кон¬
струкции являются роторы отечественных тур¬
бин большой мощности.
Цельнокованые роторы позволяют сокра¬
тить размеры турбины, так как их длина
меньше, чем роторов с насадными дисками.
Кроме того, у насадных дисков в условиях
эксплуатации может произойти ослабление
посадки на вал, что приведет к длительной
остановке турбины па ремонт. Основным не¬
достатком цельнокованого ротора является
полный выход его из строя в случае повреж¬
дения одного из дисков. В роторах с насад¬
ными дисками этот недостаток отпадает, так
как в случае повреждения одного из дисков
заменяют только негодный диск, а ротор со¬
храняют.
На рис. 11-10 показаны наиболее распро¬
страненные способы крепления дисков послед¬
них ступеней на валу турбины ЛМЗ.
Непосредственная посадка диска на вал
с иатягом осуществляется следующим спосо¬
бом: посадочная расточка диска выполняется
несколько меньшего диаметра, чем диаметр
вала. Посадка диска на вал производится
в горячем состоянии, что н создает необходи¬
мый иатяг после остывания диска. Диск пред¬
варительно нагревают в кипящей воде или ма¬
сляной ваине, затем в горячем состоянии на¬
саживают прессом на холодный вал. С обеих
сторой вала предусматривают продольные
шпонки, препятствующие проворачиванию дис¬
ка прн работе турбины. Этот способ посадки
широко применяется ЛМЗ и другими завода¬
ми СССР. Диски последних ступеней турбин
Л М3 имеют радиальные шпоики, входящие
в выточки кольцевой втулки, сидящей на валу
на продольных шпонках (см. рнс. 11-10). Та¬
кая конструкция применяется для того, чтобы
устранить недопустимую концентрацию напря¬
жений, вызываемую шпоночными пазами на
внутренней расточке дисков.
При всех способах посадки дисков на вал
должен быть обеспечен необходимый предва¬
рительный натяг. Величину натяга определя¬
ют расчетом, исходя из условий плотного со¬
единения диска с валом при рабочем числе
оборотов ротора. Радиальное смещение точек
на внутренней поверхности ступнцы диска
определяют'по закону упругих деформаций:
е==-^-(^-ѵзГо),	(11-25)
где го—радиус вала, мм;
Е — модуль упру гости, н}см2;
Oto и <Тго-—тангенциальное и радиальное на¬
пряжения на поверхности расточки
ступнцы, н}см2;
ѵ-—коэффициент поперечного сжатия.
Если принять, что при рабочем числе обо¬
ротов ротора натяг станет равным нулю, то
в этом случае ою=0.
11-769
161

Рис. 11-10. Крепление диска на валу паровых турбин
ЛМЗ К-50-90, К-100-90, К-200-130. К-300-240.
Тогда формула (11-25) примет вид:
"E = -g-at<,.	(11-25а)
Напряжение определяется из расчета
диска, а Го-—из расчета вала на прочность н
его конструкцией. Подставляя эти значения
в формулу (11-25а), находим относительное
удлинение ий радиус.
Для обеспечения натяга диска при п рабо¬
чем расчетную величину £ увеличивают еще
примерно на 10—15%.
Расчеты и опыт показывают, что если при¬
нять величину 2g = (0,001-^0,0015) d0 (где d0—
диаметр вала), то при п рабочем обеспечива¬
ется нужный натяг диска.
В практике наших заводов принимают
освобождающее число оборотов Пц на 15—30%
выше рабочего; па должно быть выше числа
оборотов, при котором срабатывает предохра¬
нительный выключатель.
Пример 11-2. Определить натяг при посадке диска
на вал, диаметр которого равен 300 мм, при рабочем
числе оборотов тангенциальное напряжение
= 15 600 ну см2.
Из формулы (1І-25а) находим величину радиального
удлинения
300	15 600
ь— 2 ‘20 600 000 =0’114-
Прибавляя 10% и округляя, получаем £=0,125 мм
на радиус и 2£=0,25 мм и а диаметр. Следовательно,
диаметр расточки диска должен быть на 0,25 мм мень¬
ше, чем диаметр вала, т. е. должен быть 299,75 мм.
При вращении диска в его теле возника¬
ют напряжения от центробежных сил диска,,
лопаток, скрепляющих проволок и ленточных
бандажей. Диски изготовляют различных про¬
филей с переменной или постоянной толщи¬
ной по радиусу.
Ниже даются расчетные формулы приме¬
нительно к наиболее распространенным про¬
филям дисков. Формулы приводятся для дис¬
ков, симметричных относительно плоскости,
перпендикулярной нх осн. Радиальные напря¬
жения в осевом сечении диска принимают рав¬
номерно распределенными, т. е. пренебрегают
их наклоном к плоскости симметрии. В рас¬
четах температурные напряжения в дисках не
учитываются.
Для вывода основного уравнения выделим
во вращающемся диске элементарный участок
и рассмотрим условия его равновесия. Йа рис.
11-11 показано направление действия снл на
Рис 11-11. Равновесие снл, приложенных к элементу
днска
162

выделенный элемент Для равновесия этого
элемента необходимо выполнение условия
d/?'-d/? + dC-2d7’sin^-=0. (11-26)
Силы, входящие в формулу (11-26), мож¬
но выразить следующим образом:
1)	сила, действующая на внешнюю поверх¬
ность элемента,
dR'= (<jr-l-rfor) (y+dy) (r+dr)d(p; (1 l-26a)
2)	центробежная сила элемента
dC=dmr(i)2=pyrzdq)dr&2,	(11-266)
где p — плотность материала диска;
3)	сила, действующая на внутреннюю по¬
верхность элемента,
dR =.{jryrd(p;	(11 -26в)
4)	силы, действующие на две боковые гра¬
ни элемента,
dT=zutydr.	(11-26г)
После простейших преобразований уравне¬
ний (11-26а) и (11-26в) получим:
dR'—dR = (<jrrdy+yrd(jr +<orydr) dq
=d(orry)d(p.	(11-26д)
Подставляя в уравнение (11-26) значения
сил нз уравнений (11-26а) — (11-26д) н сокра-'
щая на d(p, находим:
d(urry) +pyrVdr—utydr^G.	(11-27)
Это уравнение можно представить так:
&гу) — щу + руги? = 0. (11-27а)
Получено основное дифференциальное
уравнение для расчета дисков переменного се¬
чения.
В диске равного сопротивления
напряжения во всех точках равны друг другу
и постоянны,
(г^(Тг=(т< = const. (11-28)
Уравнение (11-27а) для диска равного со¬
противления примет вид:
’ (ГУ) - Ш + Pl/rW = 0-	(11-29)
Произведя дифференцирование уравнения
(11-29), получаем
— Ч/+ Р</'л“2 = 0
или после сокращения подобных членов и раз¬
деления переменных
- &-=-p-£rdr.	(11-30)
Таблица 11-1
Технические условия на сталь, применяемую
для изготовления дисков
і
■
Предел проч¬
ности, н/мм*
Предел теку¬
чести а ,
німм1
Относительное
удлинение 5 ,
%

Относительное
1 сужаие ф, %
Удельная
ударная
вязкость
dR’
Х-М/СЛС
Твердость по
Бринеллю
Ив«/***
Не ’менее
620
310
17
35
390
1 670—2030
1
740
390
17
35
390
1 830—2 200
111
8S0
730
15
35
290
2 820—3 150
Интегрируя это дифференциальное урав¬
нение в пределах от г до г2, нвходим:
1пр2 —ІПЛ= —Р^(Г, — г8)
или
и окончательно
У=У^2а’2	.	(11-31}
Здесь Г2 — внешний радиус диска; ^ — тол¬
щина диска на радиусе г2.
По формуле (11-31) можно производить
расчет дисков равного сопротивления. Толщи¬
ну диска t/г на радиусе г2 определяют по урав¬
нению
Уя
Cn + xCog
2лгаа
(11-32)
где С,т—центробежная сила лопаток и бан¬
дажей;
СОб — центробежная сила обода диска;
х—коэффициент, учитывающий влияние
разгрузки; для сплошного обода
х=0,54-0,7, для разрезного в осевом
направлении х=1.
Марки сталей для изготовления дисков
в зависимости от напряжений, возникающих
в дисках в условиях эксплуатации, делятся
обычно на три категории (табл. 11-1).
В табл. 11-2 приведен химический состав
и некоторые физические константы сталей,
применяющихся для изготовления турбинных
дисков. Из сопоставления данных таблицы
видно, что хромоннкельмолпбденовая сталь
марки 32ХНМ обладает наиболее высокими
прочностными свойствами. Наиболее нагру¬
женные диски (обычно диски последних сту¬
пеней конденсационных турбин большой мощ¬
ности) изготовляются из стали марки 32ХНМ.
Л М3, изготовляя диски последних ступеней
турбин К-50-90 и к- 100-90, допускает в них
напряжения 26 500 hJcm2. Допускаемые напря-
П
163

Таблица 11-2
Химический состав и некоторые физические константы сталей, применяющихся для
изготовления турбинных дисков
Категория дне
Iй
Марка
стали
Химический состав
Плотность,
г/ел»
Модуль упру
гост» пр»
20 "С, нІмлА
С
Si
Мп
Сг
N1
Мо
S
р
не
олеее
I
45А
0,42—0.47
0,17—0.37
0,50—0,80
<0,20
<0,30


0,03
0,04
7,81
200 000
43Н
0,40—0,45
0,17—0,37
0,50—0,80
<0,2
0,90—1,20
—
0,03
0,04
7,84
	.
45Х
0,40—0,50
0,17—0,37
0,50—0,80
0,80—1,10
<0,30
—
0,04
0,025
7.816
208 000
11
35ХМ
0,30—0,38
0,17—0,37
0,40—0,70
0,90—1,20
<0.40
0,25—0,40
0,03
0,035


277 000
35ХНМ
0,32—0,38
0,17—0,37
0,30—0,60
0,80—1.20
1,40—1,80
0.25—0,40
0,03
0,035
.—
200 000
III
32НХМ
0,28—0,35
0,17—0,37
0,30—0,80
0,60—0.80
9,75—3,00
0,30—0,40
0.03
0,035
—
—
где W —момент сопротивления вала,сл«’;
жения в дисках для этой же стали, работаю¬
щих прн температуре 400СС, рекомендуется
принимать 10 800 н]см*. В каждом конкретном
случае вопрос допускаемого напряжения
в дисках решается в зависимости от темпера¬
туры и механических свойств стали. В общем
случае величина допускаемого напряжения
принимается обычно не выше 0,4 предела те¬
кучести материала прн дайной температуре.
11-7. РАСЧЕТ ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ
Напряжения, возникающие в материале
вала турбйны, можно подразделить на четыре
группы:
а)	напрнжеиня от изгиба под действием
веса вала и дисков;
б)	напряжения от скручивания вала под
действием вращающего момента, передавае¬
мого от вала турбины валу генератора;
в)	напряжения, возникающие от неравно¬
мерного распределения осевого усилия ротора
на рабочие колодки упорного подшипника;
г)	напряжения, возникающие при корот¬
ком замыкании генератора.
Прн расчете вала на прочность следует
проверить его наиболее опасные сечения:
1)	сечение, в котором изгибающий момент
наибольший;
2)	сечение, в котором крутящий момент
наибольший (на муфте между турбиной и ге¬
нератором);
3)	еёчение вала под упорным диском.
Кроме того, производится проверка на корот¬
кое замыкание.
Прочность вала при изгибе
и кручении
Расчет любого сечеиня вала на прочность
заключается в определении напряжений, воз¬
никающих от совместного действия изгибаю¬
щего и крутящего моментов. Расчет ведется
по наибольшему касательному напряжению,
которое определяют по формуле
/С+Ч-	*-33’
J —диаметр вала, см;
Миэ, Мкр — изгибающий и крутящий мо¬
менты в рассчитываемом сече¬
нии вала, н-см.
Изгибающий момент Мш в любом сечении
может -быть найдеи графическим методом
см. § 11-8.
Крутящий момент в любом сечении вала
/И«₽	 2	—	9„
илн, подставляя
nd.n
u To-’
' mw=-!*^-=9550^, »-x=
KP 2nn	n
= 955000 ^, н ем,	(11-34)
где	— суммарная внутренняя мощность,
развиваемая в ступенях турбины на
участке вала от переднего конца до
рассматриваемого сечения, квт;
—суммарное паровое усилие на тех
же ступенях;
п — число оборотов в минуту;
dt — диаметр средней окружности лопа¬
ток;
и—средняя окружная скорость лопа¬
ток.
Величину Тмакс Для углеродистой стали
можно допускать около 4 000 н(см\ а для ле¬
гированной стали 6 000—8 000 н!смг и выше.
В сеченин вала и а муфте между турбиной
и генератором Миз^О и формула (11-33) дает:
^««0=-^. и!см'.	(И-34а)
Прочность вала в сечении
под упорным ДИСКОМ
В эксплуатации турбины может возникнуть
неравномерное распределение осевого усилия
164

между колодками сегментного упорного под¬
шипника. В предельном случае все осевое уси¬
лие будет передаваться йа одну колодку, и
тогда изгибающий момент в сечении вала под
упорным диском достигнет максимального
значения.
На некоторых зарубежных турбинах типа
АК-25-1 имели место неоднократные поломки
вала в зоне упорного подшипника, возникаю¬
щие нз-за неравномерного распредетення осе¬
вого усилия на упорные колодки.
Наши турбостроительные заводы, например
ЛМЗ, разработали и освоили упорные подшип¬
ники новой конструкции, совершенно надеж¬
ные в работе. Этн подшипники обеспечивают
полное отсутствие изгибающих напряжений
в вале от неравномерного распределения осе¬
вого усилия между упорными колодками.
Прочность вала при коротком
замыкании
При коротком замыкании крутящий момент
на роторе генератора мгновенно возрастает,
превышая крутящий момент при максималь¬
ной мощности примерно в 10 раз. Поэтому
следует проверять напряжение в шейке вала
у муфты генератора на максимальный крутя¬
щий момент Мнр.макс, который возникает при
коротком замыкании генератора. Величина
ЛІнр.макс может быть подсчитана по прибли¬
женной формуле:
^кр мвкс 20ЛГжр -»	(11-35)
где — крутящий момент при номинальной
мощности;
І-т н Іг— моменты инерции роторов турбины
и генератора.
Наибольшее касательное напряжение при
коротком замыкании находится по формуле
(11-33) при замене в ней Мкр значением
Мкр макс из уравнения (11-35). Эго напряже¬
ние должно составлять не более 2/3 предела
упругих деформаций материала, из которого
изготовлен вал.
іі-8. Критическое число оборотов вала
Несмотря на тщательность изготовления
вала и дисков и их раздельную балансировку
перед заводской сборкой, все же не удается
добиться полного совпадения центра тяжести
ротора с геометрической осью вала.
Собранный ротор всегда имеет некоторый
небаланс, т. е. некоторое несовпадение центра
тяжести с осью вала. Расстояние между цен¬
тром тяжести н осью вала называется эксцен¬
триситетом. При наличии даже небольшого
эксцентриситета во время вращения появляет¬
ся центробежная сила тем большая, чем выше
число оборотов вала. Под действием центро-
Ряс. 11-12. Положение центра тяжести вала в зависимо¬
сти от его числа оборотов.
бежной силы возникает прогиб вала и появ¬
ляются биения (вибрации).
Рассмотрим условия работы вала, имеюще¬
го некоторый небаланс, определяемый эксцен¬
триситетом е (рис. 11-12).
Пусть центр тяжести вала S отстоит от его
оси вращения на величину е. Чтобы не учи¬
тывать прн вращении вала прогиб от собст¬
венного веса, расположим его вертикально
(рис. 11-12,0).
Центробежную силу, действующую иа вал
при его вращении (рнс. 11-12,6) определяют
по уравнению
С=т(у+е)&,	(11-36)
где «о —угловая скорость вращения вала,
1/сек;
т— масса вала, кг;
у—прогиб вала, см.
Возникающая центробежная сила от неба-
танса уравновешивается упругой силой вала
Р=ау,	' (11-37)
где а — сила, вызывающая прогиб вала, рав¬
ный I см, которая зависит от жесткости вала,
его длины, распределения нагрузки н способа
закрепления его концов.
Условие равновесия сил С и Р выражает¬
ся уравнением
/п(«/+е)со2 = ау. (11-38)
Из этого уравнения находим прогиб вала
у =		г	.	(11зд
а —ИйН	а J	’
то’
Из формулы (11-39) следует, что каждому
значению со соответствует вполне определеи-
165

ная величина прогиба у, например прн
= 1, у—со. Углбвая скорость вала при ти2—
—а называется критической скоростью и
определяется из уравнения
=	(11-40)
Число оборотов ротора, численно равное
собственной частоте его поперечных колеба¬
ний, называют критическим и обозначают
Лир.
Так как шіср = ^£, то из формулы (11-40)
Моркио получить критическое число оборотов
вала
п№= ^-<»жр*=9,55	(11-41)
Таким образом, при критическом числе
оборотов вала прогиб его теоретически стре¬
мится к бесконечности и работа турбины при
пКр недопустима. Чтобы обеспечить надежную
работу вала, его рабочее число оборотов не
должно совпадать с критическим, т. е. с ча¬
стотой собственных поперечных колебаний.
Прн удалении п рабочего на 15—20% пкр, как
показывает опыт эксплуатации, турбина уже
работает вполне удовлетворительно. Боль¬
шинство заводов, однако, принимает п рабо¬
чее на 30—40% больше или меньше иКр.
Валы, у которых рабочее число оборотов
больше критического, называются гибкими.
Валы, имеющие рабочее число оборотов мень¬
ше критического, называются жесткими. При
пуске турбины с гибким валом критическое
число оборотов следует проходить быстро
с тем, чтобы избежать чрезмерной вибрации и
возможных повреждений (в первую очередь
аварийного износа опорных подшипников).
Характерной особенностью критического
числа оборотов вала является то обстоятельст¬
во, что прн указанном на чертеже (рис.
11-12,в) крайнем положении искривленной
осн вала эксцентриситет е располагается пер¬
пендикулярно к плоскости чертежа, т. е. центр
тяжести вала проектируется в точку S.
Теория и опыт показывают, что прн л>л|ф
(рис. 11-12,г) центр тяжести вала (точка S)
располагается между пунктирной и искрив¬
ленной осями вала.
В этом случае условие равновесия снл С и
Р имеет вид
откуда
т(у—е) со2—си/=0,
теш* 	 е
~ таг —а	а *
1 — —г
(11-42)
(11-43)
Согласно уравнению (11-40) имеем а/т =
=окр’ следовательно, вместо (11-43) можно
написать:
(11-43а)
Из этого уравнения видно, что с увеличе¬
нием со величина у уменьшается по сравнению
с прогибом при критическом числе оборотов.
Это обстоятельство как раз и позволяет при¬
менять гибкие валы. Например, прн со^сокр
t/=oo, а прн ц) = оо у=е, т. е. при бесконечно
большом числе оборотов вала центр его тя¬
жести (точка S на рис. 11-12,0) совпадает
с осью вращения.
Приведенные выводы н рассуждения оста¬
ются в силе и для вала с насаженными на
него дисками, т. е. для роторов турбины.
Из формулы (11-39) и (11-43) видно, что
величина прогиба зависит также и от е, по¬
этому прн балансировке ротора всегда следу¬
ет стремиться к получению минимальной ве¬
личины е.
При горизонтальном расположении вала
(рнс. 11-І2,е) под действием его веса и веса
Дисков даже в состоянии покоя имеется ста¬
тический прогиб fo. Таким образом, ось ротора
всегда несколько искривлена. Следовательно,
прн вращении ротора вал прогнется вследст¬
вие небаланса еще на дополнительную вели¬
чину у и будет колебаться относительно линии
статического прогиба вала (рис. 11-12,е).
Величину 'статического прогиба определяют
по формуле
(11-44)
где Go—масса вала или ротора.
Прогиб fc зависит от жесткости ротора,
расстояния между опорами и распределения
нагрузки.
Для вала, свободно лежащего на двух опо¬
рах с нагрузкой посередине, прогиб его в точ¬
ке приложения силы равен
f = G°l*
,0	48£/ ’
для вала с заделанными концами и нагрузкой
посередине
f — с°/3
'О 192£/’
где I — расстояние между опорами вала;
Еі— модуль упругости металла, и/л2;
г ягі4
	момент инерции сечения вала;
d—-диаметр вала.
166

Рис. 11-13. Определение упругой линии вала.
Нетрудно убедиться, что прогиб f0 для
встречающихся расположений опор вала мож¬
но представить в следующем виде:
(П-45)
где k — коэффициент, зависящий от располо¬
жения опор и точек приложения сил (в приве¬
денных случаях k — и jcs)-
Определив прогиб вала /о, легко получить
критическое число оборотов по формулам
(11-41) и (11-44):
S.55	. лк.
пм = —=-.	(11-46)
V 10
Рассмотрим определение критического чис¬
ла оборотов вала с несколькими насадными
дисками. Можно показать, что в простейших
случаях критическое число'оборотов вала (ро¬
тора) по величине точно или приближенно со¬
впадает с частотой его собственных попереч¬
ных колебаний. Поэтому критическое число
оборотов ротора можно заменить подсчетом
его собственных колебаний.
Пусть иа вал действуют силы Qb Qz, Q3 - -
вызывающие статические прогибы ylt у2, ys ....
т. е. под действием этих сил статическая упру¬
гая линия вала принимает вид ару (рис.
11-13).
Упругая линия вала во время колебаний
с достаточной точностью может быть принята •
такой же, как его статическая упругая линия,
которая легко определяется графически1.
На осиоваиии закона сохранения энергии
можно утверждать, что при колебании вала
сумма его кинетической и потенциальной
энергии остается неизменной, другими слова¬
ми, изменение кинетической энергии Т колеб¬
лющегося вала должно быть равно изменению
потенциальной энергии деформации £7, т. е.
т=и.
В момент прохождения вала через положе¬
ние статического равновесия, когда скорости
его точек обладают наибольшими значениями,
вал приобретает максимальную кинетическую
энергию, численно равную
Т'макс ==	^«^3 + ' ' ‘
1 Н. М. Беляев. Сопротивление материалов. Маш-
гиз, 1954.
167

где	X — угловая скорость вала, опре¬
деляемая из уравнения Х=
— 2л/т;
т-—период колебаний;
ть т2, т3 ...— массы, кг.
Потенциальная энергия деформации в по¬
ложении статического равновесия вала равна
нулю, U=0.
В момент максимального отклонения вала
от положения равновесия потенциальная энер¬
гия деформации приобретает максимальное
значение, равное
^мажс —+ @8Уз ‘ ‘)-
Согласно закону сохранения энергии имеем:
4*	+••■)=
=	+ С2у, 4- Gty, 4	).
Отсюда находим:
Л =
(11-47)
Так как Х=со«р, то критическое число обо¬
ротов ротора будет:
пга=.30^ = 9,55г/£^- (11-48)
"	Г Е тіУі
В последнем уравнении неизвестными яв¬
ляются лишь прогибы вала уі, которые мож¬
но определить графически.
При определении статической упругой ли¬
нии вала обычно не учитывают увеличение же¬
сткости ротора за счет натяга, создаваемого
втулками и ступицами дисков при горячей их
насадке, что может привести к некоторому
снижению расчетного значения ляр против дей¬
ствительного.
Определение критического числа оборотов
цельнокованого или комбинированного рото¬
ра производится так же, как н наборного. Уве¬
личение жесткости цельнокованого ротора
вследствие наличия откованных вместе с ва-
ЛйСКОЪ можно учесть, увеличивая диамет¬
ры вала под дисками на величину 6/2 (где
b — толщины дисков).
Ниже рассматривается пример определе¬
ния Лир для ротора турбины с насадными дис¬
ками.
Пример 11-3. Рабочее число оборотов ротора п=*
=6000 об/мин. Определить его критическое число обо¬
ротов; размеры и нагрузки приведены на рис. 11-13 и
в табл. 11-3.
х	I 1
Масштаб длины вата принят	> т- е- 1 мм
чертежа соответствует 2 л< длины вала. ■
Разобьем вал в соответствии с нагрузками на
12 участков. К сосредоточенным нагрузкам (весу дисков,
уплотнений н пр.) прибавим вес примыкающих участков
вала. Влиянием свешивающихся концов вала пренебре¬
гаем *. Построим многоугольник сил 1 в масштабе сил:
6=9 810 н/м, т. е. 1 м чертежа изображает 9 810 н.
Полюсное расстояние Hi выберем равиым 0,15 м. На¬
чертим веревочный многоугольник Б, который даст эпю¬
ру изгибающих -моментов Изгибающий момент в любой
точке вала можно определить, умножив соответствую¬
щую ординату z эпюры моментов, измеренную в мас¬
штабе длин а, на полюсное расстояние Hi, измеренное
в масштабе сил,
M=*azbHt, нім.
Таким образом, веревочный многоугольник Б можно
рассматривать как нагрузочную кривую, т. е. предпола¬
гать, что любая ордината z представляет собой фиктив¬
ную нагрузку на вал в данном сечении.
Для построения многоугольника фиктивных сил по¬
люсное расстояние На обычно выбирается пропорцио¬
нальным жесткости вала Е1. При этом условии для
валов с переменным диаметром для каждого участка
вала d=const получилось бы свое полюсное расстояние
Н2, измеренное в масштабе сил, н/м. Для упрощения
построений рассматриваемый вал условно заменяют ва¬
лом постоянного сечения, -Момент инерции которого Іо
обычно принимают по максимальному диаметру d0~
—ds—do. Для того чтобы при этом прогибы вала рста-
лнсь прежними, изгвбаюшие моменты во всех точках
изменяют в отношении /o//=do/d (где / и d — момедт
инерции и диаметр вала в любой точке). При выпол¬
нении этого условия для всех участков вала полюсное
расстояние п2 сохранится неизменным.
Чтобы сохранить неизменным полюсное расстояние
Ни для всех участков вала, нужно учесть изменение
модуля Е, численное значение которого зависит от тем¬
пературы.
Модуль Ео выбирается для какого-либо участна.
а ординаты эпюры моментов для всех остальных уча¬
стков умножаются на отношение EtJE (где Е — модуль
упругости для данного участка).
Вычислив полюсное расстояние многоугольника фик¬
тивных сил как произведение Eah, для сохранения
упругой линии вала нужно все ординаты эпюры момен-
dl Е.
тов умножить на величину ———.
В данном примере выбрано do=d=12,7 см и £г =
=2,06-ІО7 н/смг. После соответствующего умножения
ординат эпюры моментов Б получим ломаную линию
abcdefghiklrnnoprsiuvw
Далее измеряем площади каждого участка и нахо¬
дим нх центры тяжести, в которых приложены фик¬
тивные снльГ Fu F2, Fs, и т. д. Эти силы откладываем
в многоугольнике фиктивных сил aw, выбЯрвя масштаб,
с, м*Ім (т. е. 1 м в многоугольнике фиктивных сил со¬
ответствует с, эпюры моментов, измеренных на черте¬
же). В данном случае выбрано с=0,5 м2(м. Так как
\ К йуЬЗЯйЛ W3V*	тачггьстсѵьуігі <&К V н- Ml,
а каждый квадратный сантиметр эпюры составляет
а2ЬНь н(м2, то, следовательно, I м в многоугольнике
фиктивных снл представляет сагЬНі, н-м2. Если в том
же масштабе, что и фиктивные силы, отложить полюсное
расстояние EqI0, т. е. принять за полюсное расстояние
то величины прогибов получатся в масштабе длин.
Для получения более ясного чертежа полюсное рас¬
стояние многоугольника фиктивных снл значительно
уменьшают по сравнению с величиной Н1а.
1 Свешивающиеся концы ротора могут несколько
понизить его критическое число оборотов.
168

1
-ter деодеэ
SfegggfegssssS
ось-іл^ечюсчлсч-о
XXliLllIiLLL
SSsSSSSgSKS".
° « o>-	>£ 2 O 2.
ht-
и;»
В данном примере решено получить прогибы вала
в 3000 раз больше действительных (№=3000). Так
как вал вычерчеи в масштабе 1/а, то полюсное расстоя¬
ние следует для этого уменьшить в Ма раз, т с. отло¬
жить не Н'г, а
Ma Ма*ЬсНі ’
л;
об-ю^-о, 1277.10—
000-2’-9 810-0.5.0.15 - 0,149 м‘
Для сокращения вычислений в формулу (11-48)
удобно вместо действительных прогибов ввести ордина¬
ты изогнутой оси вала, полученные на чертеже У=Муі.
При этом формула (1148) перепишется так:
I/ ’
(11-48а)
Площальэпю-
OOOO<=>C5<=>OC>OO<=>
ggSgRBSSSSKE
1ЙЙЙЙЙ"
ооосоеэооооо
(bB<pBdj)x(zB<pedJ)Xz
№
ОСООСЭООООООО
oooS8g2S22oo
Эя ■еб.иейзш.эх
SSgEgSSggSSS
888°=°8A”S®O
—t" —'	“ — —■ -f
SS8ooSS855s
шьоюоосооштк
m вж&Цвц
(РЮОО- — ШОЮОхГ
-<£,S?SSSS,nSg“,“=
H ■exwBb.C
|s=§§Ss§£§83
* "P BITBB BHHITtf
oooooooooooo
4=
§
S
где	и определяются суммированием произ¬
ведений каждой нагрузки Q[ на ординату полученной
на чертеже изогнутой оси вала и на квадрат этой ве-
Так как масштаб для прогибов вала был выбран
№=3 000, то получим
106, б
Отношение критического числа оборотов к рабоче¬
му составляет;
п„р 8 250
л ~Ь000
- 1,37,
т. е. вал жесткий н запас по числу оборотов доста¬
точный.
Максимальный статический прогиб вала составляет:
3 000 “ 0,015
Из табл. следует, что влияние температуры иа кри¬
тическое число оборотов невелико и им можно прене¬
бречь. Однако в турбина х высокого давления, в кото¬
рых температура свежего пара достигает 500—535 СС и
выше, влияние температуры может вызвать существен¬
ное уменьшение критического числа оборотов.
11-9. СОЕДИНИТЕЛЬНЫЕ МУФТЫ
Для соединения роторов турбины и генера¬
тора применяют три типа муфт: жесткие, по-
лугибкне и подвижные. На рнс. 11-14 показана
жесткая муфта. Эта муфта представляет собой
два фланца, откованных заодно с валами.
Фланцы муфты жестко скреплены болтами.
Рассверловка и райберовка отверстий под бол¬
ты производятся при установленной между
фланцами центрирующей шайбы, вынимаемой
после монтажа турбины. В таких муфтах при¬
меняют только прнзонные соединительные бол¬
ты, точно пригоняемые по отверстиям.
Между фланцами муфты устанавливают
прокладку, пригоняемую по месту при сборке
169

Рис 11-14. Жесткая муфта.
турбины. Жесткие муфты бывают также и без
прокладок.
Жесткие муфты нашли широкое примене¬
ние, ими соединяют роторы двух- и трехкор-
пуспых турбин большой мощности с целью
применения одного упорного и трех опорных
подшипников на два ротора, что позволяет со¬
кратить общую длину турбины.
Основным недостатком жесткой муфты яв¬
ляется передача вибрации от одного ротора
к другому. Кроме того, сама муфта может
служить источником возникновения вибрации
из-за недостаточно точной ее центровки или
недостаточно точной пригонки прокладки.
На рис. 11-15 показана полугибкая муфта,
применяемая ЛМЗ для соединения роторов
турбин низкого давления с роторами генера¬
торов. На концы валов турбины 1 и генерато¬
ра 2, имеющих небольшую конусность, наса¬
живаются с натягом фланцы 3 и 4, которые
удерживаются от проворачивания продольны¬
ми шпонками. Между фланцами вставляется
Конусность 5°А>
Рис 11-15. Полужесткая муфта ЛМЗ.
Рис. 11-16. Гибкая пружинная муфта.
волнистая полугибкая часть муфты, которая
является жесткой в отношении скручивания и
упругой в отношении изгиба. Наличие волни¬
стой части муфты -смягчает передачу вибрации
от одного ротора к другому.
Полугибкая часть муфты с фланцами 3 и
4 жестко скрепляется болтами. При разборке
муфты пользуются отжимным болтом 5.
Для жестких и полугибких муфт не требу¬
ется смазка.
На рис. 11-16 показана подвижная муфта
в собранном виде с вырезом части кожуха 2,
применяемая ЛМЗ. Фланцы, надеваемые иа
валы, имеют зубчатые прорези. Между зубца¬
ми фланцев вставляется волнистая пружина I.
Для удобства монтажа пружина разрезается
иа отдельные секции. Кожух 2 жестко соеди¬
няется с одним фланцем муфты/ Между от¬
верстиями второго фланца и скрепляющими
болтами, а также между кожухом и фланцем
предусматривают зазоры, обеспечивающие
осевое перемещение роторов. Крутящий мо¬
мент передается волнистой пружиной. Для
смазки муфты подводится масло.
Эта муфта допускает некоторое осевое пе¬
ремещение роторов, поэтому при соединении
турбинных роторов подвижными муфтами на
обоих роторах устанавливают упорные под¬
шипники.
Пружинные -муфты применялись ЛМЗ для
турбин среднего давления мощностью 50—
100 Мет.
Полумуфты изготовляют из стали марок
50, 25НЗ и 34ХМ, болты и шпильки —из ста¬
ли марок 35 и ЭИ-10. Пружины подвижной
муфты изготовляют из стали 80 и стали 60С2.
Для сильно нагруженных муфт применяют ле¬
гированные стали.
170

Часть третья
КОНДЕНСАТОРЫ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Глава двенадцатая
КОНДЕНСАЦИОННЫЕ УСТРОЙСТВА ПАРОВЫХ ТУРБИН
12-1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О КОНДЕНСАЦИИ ЛАРА
И КОНДЕНСАТОРАХ
Термический к. п. д. паротурбинной уста¬
новки, не имеющей отборов пара на регенера¬
цию, определяется по уравнению
где /о — энтальпия пара перед турбиной;
І2і — теоретическая энтальпия пара за тур¬
биной (при расширении по изоэнтро¬
пе);
ік— энтальпия питательной воды (конден¬
сата).
Из приведенного уравнения следует, что от¬
носительное изменение числителя при измене¬
нии І2і существенно больше, чем относитель¬
ное изменение знаменателя прн изменении ік.
Поэтому работа турбины с глубоким вакуумом
оказывается экономически более выгодной.
Для получения вакуума за турбиной к ее
выпускному патрубку присоединяют специаль¬
ный теплообменник, называемый конденса¬
тором.
В патурбннных установках применяются
поверхностные конденсаторы водяного нлн
воздушного типа.
В современных стационарных паротурбин¬
ных установках применяются только водяные
конденсаторы поверхностного типа. Основным
их преимуществом является сохранение кон¬
денсата для питания котлов.
Воздушные конденсаторы обладают более
сложной конструкцией, так как имеют более
низкие коэффициенты теплопередачи. Область
применения этих конденсаторов очень ограни¬
чена. Они используются на энергопоездах н
в районах, где нет истЛннков водоснабжения.
Принцип работы конденсатора
Отработавший пар из турбины поступает
в конденсатор, где соприкасясь с холодными
стенками конденсаторных трубок превращает¬
ся в воду. Вакуум образуется за счет резкого
уменьшения удельного объема пара прн
конденсации. Чем ниже температура тру¬
бок и чем больше расход охлаждающей воды,
тем более глубокое разрежение (вакуум) мож¬
но получить в конденсаторе.
Конденсатор поверхностного типа пред¬
ставляет собой камеру, обычно цилиндриче¬
ской формы, внутри которой размещены кон¬
денсаторные трубки.
Схема устройства водяного поверхностно¬
го конденсатора представлена на рис. 12-1.
Отработавший пар из турбины поступает
в конденсатор через горловину 8. Пйр, омывая
внешние поверхности холодных конденсатор¬
ных трубок 3, отдает скрытую теплоту паро¬
образования охлаждающей воде, протекаю¬
щей по трубкам, и конденсируется.
Конденсаторные трубки закрепляются
в трубных досках, устанавливаемых в корпу¬
се конденсатора. К трубным доскам примыка¬
ют водяные камеры. Со стороны впуска и вы¬
пуска воды водяные камеры 5 разделены
перегородкой. Таким образом, вода, поступив¬
шая в нижнюю камеру 5, проходит последова¬
тельно через нижний и верхний пучки трубок.
Нагретая охлаждающая (циркуляционная)
вода удаляется из конденсатора по сливной
трубе 7.
Конденсат отработавшего пара собирается
в патрубке 9, расположенном в нижней части
конденсатора, и отводится оттуда специаль¬
ным насосом.
Рис І2-1. Схема устройства поверхно¬
стного конденсатора.
/ —хорпус конденсатора; 2—трубные доскн:
3~ конденсаторные трубки. 4 и 5—водяные
камеры, б —подвод охлаждающей воды; 7 —
отвод охлаждающей воды; 8—горловине коя-
денсатора, $ —конденсатосборник; 10 —патру¬
бок отсоса воздуха
171

Для поддержания в паровом пространстве
конденсатора гл убого разрежения (вакуума)
предусмотрен отсос воздуха через патрубок 10.
Принцип работы конденсационной установки
Конденсатор, конденсатные и циркуляцион.-
ные насосы, а также эжектор, предназначен¬
ный для отсоса воздуха, образуют конденса¬
ционную установку, принципиальная схема
которой показана на рис. 12-2. Охлаждающая
вода забирается нз подводящего канала 16
циркуляционным насосом 15 и подается в кон¬
денсатор. Конденсат отработавшего пара от¬
качивается насосом 12. Двухступенчатый па¬
роструйный эжектор 21 отсасывает воздух
(вернее, паровоздушную смесь) из конденса¬
тора
Рнс. 12-2. Принципиальная схема поверхностной конден¬
сационной установки.
1 — выпускной патрубок турбины; 2— линзовый компенсатоо;
3— горловина конденсатора; 4 — труба к атмосферному клапану;
о—конденсаторные трубки; 6<- водяная камера; 7 — труба от¬
соса воздуха; 8 —сливные краны; 11—опоры; 10 — конденса¬
тосборник; 12— конденсатный насос; 13 — слив охлаждающей
воды; 14 —отводящий канал: 13 — циркуляционный насос; 16 —
подводящий канал*. 17 — всасывающая труба циркуляционного
насоса; 18— патрубок к вспомогательному пароструйному эжек¬
тору (для подсоса воды перед пуском насоса); 19—задвижка
на напорной линии циркуляционной воды; 20 — напорная линия
конденсата: 2/— двухступенчатый пароструйный эжектор; 22—
подвод пара к эжектору; 23 — Подвод паровоздушной смеси
к эжектору: 24 — водяная камера; 23 — кран; 26 — турбина.
Пароструйный эжектор имеет холодильни¬
ки поверхностного типа, в которых основным
конденсатом турбины (линия 20) осуществля¬
ется конденсация рабочего пара эжекторов и
пара, поступившего из конденсатора вместе
с воздухом.
Для стравливания отработавшего пара
турбины в атмосферу при аварийных случаях
1 В некоторых конденсационных установках вместо
пароструйных эжекторе^ применяются водоструйные
эжекторы н воздухоотсасывающие устройства других
типов.
(остановка циркуляционных насосов и др.)'
предусматривается автоматически действую¬
щий атмосферный клапан, устанавливаемый
на трубе 4 или непосредственно на корпусе
конденсатора.
Конденсатор должен быть герметически
плотным сосудом. Наличие малейших неплот¬
ностей вакуумной системы конденсационной
установки приведет к подсосу воздуха из атмо¬
сферы и вызовет ухудшение вакуума. Неплот¬
ности между паровым и водяным пространст¬
вами приводят к подсосу сырой (циркуляцион¬
ной) воды в конденсатор, ухудшая качество
Конденсата. Для паротурбинных установок
высокого давления и особенно для блоков ко¬
тел —турбина, работающих на сверхкритиче¬
ских параметрах, подсос сырой воды совер¬
шенно недопустим.
12-2. КОНСТРУКЦИИ КОНДЕНСАТОРОВ
Конденсаторы различают по целому ряду
конструктивных особенностей. По ходу цирку¬
ляционной воды различают: одноходовые,
двух-, трех- и четырехходовые конденсаторы.
В двухходовых конденсаторах поток цир¬
куляционной воды по одной части трубных
пучков течет в одном направлении, а по Дру¬
гой— в обратном, изменяя направление тече¬
ния в одной из водяных камер. В трех- и че¬
тырехходовых конденсаторах охлаждающая
вода изменяет направление течения в обеих
водяных камерах.
Конденсаторы выполняются с одинарным
и раздвоенным потоками воды; во втором слу¬
чае, кроме горизонтальных перегородок, в во¬
дяных камерах установлены еще и вертикаль¬
ная перегородка, разделяющая поток охлаж¬
дающей воды иа два самостоятельных парал¬
лельных потока. Основным преимуществом
таких конденсаторов является возможность
отключения одной из половин по циркуляци¬
онной воде для ее чистки без остановки тур¬
бины (мощность которой при этом снижается
менее чем на половину).
Конденсаторы различают также по ходу
в них пара и отсосѵ воздѵха. На рис. 12-3
представлены две принципиальные схемы кон¬
денсаторов.
Из конденсатора с центральным потоком
пара отсос паровоздушной смеси осуществля¬
ется через дырчатую трубу, установленную
в центральной части по длине конденсатора
(рис. 12-3,а). Конденсатор с боковым потоком
пара показан на рнс. 12-3,6. Отсос паровоз¬
душной смеси осуществляется эжектора ми из
боковых частей конденсатора. Для любого ти¬
па конденсатора движение парового потока
происходит в направлении к отсосу паровоз¬
душной смеси, т. е. в направлении углубления
разрежения.
172

Рис. 12-3. Схемы конденсаторов.
л — конденсатор с центральным потоком пара; б — конденсатор
•с боковым потоком пара.
Разность давлений Дри=Рк—р"к называют
паровым сопротивлением конденсатора. Здесь
Рк-—давление пара прн входе в конденсатор;
р\— давление паровоздушной смеси в месте
ее отсоса нз конденсатора.
Трубные доски, в которых закрепляются
трубки, устанавливаются неподвижно с обеих
сторон конденсатора между фланцами его кор¬
пуса и водяных камер (рис. 12-4,а). За по¬
следние годы широкое применение находит
приварка трубных досок к корпусу конденса¬
тора. В конденсаторах находят применение
трубные доски с односторонним ПОДВИЖНЫМ
соединением (рис. 12-4,6).
Трубные доски, отделяющие паровое про¬
странство конденсатора от водяных камер,
воспринимают большие усилия из-за разности
давлении в водяных камерах и в паровом про¬
странстве конденсатора.
В практике кондеисатостроеиия имеются
различные способы ужесточения трубньіх до¬
сок. Применяются анкерные распорные связи,
расположенные в паровом пространстве кон¬
денсатора. Пример такого крепления показан
на рис. 12-5. Стержни в трубных досках с каж-
Рис. 12-4 Детали крепления трубных досок между кор¬
пусом и водяной камерой конденсатора.
а — неподвижное соединение; б — подвижное соединение; / —
трубная доска; 2— опорное направляющее кольцо; 5 — корпус
конденсатора; 4—резиновая прокладка; Б—стальные прокладки
Рис. 12-5. Продольные распорные связи. и
а—сплошная связь; б— комбинированная связь; / — распорная
трубка; 2— стяжной болт; 3—центрирующие кольца; 4 — труб¬
ная доска; б- гаечный затвор и медная шайба; 6 — перегородка.
Рис. 12-6. Деталь установки стяжного болта в водяной
камере конденсатора
/ — стяжной болт; 2 —трубная доска,- 3 — крышка водяной ка¬
меры: 4— колпачковая гайка; 5—установочная гайка; 6 —
.сварка.
дой стороны закрепляются двумя гайками.
Для такого крепления необходимый распор
трубных досок создается подвертыванием
внутренних гаек. Применяются также стяжные
болты, размещаемые в водяных камерах. Один
из примеров такого крепления представлен на
рис. 12-6. Стяжной болт одним концом встав¬
ляется в трубную доску и для герметичности
парового пространства конденсатора привари¬
вается к ней. Установочная гайка обеспечивает
необходимую стяжку между трубной доской и
крышкой водяной камеры.
Корпусы современных конденсаторов изго¬
товляются сварными из листовой стали.
Крепление конденсаторных трубок
в трубных досках
В старых конденсаторах одним из распро¬
страненных способов крепления трубок в труб¬
ных досках конденсаторов была развальцовка
концов трубок на одной доске и установка их
в сальниках-—на другой. Детали крепления
трубок на сальниках показаны иа рис. 12-7.
При указанном способе крепления темпера¬
турные удлинения трубок компенсируются за
счет скольжения в сальниках. В случаях не¬
достаточно качественной набивки п установки
173

Pirc. 12-7. Сальниковое уплотнение конденсаторных тру¬
бок.
а—обычный сальник 1 — конденсаторная трубка: 2— свинцо¬
вая шайба; 3—хлопчатобумажная набивка; 4 — втулка сальни¬
ка; 5 — трубная доска; б — сальник с пружинящим кольцом:
/ — пружинящее коническое кольцо; 2 — хлопчвтобумажиая на¬
бивка; 3—латунное кольцо.- 4— втулка сальника
сальников, да и вообще с течением времени
эксплуатации конденсатора, плотность сальни¬
ков нарушается, и в конденсат попадает сы¬
рая вода.
За истекшие 20—25 лет в связи с резким
ростом мощностей агрегатов, что вызвало
значительное увеличение размеров конденса¬
торов, перешли на крепление трубок при по¬
мощи развальцовки в двух трубных досках.
Такой вид крепления трубок гораздо компакт¬
нее, проще и надежнее сальникового и, как
показал опыт эксплуатации конденсаторов,
обеспечивает более высокую плотность. При
развальцовке трубок с двух сторон их темпе¬
ратурные удлинения компенсируются измене¬
нием прогиба. Конденсаторные трубки, раз¬
вальцованные с двух сторон, могут обеспечить
также н достаточное распорное усилие для
восприятия нагрузки от перепада давлений и а
трубные доски.
Требования к водяной плотности конден¬
саторов в связи с дальнейшем повышением
параметров свежего пара за прошедшие 10—
15 лет сильно возросли. Например, для пита¬
ния прямоточных котлов требования к каче¬
ству конденсата чрезвычайно велики; присос
сырой циркуляционной воды в паровое прост¬
ранство конденсатора допускается не более
0,00(fc—0,001%. Поэтому в настоящее время
придается чрезвычайно большое значение во¬
просам повышения водяной плотности конден¬
саторов. Так как циркуляционная вода попа¬
дает в паровое пространство конденсатора
только через неплотности вальцовки трубок,
то сейчас турбостроительные заводы стали
уделять больше внимания качеству вальцовоч¬
ных соединений.
Повышение плотности вальцовочных соеди¬
нений может быть достигнуто выполнением от¬
верстий в трубных досках с кольцевыми или
винтообразными канавками (рнс. 12-8). Одна-
174
Рис. 12-8. Отверстие
‘в трубной доске с
винтообразной канав¬
кой.
I
ко этот способ увеличивает трудоемкость из¬
готовления трубных досок, что является его
недостатком. Применение утолщенных труб¬
ных досок также позволяет увеличить глубину
вальцевания и уменьшить протечки сырой во¬
ды в конденсатор.
Для полной герметичности соединений
предложены различного типа специальные
уплотняющие покрытия вальцовочных соеди¬
нений со стороны водяных камер, обладаю¬
щие свойствами хорошего схватывания с ме¬
таллом (рис. 12-9). Наиболее пригодными (по
данным исследований ВТИ), оказались битум¬
ное и цинково-битумное покрытия. Цинково¬
битумное покрытие состоит из слоя цинка тол¬
щиной 1—1,5 мм. Для защиты металла от
окисления предварительно наносится слой спе¬
циальной краски и два-три слоя специальной
мастики. Применение этого покрытия дало хо¬
рошие результаты и теперь распространяется
на электростанциях.
В паровом пространстве конденсатора ре¬
комендуется устройство «соленых отсеков»
с обеих сторон трубных досок, рис. 12-10.
В трубной доске 2 конденсаторные трубки за¬
креплены посредством вальцевания. Между
внешними поверхностями трубок и отверстия¬
ми в перегородке 4 предусмотрены зазоры
в пределах 0,3—0,5 мм иа диаметр. Циркуля¬
ционная вода, проникающая через неплотно¬
сти вальцевания, улавливается в соленом от¬
секе и удаляется дренажным насосом с неко¬
торым количеством конденсата. Для снижения
конденсации отработавшего пара в соленых
отсеках воздух из них не отсасывается.
Рис 12-9. Деталь уп¬
лотняющего покрытия
трубной доски.
/ — труСная лоска; 2 —
уплотняющее покрытие.
3 — конденсаторные тоув-
кн.

Применяются также двойные трубные дос¬
ки. С каждой стороны конденсатора устанав¬
ливаются две трубные доски на расстоянии
примерно 15 мм одна от другой. Трубки валь¬
цуются в обе доски (рис. 12-11). Пространст¬
во между каждой парой трубных досок запол¬
няется конденсатом, нз напорного бачка, вы¬
сота которого выбирается с таким расчетом,
чтобы давление уплотняющего конденсата
было выше давления циркуляционной воды
в водяной камере примерно на 1,5 м вод. ст.
Принцип гидравлического уплотнения иллюст¬
рируется рис. 12-12.
Описанная конструкция гидравлического
уплотнения применена в некоторых сварных
конденсаторах ХТГЗ. Однако применение
двойных трубных досок связано с технологи¬
ческими и эксплуатационными трудностями.
При сварке досок с корпусом конденсатора
иногда происходит взаимное смещение отвер¬
стий, что вызывает необходимость* дополни¬
тельной подгонки отверстий и может ухудшить
качество вальцовочных соединений. Внутрен¬
ние трубные доски недоступны для осмотра.
Это вызывает затруднения при отыскании
мест течи при нарушении плотности вальцов¬
ки. Более сложной становится замена трубок,
получивших повреждения в результате неудач¬
ной вальцовки.
Рис. 12-12 Схема подвода конденсата для гидравличе¬
ского уплотнения конденсатора с двойными трубными
досками.
1—узел, показанный на рнс. 12-11,С; 2—манометр; 3 — рабочий
уровень воды; 4 — воздушник-. Б — автоматический поплавковый
клапан с сигнальным устройством, б — перелив; 7 —подвод кон¬
денсата для заполнения. В — трехходовой кран; 9 — дренаж.
Ряс 12-10. Схема.уст¬
ройств а соленого от¬
сека в конденсаторе
1 — водяная камера. 2 -
трубная лоска; 3 — солс
пый отсек (а— !•<>—
150 лш). 4 — перегород
ка 5— нижняя часть пе¬
регородки; б — отвод :а-
соленной воды.
Рис 12-11 Схема чстановкн двойныя трубных досок
а — при фланцевом соединении водяной камеры с корпусом кон¬
денсатора; б—при сварном соединении водяной камеры с кор¬
пусом конденсатора; /—водяные камеры; 2—камеры гидравли
веского уплотнения. 3— наружные трубные доски. 4 — внутрен
ние трубные доски; 5 — паровое пространство. 6—конденсатор¬
ные трубки.
Конденсаторы современных паровых тур¬
бин, начиная от мощности 25—50 Мет и выше,
имеют настолько большие размеры, что одно¬
го крепления трубок в основных трубных дос¬
ках оказывается недостаточным для обеспе¬
чения надежной работы установки. Поэтому
в паровом пространстве конденсатора допол¬
нительно устанавливаются промежуточные
перегородки, которые препятствуют чрезмер¬
ному провисанию трубок под действием соб¬
ственного веса, веса, заполняющей их цирку¬
ляционной воды и стекающей по наружной
поверхности пленки конденсата. Другим на¬
значением промежуточных перегородок явля¬
ется предохранение трубок от опасных вибра¬
ций, возникающих под действием переменных
усилий от парового потока и срывающихся
масс конденсата.
На рис. 12-13,а показана схема установки
промежуточных перегородок и положение осн
конденсаторной трубки относительно осн кон¬
денсатора. Расположение конденсаторных
трубок прогибом вверх обеспечивает более
жесткую их фиксацию и устраняет повышен¬
ную вибрацию. Кроме того, это позволяет дре¬
нировать трубную систему при опорожнении
конденсатора по водяной стороне.
Отверстия в промежуточных перегородках
выполняются на 0,3—0,5 мм больше наруж¬
ного диаметра трубок и с обеих сторон раз-
175

Ось трубки
4-Н#>#НН-
Ось конденсатора.
'	а;
Рис 1243. Установка
промежуточных пе¬
регородок я их креп¬
ление к корпусу кон¬
денсатора.
а —ось трубки н ось кон¬
денсатора; б—'установка
перегородок" t — перего¬
родка; 2—корпус кон¬
денсатора. 3 — ушко
зенковываются, что облегчает протаскивание
через них трубок при монтаже и ремонтах
конденсатора.
Крепление перегородок, показанное на
рис. 12-13,6, применяется в конденсаторах
с фланцевым соединением основных трубных
досок. В цельносварных конденсаторах проме¬
жуточные перегородки ввариваются в корпус
конденсатора так же, как основные трубные
доски.
Трубные доски и перегородки для конден¬
саторов, предназначенных для работы на
пресной воде, изготовляются из стали.
Толщина основных трубных досок для кон¬
денсаторов турбинных установок средних па¬
раметров обычно составляет от 20 до 25 мм.
Для турбоустановок на высокие и сверхвысо¬
кие параметры применяются утолщенные
трубные доскн до 30—35 мм. Промежуточные
перегородки изготовляются с меньшей толщи¬
ной (15—25 мл).
Трубки конденсаторов, предназначенных
для работы на пресной воде, изготовляются из
латуни марки Л68, ГОСТ 494-52. Для работы
конденсаторов на морской воде трубки изго¬
товляются из медноникелевого сплава или
алюминиево-мышьяковистого сплава.
Опыт эксплуатации конденсаторов показал,
что применение стальных конденсаторных тру¬
бок ие оправдало себя из-за интенсивной кор¬
розии. За последние годы в практике США
стали применять конденсаторные трубкн из
аустенитных сталей.
176
Соединение конденсатора с турбиной
и установка его на фундаменте
Присоединение конденсатора к выпускному
патрубку турбины осуществляется различными
способами.
На рис. 12-14 показан способ соединения
приемного патрубка конденсатора с выпуск¬
ным патрубком турбины при помощи телеско¬
пического сальникового компенсатора. Соеди¬
нение патрубков турбины и конденсатора прн
помощи фланцев с линзовыми компенсатора¬
ми не всегда может обеспечить достаточную
герметичность и устранить подсос воздуха
в конденсатор. Эти способы соединения кон¬
денсаторов с турбинами в основном находили
применение ранее.
В настоящее время соединение горловин
конденсаторов с выпускными патрубками тур¬
бин производится с помощью сварки или же¬
сткого фланца. Такое соединение конденсато¬
ров с турбинами обеспечивает необходимую
герметичность и устраняет подсос воздуха
в месте соединения.
Конденсаторы, присоединенные к турбинам
с помощью компенсаторов, устанавливаются
на фундаменты неподвижно. Вес конденсатора
и заполняющей его циркуляционной воды че¬
рез железобетонные подушки, чугунные баш¬
маки или другие строго фиксированные опоры
полностью передается на фундамент.
Прн жестком соединении турбины с кон¬
денсатором последний устанавливается па
специальные пружинные опоры. Элемент одной
из таких опор, широко применяемых ЛМЗ, по¬
казан на рис. 12-15. В этом случае на пружи¬
ны передается тоже как собственный вес кон¬
денсатора, так и вес циркуляционной воды,
заполняющей конденсатор. При монтаже тур¬
бины конденсатор подводится к выпускному
патрубку турбины, после чего стык проварива-
Рис 12-14. Телескопическое сальниковое соединение вы¬
пускного патрубка тѵрбнны с горловиной конденсатора.
I— чаши гидравлического затвора; 2—набивка сальникового
уплотнения, 3 —зажимное приспособление уплотнения сальнике.
4 — конденсат, Б — выпускной патрубок турбины.

ется. Пружинные опоры устанавливаются под
лапами конденсатора с определенным натя¬
гом, рассчитанным иа восприятие требуемого
веса.
При установке конденсатора и а фундамент
неподвижно изменение температурного режи¬
ма его работы, зависящего от температур от¬
работавшего пара и циркуляционной воды,
приводит к перемещению подвижного патруб¬
ка в сальнике (рис. 12-14). В случаях жесткого
соединения конденсатора с турбиной измене¬
ние температурного режима выпускной части
турбины и конденсатора компенсируется де¬
формацией опорных пружин (рис. 12-15).
Исходя нз хэпыта эксплуатации турбин и
конкретных конструктивных особенностей дан¬
ной машины, турбостроительный завод уста¬
навливает предельно допустимую температуру
ее выпускного патрубка. Этот предел обычно
составляет не выше 60°C и определяется ма¬
ксимально допустимым перемещением конден¬
сатора вследствие температурных расшире¬
ний. При этом нагрузка на выпускной патру¬
бок турбины со стороны конденсатора не дол¬
жна быть выше определенного значения, уста¬
новленного заводом из расчета сохранения
центровки турбины.
12-3. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ КОНДЕНСАТОРА
Тепловые характеристики конденсатора
Абсолютное давление отрабо¬
тавшего пара в конденсаторе на¬
ходят по уравнению
Pzk=Bq—На, мм рт. ст. (12-1)
1 1 мм рт. ст = 133 н/а2.
Таблица 12-1
Поправка па капиллярность к показаниям
ртутных проборов, мм рт. ст.
Внутренний
диаметр
трубки.
Высота мениска, мм
0.2
0,4
0.6
0.8
1.0
1.2
6
0,24
0,48
0,70
0.90
1.07
1.21
7
0,17
0,34
0,49
0.64
0,76
0,87
8
0,12
0,24
0,35
0,46
0,56
0.64
9
0,09
0,18
0.26
0.34
0,41
0,47
10
0,07
0.13
0,19
0,25
0.30
0,35
11
0,05
0,10
0,14
0,19
0.23
0,27
12
0,04
0,07
0,11
0,14
0,18
0,20
13
0,03
0,06
0,09
0,11
0,14
0.16
14
0,02
0,04
0.06
0,08
0.10
0.12
где Во — приведенное к f=O°C барометриче¬
ское давление В, замеренное по ртут¬
ному барометру, мм рт. ст.;
Но — приведенное к t~Q °C разрежение
в конденсаторе Н, замеренное по ва¬
куумметру, мм рт. ст.
Приведение показаний барометра В и ва¬
куумметра Н к if=O°C выполняется по урав¬
нению
Ro=R—(а—мм рт. CT.t (12-2)
где Rq — Bq или Но;
R — В или Н;
«—коэффициент расширения ртути, рав¬
ный 0,000182;
р —коэффициент линейного расширения
шкалы барометра или вакуумметра,
равный для латуни 0,000019 и для
стали 0,000011;
/ — температура ртути и шкалы, прини¬
маемая равной температуре воздуха
в месте установки прибора, °C.
При определении истинного значения дав¬
ления в конденсаторе к показаниям баромет¬
ра и вакуумметра прибавляются поправки на
капиллярность и иа высоту установки вакуум¬
метра. Величины поправок на капиллярность
■можно брать по табл. 12-1. В целях ограниче¬
ния поправок на капиллярность следует приме¬
нять ртутные приборы с внутренним диаме¬
тром трубок не меней 8—10 мм.
Если барометр и вакуумметр установлены
на разных высотах, то показания барометра
приводятся к уровню установки вакуумметра.
Приведенное значение барометрического дав¬
ления Впро с учетом поправки на высоту уста¬
новки вакууметра подсчитывается по уравне¬
нию
lgB"p=lgB Д	Лс~~Л (12-3)
ь 0 ь о I 18 400 + 70/°р	'
где Ас — уровень расположения барометра \м;
1 I м вод. ст. =0,9810 н/л2.
(2—769
177

Л в — уровень расположения (вакуум¬
метра, м;
fBcp — средняя	температура воздушного
столба между уровнями Ао и А.
Абсолютное давление в конденсаторе
= 750.06 = 750,06 (1 — Тбб)’ баР* (12-4)
где ѵ=-~- 100% — вакуум в конденсаторе.
Уравнение теплового баланса
конденсатора, без учета потерь в окру¬
жающую среду, имеет вид:
Г>к(і2—ік)-ГисвДі,	(12-5)
где DK — количество пара, поступающего
в конденсатор, кгісек или т/ч;
ік — энтальпия конденсата, отводимого из
конденсатора, кджікг-,
— расход охлаждающей воды через
конденсатор, кгісек пли т/ч;
св — удельная теплоемкость циркуляцион¬
ной воды, кдж/(кг'°С);
А/— нагрев охлаждающей воды в конден¬
саторе, сС (подсчитывается по урав¬
нению Ді — f“);
Г —температуры охлаждающей воды при
входе н выходе из конденсатора.
Уравнение (12-5) показывает, какое коли¬
чество тепла при конденсации пара пере¬
дается охлаждающей воде, нагревая ее от
до Это уравнение позволяет определить
расход охлаждающей воды через конденсатор.
Для этой цели значения DK н 4 принимаются
по данным теплового расчета турбины. Вели¬
чина ік принимается:
для регенеративных конденсаторов
ік=(2—4), кджі кг;
для нерегенеративпых конденсаторов
ік=І"к— (10—20), кджікг, •
где і"к — энтальпия конденсата, соответствую¬
щая температуре насыщения отработавшего
пара, поступающего в конденсатор.
Значение св можно принимать равным
4,19 кдж!(кг °С}.
В соответствии с источником водоснабже¬
ния электростанции и конструкцией конденса¬
тора значения нагрева воды Ді принимаются:
Для одноходовых конденсаторов при неог¬
раниченных источниках водоснабжения 4—6 °C
Для двухходовых конденсаторов при уме¬
ренных источниках водоснабжения . . .	7-—9 °C
Для трех и четырех ходовых конденсаторов
при ограниченных источниках водоснаб¬
жения 	 10—12 "С
Расчетные значения температуры охлаж¬
дающей воды при входе в конденсатор со¬
гласно ГОСТ 3618-58 принимаются равными
10, 15, 20 и 25 °C. Эти значения для іві прини¬
маются в зависимости от географического
местонахождения водного источника и выбран¬
ной системы водоснабжения.
Из уравнения (12-5) можно найти расход
охлаждающей воды
<12-6>
Отношение к DK называют кратностью
охлаждения и обозначают
т = ~~, кг!кг или тіт. (12-6а)
Значение т зависит от числа ходов конден¬
сатора и обычно принимается для одноходо¬
вых конденсаторов равным 80—120, для двух¬
ходовых 60—70 и для трех- и четырехходовых
40—50.
Расчетное абсолютное давление отрабо¬
тавшего пара в конденсаторе зависит от рас¬
четной температуры охлаждающей воды tBi
и кратности охлаждения.	(
Значение ргк турбостроительные заводы
обычно принимают в зависимости от расчетной
температуры іві.‘
g, вС	 10	15	20
бар . . . . 0,03—0.35 0,04—0,05 0,0^0,07
Уравнение теплообмена в конденсаторе
между паром и охлаждающей водой имеет
вид:
Dk ('Іг—Ік) —kFкСвА^ср,
(12-7)
где k—коэффициент теплопередачи от пара
к воде, кдж!(м2-ч-°С)\
FK— поверхность охлаждения конденсато¬
ра по паровой стороне, м2;
Аіср — средняя логарифмическая разность
температур пара и воды, °C.
При расчете конденсатора значение ДіСр
подсчитывается по формуле
tl — /?	Лі
. = Да< ■ °C- (12-8>
*"-й—
где іп — температура	пара, поступающего
в конденсатор (можно принимать по
is-диаграмме на липни насыщения
(х=1) для давления ргк или по табли¬
цам водяного пара);
бі=<п—і®2 — температурный напор в кон¬
денсаторе.
178

Поверхность охлаждения конденсатора на¬
ходим из уравнения (14-7):
_	— t,)
6cBAtcp
Лі’.
(12-9)
Коэффициент теплопередачи k зависит от
многих факторов, основными нз которых явля¬
ются: паровая нагрузка конденсатора, ско¬
рость движения воды в трубках, средняя тем¬
пература охлаждающей воды, диаметр трубок,
число ходов конденсатора, состояние плотности
вакуумной системы, состояние охлаждающей
поверхности со стороны воды н др. Его значе¬
ния зависят от компоновки пучка трубок и
изменяются по ходу пара от первых рядов тру¬
бок к последующим, т. е. для пучков трубок
в различных местах конденсатора значения k
будут различными.
Паровой нагрузкой конденсатора называют
отношение
кг/(м~ ч).
Паровая нагрузка конденсатора при номи¬
нальном расходе пара D*^" обычно принимается
не больше
ГчНОМ
(Г = -^-<(40 — 45) кгЦм'ч).
Во Всесоюзном научно-исследовательском
институте нм. Ф. Э. Дзержинского (ВТИ) про¬
ведены большие экспериментальные исследова¬
ния работы конденсационных устройств. В ре¬
зультате этих исследований профессор
Л. Д. Берман применительно к современным
конструкциям конденсаторов составил форму¬
лу и рекомендует ее для определения коэффи¬
циента теплопередачи:
х (35 — ф/ф„ кдж/(ма • ч • ° С), (12-10)
где х-0,12д( 14-0,15/Bt);
а — коэффициент, учитывающий состояние по¬
верхности охлаждения конденсатора (ко¬
эффициент чистоты конденсатора);
wB—скорость охлаждающей воды в трубках,
м!сек\
di — внутренний диаметр трубки, мм;
Фа — коэффициент, учитывающий влияние па¬
ровой нагрузки конденсатора; »
Фг — коэффициент, учитывающий число ходов
воды в конденсаторе.
Формула (12-10) пригодна для конденсато¬
ров с хорошей плотностью вакуумной систе¬
мы, с латунными трубками, для /ві^35сС и
wB=0,9-^3,0 м(сек. Значение а принимается
12*
для проточного водоснабжения и чистой воды
0,80—0,85, для оборотного водоснабжения при
достаточной продувке системы или химической
обработке воды 0,75—0,80 и для грязной воды
прн возможном образовании минеральных или
органических отложений 0,65—0,75.
Коэффициент Фа принимается _ для вновь
проектируемых конденсаторов и паровых на¬
грузок, изменяющихся в пределах от (0,9 ч-
0,012^) гГ°ч до <Г0М, всегда 1; для па¬
ровых нагрузок, меньших (0,9 ч- 0,012/")	ве¬
личина Ф^=5(2 — о), где
.	d.
(0,9 —0,012fB)dB0M'
Определение основных размеров
конденсатора
Активная длина трубок конденсатора, рав¬
ная расстоянию между трубными досками, оп¬
ределяется по уравнению
(І2-и>
где п*—*~ число трубок в одном ходе конденса¬
тора;
z — число ходов конденсатора (в каждом
ходе п3 одинаково).
Наибольшее применение находят трубки
с диаметрами ids/di=24/22 и 25/23 мм\ реже
применяются трубки с dz!di= 19/17 мм. Для
современных крупных конденсаторов применя¬
ются трубки диаметром 30/28 мм, что способ¬
ствует уменьшению длины конденсатора.
Число охлаждающих трубок в конденсато¬
ре подсчитывается по уравнению
где ІГК — расход охлаждающей воды через
конденсатор, м?!сек;
di — внутренний диаметр трубки, м;
ыв— скорость охлаждающей воды в труб¬
ках, принимается обычно в пределах
1,5—2,5 місек.
Общее.число охлаждающих трубок
Пс —(12-13)
Диаметр трубной диски или эквивалентный
диаметр (если доска не круглая)
СІР= 1,05/ мм, (12-14)
где t — шаг между охлаждающими трубка¬
ми, мм\
Птр — коэффициент заполнения трубной до¬
ски (табл. 12-2).
179

Таблица 12-2
Коэффициент за ао л нения трубной доски ч]гр
Тип конденсатора
Число ХОДО8
2
3
4
С раздельным
потоком воды
0,65—0,72
0.63—0,70
0,60—0,68
С нераздельным
ПОТОКОМ Воды
0,70-0,80
0,68—0,75
0,56—0,72
Шаг между трубками t принимают:
при креплении трубок вальцовкой / = l,3da;
при сальниковом креплении трубок диа¬
метром 19/17 мм /=28,5-^35 мм и для трубок
диаметром 24/22 и 25/23 мм 2=31-5-37 мм.
Расчет парового и гидравлического
сопротивления конденсатора
Паровым сопротивлением назы¬
вается падение давления на пути от входа от¬
работавшего пара в конденсатор до места от¬
соса паровоздушной смеси эжектором. Оно
зависит от многих факторов: паровой нагрузки
конденсатора, конструкции трубного пучка
конденсатора и способа разбнвкн трубок в нем,
скорости паровоздушной смеси в межтрубном
пространстве, гидродинамики потока н т. д.
В конденсаторах различных конструкций
паровое сопротивление изменяется в больших
пределах. В старых конструкциях конденсато¬
ров иерегенератнвного типа с большим коэф¬
фициентом заполнения трубной доски паровое
сопротивление достигало 6—8 мм рт. ст. и
даже более высоких значений. Например,
в конденсаторах нерегенеративиоро типа тур¬
бинных установок с бесподвальным и полупод¬
вальным расположением конденсаторов паро¬
вое сопротивление тостигает 15 мм рт. ст. и
больше.
В современных конденсаторах регенератив¬
ного типа турбин большой мощности паровое
сопротивление должно составлять не более
2—3 мм рт. ст.
Величину парового сопротивления совре¬
менного регенеративного конденсатора реко¬
мендуется определять по приближенной, но
экспериментально проверенной формуле ВТИ
А , мм рт. ст, (12-15)
у п0 }
где с—коэффициент, зависящий от конструк¬
ции трубного пучка;
DK— количество пара, поступающего в кон¬
денсатор, кг/ч;
пн— удельный объем сухого насыщенного
пара при давлении в конденсаторе,
м3/кг.
Коэффициент с принимается по оценке
в пределах от 1,2-ІО"4 до 1,8-ІО-4 (меньшее
значение принимается для хорошо развитого
входного трубного пучка и небольшого числа
рядов трубок по ходу пара).
Давление отсасываемой из йондеисатора
паровоздушной смесн находят по уравнению
6dp- <12-16)
Из-за сложного характера течения пара
в межтрубиом пространстве, сопровождаю¬
щемся процессами конденсация, определить
аналитически паровое сопротивление конден¬
сатора невозможно. Оно может быть опреде¬
лено лишь приближенно на основании экспе¬
риментальных данных, получаемых на одно¬
типных конденсаторах.
Гидравлическим сопротивлени-
е м конденсатора называют падение давления
охлаждающей во цы на пути ее движения от
места поступления в конденсатор до слива
в отводящий трубопровод.
Гидравлическое сопротивление конденсато¬
ра определяется по известному нз гидравлики
уравнению
Як=г(/іі+/і2) +йз, м. вод. ст., (12-17)
где hi — сопротивление потоку охлаждающей
воды в йондеисаторных трубках,
м вод. ст.;
/іг— сопротивления, возникающие при вхо¬
де охлаждающей воды в трубки и вы¬
ходе из них, м вод. ст.;
ha—сопротивление течению охлаждающей
воды в водяных камерах конденсато¬
ра, включая потери при входе и вы¬
ходе нз этих камер, м вод. ст.;
z—число ходов воды в конденсаторе.
Сопротивление hi подсчитывается по урав¬
нению
i	L
—Ятр_ _э м вод. ст.,	(12-18)
где* Хтр — коэффициент трения, зависящий от
шероховатости трубок и характера движения
в ннх.
Значения КТр принимаются по графику
(рис. Г2-16).
Сопротивление hz подсчитывается по урав¬
нению
/^ = 0.102^^, м вод. ст., (12-19)
где — коэффициент, учитывающий способ
закрепления охлаждающих трубок в трубной
доске, принимается равным:
При развальцовке трубок с обеих сторон ....	1
При сатьииковом креллениии трубок с обеих сто¬
рон 		 1
При смешанном креплении (с одной стороны валь¬
цовка. с другой —сальник)	1.25
180

Рис. 12-16 Зависимость коэффициента внутреннего тре¬
ния >ХТр от средней температуры воды tfcpB н ее скоро¬
сти И)в.
Сопротивление йз находят по уравнению
W2
ha =0,102-^»	(12-20)
где ГОВН— скорость воды во ВХОДНОМ И ВЫХОД¬
НОМ патрубках (обычно они равны).
ся правильной компоновкой его трубных пуч¬
ков. Периферийная зона трубного пучка,
являющаяся интенсивной зоной конденсации
пара, имеет обычно разреженную разбивку
трубок и углубленные проходы для доступа
пара к последующим рядам трубок. Путь дви¬
жения паровоздушной смеси к месту ее отсоса
по возможности должен быть коротким и пря¬
мым.
Для обеспечения эффективной работы от¬
сасывающих устройств в конденсаторе выделя¬
ется специальный трубный пучок, называемый
воздухоохладителем н предназначенный для
конденсации пара, содержащегося в паровоз¬
душной смеси. Этот пучок должен распола¬
гаться в Долее холодной части конденсатора.
Однако его нельзя располагать вблизи конден¬
сатосборника во избежание переохлаждения
конденсата.
Охлаждающие трубки в конденсаторах объ¬
единяются в виде отдельных групп, т. е. пуч¬
ков. В пределах пучка трубки располагаются
по определенному способу. В разных пучках
одного конденсатора могут применяться раз¬
личные способы расположения трубок.
На рис. 12-17 'показан ромбический способ
размещения трубок (его называют разбивкой
по треугольнику), который находит широкое
12-4. НАДЕЖНАЯ РАБОТА КОНДЕНСАТОРА
И КОНДЕНСАЦИОННОЙ УСТАНОВКИ
Пароохлаждающие устройства
Конденсатор современной турбины должен
удовлетворять четырем основным требовани¬
ям: обладать высоким коэффициентом тепло¬
передачи, малым паровым 'сопротивлением,
высокой деаэрирующей способностью и не
иметь переохлаждения конденсата, т. е. сохра¬
нять температуру конденсата близкой к тем¬
пературе насыщения отработавшего пара. Вы¬
полнение этих требований зависит в основном
от расположения конденсаторных трубок, гер¬
метичности вакуумной системы и сохранения
поверхностей охлаждения в условиях экс¬
плуатации в чистом виде.
Для устранения переохлаждения конденса¬
та предусматривается периферийные или цен¬
тральные проходы пара к нижней части кон¬
денсатора, т. е. к конденсатосборнику. Сте¬
кающий с трубок переохлажденный конденсат
проходит через паровое пространство и подо¬
гревается до температуры, близкой температу¬
ре насыщения отработавшего пара. Для этой
цели организуется упорядоченный сток конден¬
сата через лотки, не препятствующие движе¬
нию потоков пара.
Эффективность работы конденсатора и не¬
большое паровое сопротивление обеспечивают-
А |/27/7
Рис 12-17. Ромбическая разбивка трубок.
Рис. 12-18. Коридорная разбивка трубок
181

Рис. 1249. Радиальная разбивка трубок.
Яі — внутренний радиус разбивки. Rj -- внешний радиус разбив¬
ки. Л — шаг ло внутренней окружности; G— радиальный шаг
применение. ЛМЗ в старых конструкциях кон¬
денсаторов применял коридорную разбивку тру¬
бок в верхних пучках конденсатора, что по-
3000
ZZDO
	L
і	Я
Рис. 12-20. Конденсатор 50-КЦС-5 турбины К-50-90 ЛМЗ.
182
зволяло понизить потерн давления при увели¬
ченном шаге между трубками. Коридорная
разбивка трубок может быть также и с на¬
клонной сеткой (рнс. 12-18). Широкое приме¬
нение находит также радиальная (или луче¬
вая) разбивка трубок. При этом способе раз¬
бивки оси трубок располагаются на пересече¬
нии концентрических окружностей с радиаль¬
ными прямыми (рис. 12-19). Такой способ
разбивки применяется для периферийных ря¬
дов со стороны входа пара, так как он благо¬
приятен для доступа пара к последующим ря¬
дам трубок и дает относительно малые потери
давления.
При любом способу расположения трубок
в современных конденсаторах предусматрива¬
ют Глубокие проходы между отдельными пуч¬
ками для прохода пара, что способствует
уменьшению парового сопротивления.
На рис. 12-20 показана
конструкция конденсатора
50-КЦС-5 для турбины К-50-90
ЛМЗ. Конденсатор — двуххо¬
дового типа с поверхностью
охлаждения 3 000 м? и расхо¬
дом охлаждающей воды
8 000 м9/ч. Гидравлическое со¬
противление конденсатора со¬
ставляет 3,60 м вод. ст. О и
имеет 5 800 охлаждающих тру¬
бок длиной 6 650 мм и диамет¬
ром 25/23 мм. Рабочее давле¬
ние в водяном пространстве
конденсатора составляет
15,7 н/см2 (1,57 бар). Удельная
паровая нагрузка при номи¬
нальном расходе пара равна
31 кгІ(мг-ч). Пучок конденса¬
торных трубок имеет глубокие
проходы для пара. Такая лен¬
точная компоновка трубных
пучков в настоящее время счи¬
тается наиболее эффективной
и широко применяется в кон¬
денсаторах мощных турбин.
По длине конденсатора пре¬
дусмотрен проход пара к ниж¬
ней части, что способствует
устранению переохлаждения
конденсата. В конденсаторе
осуществляется боковой отсос
паровоздушной смеси, и перед
отсосом установлены пучки
трубок для охлаждения воз¬
духа.
На рис. 12-21 показан кон¬
денсатор К2-3000-2 для тепло¬
фикационной турбины Т-50-130
УТМЗ. Конденсатор—двухпо-
точиого типа с двумя ходами
воды и боковым отсосом паровоздуш¬
ной смеси. Поверхность охлаждения
конденсатора 3000 л2, разделена иа
две части: первая, с поверхностью
охлаждения 2 545 м2, , предназначена
для конденсации отработавшего пара
охлаждающей водой, а вторая—445 ле2,
выделена для подогрева сетевой воды,
т. е. используется в качестве бойлера.
Активная длина трубок составляет
7 500 мм при диаметре 24/22 мм. Рас¬
ход охлаждающей воды 7 000 м3/ч.
Для ТЭЦ с закрытой схемой теп¬
лоснабжения возможны следующие
варианты работы этого конденса¬
тора:
при большом расходе пара *в кон¬
денсатор основная и выделенная по¬
верхности охлаждаются циркуляцион¬
ной водой;
при малом расходе пЬра в конден¬
сатор основная поверхность конденса¬
тора отключается, а в выделенную по¬
верхность подается обратная сетевая
вода.
Для ТЭЦ с открытой схемой тепло¬
снабжения возможны такие варианты
работы конденсатора:
при большом расходе пара в кон¬
денсатор работает вся поверхность
конденсатора: основная — и а циркуля¬
ционной воде, а выделенная — иа цир¬
куляционной или иа добавочной водо¬
проводной воде;
при малом расходе пара в конден¬
сатор основная поверхность отключена,
а выделенная работает на водопроводной
воде.
Деаэрационные устройства
Турбостроительные заводы ЛМЗ и ХТГЗ
в конденсаторах современных турбин, рабо¬
тающих в блоке с котлами, предусматривают
специальные деаэрационные устройства. Уда¬
ление кислорода н углекислоты из конденсата
в пределах конденсатора способствует более
глубокой дегазации питательной воды в деаэ¬
раторе повышенного давления. Двухступенча¬
тое удаление агрессивных газов из питатель¬
ной воды предварительно в конденсаторе и
окончательно в деаэраторе устраняет корро¬
зию в пароводяном тракте блочной установки
и повышает надежность ее работы.
Предохранительные устройства
В работе конденсатора возможны аварий¬
ные случаи. Например, при аварийном отклю¬
чении электродвигателей циркуляционных
Рис. 12-21. Конденсатор типа К2-3000-2 турбины Т-50430 УТМЗ
насосов прекращается подача воды в конден¬
сатор, отработавший пар перестает конденси¬
роваться. В таком случае давление отрабо¬
тавшего пара в выпускной части турбины
мгновенно повышается. Отсутствие предохра¬
нительных устройств (вакуум-реле и др.) при¬
вело бы к резкому повышению давления во
всей проточной части (в пределе до давления
свежего пара) и разрушению конденсатора и
турбины. Чтобы предотвратить возможность
такой аварии на присоединяемой к конденса¬
тору трубе, устанавливают автоматически дей¬
ствующее предохранительное устройство, обыч¬
но так называемый атмосферный клапан.
В турбинах современных конструкций предо¬
хранительные устройства в /виде специаль¬
ных диафрагм устанавливаются непосредст¬
венно ъ верхней части выпускных патрубков
турбин.
При повышении давления за турбиной не¬
сколько выше атмосферного, что допустимо по
условиям прочности конденсатора и ЧНД тур¬
бины, предохранительный клапан автоматиче¬
ски срабатывает и сбрасывает пар в атмо¬
сферу.
183

Рнс. 12-22. Автоматический атмосферный клапан-
диафрагма иа конденсаторах ЛМЗ.
/ — тарелка клапана: Я — кольцевая прокладка; 3 и б — при¬
жимные кольца; 4 к 7 — шпильки; 5— седло клапана; 8—
короб атмосферного клапана; 9— вход в атмосферную трубу;
10 — прокладка, кольцо; II — серьги; 12 — вал.
На рис. 12-22 показана конструкция авто¬
матического клапана — диафрагмы ЛМЗ, при-
х меняемая нм на новых конденсаторах. Этот
клапаи установлен в коробе перед атмосфер¬
ной трубой, которая приварена к верхней ча¬
сти корпуса конденсатора. Выходная кромка
тарелки 1 закрыта кольцевой паранитовой
прокладкой 2 толщиной 0,5 мм. Эта прокладка
с помощью шпилек 4 и 7 и прижимных колец
3 и 6 крепится к клапану 1 и его седлу 5.
Для обеспечения герметичности этого соедине¬
ния тарелка клапана заливается конденсатом.
Для этой цели в коробе 8, в котором установ¬
лен клапан, предусмотрены трубопроводы за¬
ливки и дренажа конденсата.
Прн повышении давления в конденсаторе
сверх атмосферного прокладка 2 разрывается
и тарелка клапана 1 избыточным давлением
откидывается в сторону, сообщая коидеисатор
с атмосферной трубой 9.
Воздухоотсасывающие устройства
Воздух попадает в коидеисатор частично
вместе с паром из котла, ио в основном за счет
присосов через неплотности фланцевых соеди¬
нений, вентилей, кранов и т. п., находящихся
под вакуумом. Оценить неплотность вакуумной
системы не представляется возможным. По¬
этому определить теоретически количество
воздуха, подлежащего отводу из конденсато¬
ра, также невозможно. Оно может быть опре¬
делено только экспериментально.
Л. Д. Берман на основании эксперимен¬
тальных данных рекомендует следующую при¬
ближенную формулу для определения коли¬
чества воздуха, удаляемого из конденсатора:
где DK — расход пара в конденсатор при но¬
минальной нагрузке, т/ч;
а — коэффициент, зависящий от плотно¬
сти вакуумной системы конденса¬
тора, численное значение которого
принимается I; 2 или 3,5 соответ¬
ственно для отличной, хорошей
или 'посредственной воздушной
плотности.
Для создания и поддержания разрежения
в конденсаторе необходимо отсасывать посту¬
пающий в него воздух. В паротурбинных уста¬
новках применяются следующие воздухоотса¬
сывающие устройства: пароструйные эжекто¬
ры, водоструйные эжекторы и центробежные
воздушные насосы.
Пароструйные эжекторы в паротурбинных
установках нашли самое широкое распростра¬
нение. Теория и практика показывает, что
одноступенчатым пароструйным эжектором
нельзя создать глубокого разрежения. В свя¬
зи с этим в паротурбинных установках нахо¬
дят применение двух- и трехступеичатые паро¬
струйные эжекторы, которые обеспечивают
устойчивую и надежную работу турбины при
глубоком вакууме. Одоноступенчатые паро¬
струйные эжекторы применяются как пуско¬
вые, создающие неглубокий вакуум, но доста¬
точный для пуска турбины в работу.
На рис. 12-23 показана конструкция пуско¬
вого эжектора ЛМЗ, выполненного без холо¬
дильника. Из паровой коробки 1 к соплу 3
подводится рабочий пар с давлением 8—
12 бар.
Паровая струя, обладая большой кинети¬
ческой энергией, увлекает за собой паровоз¬
душную смесь из камеры 4 в суживающуюся
часть диффузора 5. В диффузоре 6 кинетиче¬
ская энергия паровоздушной смеси преобра¬
зуется в энергию давления и отводится
в атмосферную трубу.
184

6 — диффузор
Рис. 12-23. Пусковой эжектор ЛМЗ.
/ — паровая коробка; 2 —трубка манометра; 3 — паровое сопло; 4—воздушная камера;
5 — иасадка к диффузору; е

В двух- и трехступенча¬
тых эжекторах предусмотре¬
ны специальные холодиль¬
ники, в которых пар эжек¬
торов конденсируется и со¬
храняется для питания кот¬
лов.
Схема двухступенчатого
эжектора с холодильниками
представлена на рис. 12-24.
Из этой схемы следует, что
пар паровоздушной смеси
первой ступени эжектора 1
конденсируется в холодиль¬
нике 2, а пар смеси после
второй ступени 3 конденсируется в холодиль¬
нике 4, после чего воздух выбрасывается в ат¬
мосферу через патрубок 5.
На рис. 12-25 приведена схема установки
эжектора, из которой видно, что основной
конденсат прокачивается через холодильники
эжектора. При пуске турбины, холостом ходе
и малых нагрузках включается линия рецир¬
куляции 5. По этой линии часть нагретого
в эжекторе конденсата возвращается в кон¬
денсатор, охлаждается в нем и снова с основ¬
ным конденсатом поступает в холодильники.
При работе турбины под нагрузкой, когда
количество конденсата становится достаточ¬
ным для охлаждения паровоздушной смеси
в эжекторе, линия рециркуляции отключается.
Из холодильника второй ступени эжектора
конденсат паровоздушной смесн отводится
к холодильнику первой ступени, а из послед¬
ней через сифон 6 сливается в конденсатор.
Высота сифона Н для обеспечения беспере¬
бойной работы эжектора должна отвечать
условию
>р>2(рх—рк),м, (12-22)
Рис 12-25. Схема установки эжектора.
А—подвод пара в конденсатор, 2 — конденсатор; 3— конден¬
сатный насос; 4 —эжектор; 6 — линия рециркуляции 6 — сифон;
1— отсос паровоздушной смеси, 8 — отвод воздуха в атмосферу;
9—линия коиденсата; 10— подвод пара к эжектору
где рх — давление в холодильнике первой сту¬
пени, м вод. ст.;	•
рк — давление в конденсаторе, м вод. ст.
Рис. 12-24. Схема двухступенчатого эжектора.
1—эжектор I ступени, 2 — промежуточный холодильник; 3—
•жехтор II ступени; 4 — внешний холодильник; Б — атмосферный
патрубок.
Пароструйный эжектор ЭП-3-600-3 ЛМЗ
На рис. 12-26 показан трехступеичатый па¬
роструйный эжектор ЭП-3-600-3 ЛМЗ, пред¬
назначенный для конденсаторов турбин мощ-’
ностью 50 Мет (один эжектор) и 100 Мет (два
эжектора). Все три ступени эжектора смонти¬
рованы в одном корпусе /. Верхняя сварная
коробка 2, образующая всасывающие камеры
к первой, второй и третьей ступеням, крепится
к корпусу эжектора болтами. Нижняя короб¬
ка 3, образующая водяные к а Меры ступеней
эжектора, также прибалчивается к корпусу
эжектора.
Корпус эжектора 1 внутренними перегород¬
ками 8 разделен на три отсека, в которых раз¬
мещены трубиые пучкн, по два в каждом из
трех холодильников. Трубные пучкн холодиль¬
ников состоят из U-образных латунных трубок,
концы которых развальцованы я стальной
185

Рис 12-26 Трехступенчатый эжектор ЭГІ-З-бОй-З Л М3-
- _ корпус	ЛГрЕ&пЯТ.:
€-распорки-. >-стяжные болты. 8 - в"Г^«ние перегар л^одольной ^ереСорке> /<_ верхний вырез в продольной переборке,
трубок: ІЯ— воздушный пат?Уваі1' „кипп вочпѵшный патрубок: И — прибор контроля количества воздуха; 18— входной патрубок
/5 — перепускное отверстие;	эжектор; 20 - перепускная камера холодильников I.
охлаждающего конденсата. **“»*""*" “**1 холодильника 111 ступени эжектора; 22 — слиэиая водяная камера хожодаль-
Щ	я-отаол осаждающего конденсата: И. № »
27 —сопла I. II я Ш с+упеней эжектора.
трудной доске 5, зажатой между корпусом 1
и коробкой 3.
Трубные пучки каждого холодильника до¬
полнительно закреплены в каркасе между про-
дольными и поперечными переборками. По¬
следние связаны между собой и доской 5 с по¬
мощью распорных трубок 6 и стяжных болтов
7.	Все переборки имеют специальные вырезы
для пропуска паровоздушной смеси.
В центре каждого отсека расположены тру¬
бы 9, закрепленные в поперечных перебор¬
ках 10. Внутри этих труб размещены диффу¬
зоры.
Рабочий пар к соплам эжектора поступает
через патрубок 11. Регулирование подачн па¬
ра к соплам осуществляется дроссельным
игольчатым клапаном.
Паровоздушная смесь, отсасываемая из
конденсатора, поступает через патрубок 12
к первой ступени эжектора. Пройдя первую
ступень, паровоздушная смесь вместе с рабо¬
чим паром первой ступени эжектора попадает
в нижнюю часть центрального отсека первого
холодильника и по вырезам 13 продольных
переборок поступает в боковые отсеки холо¬
дильника. Подымаясь вверх через вырезы
в поперечных переборках 10, пар конденсиру¬
ется. Для повышения эффективности конден¬
сации пара вырезы в поперечных переборках
расположены так, чтобы паровоздушная смесь
проходила между трубками пучка с поворота¬
ми и имела перекрестный ток. Охлажденная
паровоздушная смесь с небольшим содержани¬
ем пара через вырезы 14 поступает в верхнюю
часть центрального отсека холодильника и
через отверстие 15 попадает во всасывающую
камеру второй ступени эжектора.
Последующий процесс сжатия паровоз¬
душной смеси и конденсации пара во второй и
третьей ступенях эжектора протекает так же,
как и в первой ступени. Воздух нз третьей
ступени эжектора через патрубок 16 выбрасы¬
вается в атмосферу или при испытаниях воз¬
душной плотности конденсатора поступает в
специальный прибор 17., предназначенный для
измерения количества отсасываемого воздуха.
186

Конденсат рабочего пара из парового про¬
странства третьей ступени каскадно сливается
в паровое пространство второй, а из второй —
в паровое пространство первой ступени.
Охлаждающий конденсат из напорной ли¬
нии конденсатных насосов поступает в водя¬
ную камеру 19, проходит через внутренние от¬
верстия охлаждающих трубок н сливается
в водяную камеру 20. Камеры 20 if 21 соеди¬
нены обводным каналом, цто обеспечивает
одновременное поступление охлаждающего
конденсата к трубкам второй и третьей ступе¬
ней. Из трубок второй и третьей ступеней кон¬
денсат сливается в водяные камеры 22 и 23,
которые также соединены обводным каналом.
Из камеры 22 конденсат отводится через па¬
трубок 24.
Расход пара на эжектор обычно составляет
для турбин мощностью 160 Мет и выше 0,2—
0,3%, для турбин мощностью 50—100 Мет
0,4—'0,5% и для турбин небольшой мощности
0,6—0,8% расхода свежего пара.
Работа эжектора оказывает большое влия¬
ние на предельно достижимый вакуум в кон¬
денсаторе. Поэтому для анализа работы кон¬
денсационной установки в эксплуатационных
условиях необходимо знание характеристики
эжектора.
Характеристика эжектора имеет две ветви:
пологую н крутую. Пологая часть характери¬
стики представляет рабочую часть, круто под¬
нимающаяся ветвь является перегрузочной ча¬
стью характеристики (рйс. 12-27).
Небольшой расход пара через эжектор, не¬
высокое давление рабочего пара перед эжек¬
торами 12—18 бар, малое время для его пуска
в работу и безотказность в работе способство¬
вали широкому применению пароструйных
эжекторов в турбоустановках среднего н высо¬
кого давлений. Однако необходимость дроссе¬
лирования и охлаждения свежего пара перед
эжекторами вызвала усложнение и удорожа¬
КомѵестВо отсасываемого воздуха Се,ке/час
Рис. 12-27. Заводские характеристики пароструйных
эжекторов.
ние схемы и затруднила применение паро¬
струйных эжекторов в паротурбинных уста¬
новках сверхвысокого давления.
В блоках котел — турбина из-за прогрева
и-пуска турбины одновременно с растопкой и
пуском котла применение пароструйных эжек¬
торов практически стало неприемлемым. Для
прогрева и пуска турбины в блоке с котлом
требуется независимое питание отсасыаающнх
устройств. Поэтому в блоках котел— турбина
находят применение водоструйные (гидравли¬
ческие) эжекторы, имеющие независимое от
работы котла питание.
Водоструйный эжектор ЭВ4-1400 ЛМЗ
На турбинах К-300-240 ЛМЗ для отсоса
воздуха из конденсаторов применяются водо¬
струйные эжекторы. Они же используются для
отсоса воздуха из лабиринтовых уплотнений и
нз циркуляционной системы.
На рис. 12-28 показан водоструйный эжек¬
тор Л М3. Он состоит из четырех однокорпус-
иых эжекторов, работающих параллельно,
имеет одни общий патрубок 2, через который
осуществляется подвод паровоздушной смеем
из конденсатора, и общий сливной патрубок 3
конической формы. На каждую турбину уста¬
навливаются два таких эжектора.
Струи воды, вы¬
текающие с большой
скоростью из четы¬
рех сопл диаметром
75 мм каждое, увле¬
кают паровоздушную
смесь в сужающиеся
насадки диффузо¬
ров. В расширяю¬
щейся части диффу¬
зоров скорость воды
снижается, н давле-
ннё возрастает до
значения несколько
выше атмосферного,
которое существует
в патрубке 3. Из
патрубка 3 вода от¬
водится по специ¬
альным трубам, а
воздух выпускается
через воздушник.
Рабочая вода по¬
дается к эжекторам
двумя насосами
32Д-12, одни из ко¬
торых при нормаль¬
ной работе установ¬
ки стоит в резерве.
Рнс. 12-28 Водоструйный
эжектор ЭВЧ-І400 ЛМЗ.
1 — входной патрубок рабочей
воды. 2—подвод паровоздуш¬
ной смеси; 3 — выпуск водовоз¬
душной смеси.
187

РАЗДЕЛ ВТОРО П
ГАЗОТУРБИННЫЕ УСТАНОВКИ
Часть первая
ТЕОРИЯ ТЕПЛОВЫХ ПРОЦЕССОВ В ГАЗОТУРБИННЫХ
УСТАНОВКАХ
Глава тринадцатая
ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ И ТЕПЛОВЫЕ ПРОЦЕССЫ
ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
11-1. ОСНОВНЫЕ СВЕДЕНИЯ О ГАЗОТУРБИННЫХ
УСТАНОВКАХ
Пионером советского газотурбостроення
является проф. В. М. Маковский, им была
спроектирована экспериментальная односту¬
пенчатая газовая турбина с двумя ступенями
скорости (рис. 13-1), рассчитанная на давле¬
ние около 3,9 бар и начальную температуру
газов 850 °C при мощности установки 735 кет.
В турбине было предусмотрено водяное охла¬
ждение вала, диска и рабочих лопаток. Для
охлаждения использовалась вода, получаемая
из специальной испарительной установки.
Рис. 13-1. Газовая турбина с водяным охлаждением иоиструкцим В. М Маяковского.
А — поднод газа; В—выпуск газа; • —рабочее колесо; 2—ооорно-у норный подшипник; 3 — уплотнения аала: 4 — корный под¬
шипник; S— ооедивнтельная муфта.
Агрегат был изготовлен в 1940 г. на
ХТГЗ. В качестве топлива использовался гаэ
подземной газификации (район г. Горловки).
Подземный газ подавался в камеру сгорания
поршневым компрессором, а воздух использо¬
вался от воздушной станции рудника.
После Отечественной войны на ЛМЗ были
созданы конструкции газовых турбин различ¬
ных типов на большие мощности. В 1959 г.
иа ЛМЗ построена газовая турбина мощ-
Г
188

костью 25 Мет. Затем была построена газо¬
вая турбина мощностью 100 Мет с темпера¬
турой газов 750°C, которая работает на Крас¬
нодарской ТЭЦ. НЗЛ строит газовые турбины
небольшой и средней мощности для привода
электрических генераторов, привода компрес¬
соров я нагнетателей, используемых на маги¬
стральных газопроводах для подачи газа
в города и на промышленные предприятия.
13-2. ПРИНЦИПИАЛЬНЫЕ СХЕМЫ ГАЗОТУРБИННЫХ
УСТАНОВОК
Газовые турбины могут использоваться
в самых различных областях промышленно¬
сти:
для привода электрических генераторов
тепловых электрических станций и энерго¬
поездов;
для привода газовых нагнетателей газо¬
перекачивающих станций на магистральных
газопроводах;
для привода турбовинтовых и турбореак¬
тивных двигателей самолетов;
для привода винтов речных и морских
судов;
для привода воздуходувок, насосов, венти¬
ляторов н эксгаустеров металлургических за¬
водов и других промышленных предприятий;
в качестве двигателя теплогазотурбовозов,
а также и а нефтеперерабатывающих заводах
и других претпрнятиях.
В настоящем разделе рассматриваются
только стационарные газовые турбины, рабо¬
тающие с постоянным числом оборотов.
В газотурбинных установках (ГТУ), так
же как и в паротурбинных установках (ПТУ),
используется твердое, жидкое и газообразное
топливо. В ГТУ применяются два типа рабо¬
чих циклов: разомкнутый и Замкнутый.
На рис. 13-2 показаны две принципиальные
схемы простейших ГТУ: разомкнутого н замк¬
нутого циклов.
В разомкнутом цикле компрессор через
очистительный фильтр засасывает воздух из
атмосферы н под определенным давлением
подает его в камеру сгорания, куда одновре¬
менно поступает топливо, обычно жидкое
или газообразное. Горячий газ, образовав¬
шийся в камере сгорания в процессе сжига¬
ния топлива н смешения продуктов горения
с воздухом, поступает в турбину, в которой
его тепловая энергия преобразуется в меха¬
ническую работу вращения вала. Отработав¬
шие газы через выпускной патрубок турбины
выбрасываются в атмосферу. Пуск в работу
ГТУ осуществляется пусковым электродвига¬
телем.
В замкнутом цикле рабочим телом также
обычно является воздух, но он уже циркули¬
рует по замкнутому контуру: компрессор —
котел — турбина — воздухоохладитель — сно¬
ва компрессор и т. д. Сжатие воздуха до
рабочего давления производится компрессо¬
ром, а нагрев его до температуры перед тур¬
биной осуществляется в котле. Для пуска
ГТУ также предусмотрен пусковой электро¬
двигатель, а для заполнения контура — воз¬
духовод с фильтром и запорным вентилем.
Из сопоставления схем следует, что схема
замкнутого цикла более сложна, она содержит
больше вспомогательного оборудования н тре¬
бует больших капитальных затрат на соору¬
жение установки. Основным преимуществом
этой схемы является возможность использо¬
вания любого топлива, в том числе и твердо¬
го. Для разомкнутого цикла проблема сжига¬
ния твердого топлива пока еще не получила
удовлетворительного решения.
Основным недостатком простейших схем
ГТУ является их низкая экономичность, полу¬
чающаяся в основном за счет потерь тепла
с отработавшими газами. В -разомкнутом
цикле отработавшие газы, имеющие весьма
высокую температуру, выбрасываются в ат¬
мосферу. В замкнутом цикле для снижения
затрат энергии на сжатие воздуха применя¬
ется глубокое охлаждение рабочего воздуха
в воздухоохладителе перед компрессором, что
также сопряжено с потерями тепла в цикле.
Рис. 13-2. Принципиальные схемы простей¬
ших ГТУ с непрерывным сгоранием топлива,
о — разомкнутый цикл- / — компрессор: 2 — ка¬
мера сгорания; 3 — газовая турбина; 4— электря-
ческпй генератор; 5 - пусковой электродвигатель;
■6—всасывающий воздуховод; 7 — фильтр; 8— вы¬
пускной патрубок; 9 —топливный яасос. б — за¬
мкнутый цикл 1 — компрессор; 2—гавовая тур¬
бина; 3— электрический генератор; 4-— воздухо¬
охладитель; 5 — пусковой электродвигатель; 6 —
нагреватель воздуха; 7 — вентилятор; В — дымо
сос; 9— топливный насос; 10 —яасос охлаждаю¬
щей воды. 11— воздуховод с фильтром: 12— за¬
порный вентиль
18»

Использование в циклах части тепла отра¬
ботавших газов или воздуха для подогрева
воздуха, поступающего из компрессоров в ка¬
меры сгорания, позволяет повысить экономич¬
ность ГТУ. Одна ко такое повышение эконо¬
мичности связано с применением регенерате?
ров, т. е. с усложнением схем установок и
удорожанием их стоимости.
В схемах замкнутого цикла тепло отрабо¬
тавшего в турбине воздуха или другого газа,
передаваемое охлаждающей воде, может быть
использовано для технологических целей или
теплофикации.
На рис. 13-3 представлены принципиаль¬
ные схемы простейших ГТУ с регенератора¬
ми. В этих схемах дополнительными элемен¬
тами оборудования являются: регенератор 6
рля разомкнутого н регенератор 4 для замк¬
нутого циклов.
Термодинамически наиболее полно изуче¬
ны два реально осуществленных цикла ГТУ:
цикл непрерывного горения (цикл со сго¬
ранием при постоянном давлении const);
цикл прерывистого горения (цикл со сго¬
ранием прн постоянном объеме — и = const)
В цикле непрерывного горения в камеру
сгорания непрерывно подаются топливо и
Сжатый Воздух
Рис. 13-4. Принципиальная схема цилиндрической одно¬
форсуночной камеры сгорания.
/ — форсунка; 2—корпус, 3—пламенная трубе: 4 — ноэяухо-
подводящее устройство первичного воздуха; 5 — кольцевой за¬
зор для подводе вторичного воздуха; 6 — отверстия в стенквх
пламенной трубы для охлаждения рабочих газов, 7—камера
смешения.
Рис. 13-3. Принципиальные схемы простей¬
ших ГТУ с регенераторами.
я — разомкнутый цикл: / — компрессор; 2 — ка¬
мера сгорания; 3 — турбине; 4 — электрический
генератор; 5 — пусковой электродвигатель. 6 — ре¬
генератор. 7—фильтр; 8— топливный насос, б —
замкнутый Цикл- / — компрессор. 2 — турбина.
3 — электрический генератор, 4 — регенератор. 6 —
еоздухооклатитсль; 6 пусковой электродвига¬
тель, 7—нагреватель воздуха, в — вентилятор; 9—
дымосос; 10— топливный насос; // —насос охлаж¬
дающей вады.
воздух, что и обеспечивает непрерывный про¬
цесс сгорания топлива. Давление в камере
при сгорании топлива сохраняется постоян¬
ным, равным давлению воздуха за компрессо¬
ром за вычетом потерь давления в воздухо¬
воде, регенераторе и камере сгорания.
В простейших ГТУ непрерывного горения
перед газовой турбиной устанавливается обыч¬
но одна или две камеры сгорания. В сложных
ГТУ большой единичной мощности устанавли¬
вают две, три и больше камер сгорания.
На рис. 13-4 показана принципиальная схе¬
ма камеры непрерывного сгорания, предна¬
значенная для сжигания жидкого нлн газо¬
образного топлива.
В цикле прерывистого горения перед га¬
зовой турбиной устанавливается по нескольку
камер сгорания, обычно от 4 до 8. Процесс
сгорания топлива в них протекает периоди¬
чески, чередуясь от камеры к камере с неко¬
торым сдвигом по времени.
Принципиальная схема ГТУ прерывистого
горения показана на рис. 13-5. Каждая из
камер сгораиня снабжена тремя автомати¬
чески* действующим и клапанами и специаль¬
ным устройством для воспламенения топлива.
На рис. 13-6 схематично представлена ка¬
мера сгорания и указаны различные стадии
процесса ее работы.
Зарядка камеры производится воздухом
от компрессора, клапан а открыт, а клапаны
бив закрыты; зарядка топливом от насоса
осуществляется при открытом клапане б н
закрытых клапанах а и в. При включении
запала (все клапаны закрыты) рабочая смесь
мгновенно воспламеняется и также мгновенно
повышается давление в камере. После вспыш¬
ки, т. е. сгорания топлива, открывается кла¬
пан в и рабочий газ поступает к соплам тур¬
бины и на рабочие лопатки. В соплах про¬
исходит расширение рабочей смеси, состоящей
из продуктов сгорания и воздуха, с изменяю¬
щимися перепадами давлений. В соответствии
с этим изменяется также н скорость газа по
190

Рис 13-5 Принципиальная схема простейшей ГТУ с пре¬
рывным горением топлива.
/—компрессор. 2 —турбина; 3 — электрический генератор; 4 —
газовый компрессор или топливный насос; 5 —пусковой элек
тродвнгателы 6—камера прерывистого горения; точка а —воз¬
душный клапан, точка б — топливный клапан; точка в—сопло¬
вой клапан.
f
■>
Рис. ііЗ-б. Стадии процесса работы камеры прерывистого
горения.	I
точка а — воздушный клапан; точка б — топливный клапан; точ¬
ка в —сопловой клапан. Положение камеры: / — выпуск про¬
дуктов сгорания после вспышки; II—продувка камеры н тур¬
бины воздухом; III— зарядка камеры газовым нлн жидким
топливом.
выходе на сопл от некоторого максимума до
нуля в конце аыравннвання давлений в каме¬
ре и турбине. Затем производится продувка
камеры воздухом, ее повторная зарядка и да¬
лее процесс повторяется.
ГТУ с камерами непрерывного горения
являются конструктивно более простыми н
широко распространенными в промышленно¬
сти. ГТХ с камерами прерывистого горения
не имеют достаточного распространения и
в дальнейшем они рассматриваться не будут.
13-3. ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ ГАЗА
В НАПРАВЛЯЮЩИХ КАНАЛАХ ГАЗОВОЙ ТУРБИНЫ
Расширение газа происходит за счет по¬
нижения его давления и, следовательно, тем¬
пературы н теплосодержания. Процесс расши¬
рения газа связан с преобразованием потен¬
циальной энергии в кинетическую, при этом
теплосодержание его понижается, а скорость
течения в каналах растет.
Из курса термодинамики известно, что
в идеальном случае истечения газа из сопло¬
вых каналов (без учета теплообмена с внеш¬
ней средой н потерь энергии на трение и вих¬
ревые движения) происходит полное преобра¬
зование потенциальной энергии газа в кинети¬
ческую, и этот процесс подчиняется уравнению
энергии
(13-1
энтальпии
соплами.
где іо> й/— начальная и конечная
газа, кдж!кг\
Со — скорость газа перед
місек:,
Си — теоретическая скорость газа на
выходе из сопл, місек.
Из уравнения (13-1) определяем теорети¬
ческую скорость газа
c,t = }/"2(i(,-ill) + c’ = yr2Й„+^, місек,
(13-2)'
где ho—іо—іи — изоэнтропический тепловой
перепад в сопловых или направляющих кана¬
лах, кдж[кг.
Если скорость сс невелика, то ею можно
пренебречь, и тогда получим:
с.і = ]/2/і0, місек. (13-2а)
В газотурбостроенин преимущественно
применяются суживающиеся сопла с косым
срезом.
Опыты и теоретические исследования по¬
казали, что расширение газа при его истече¬
нии из суживающегося сопла может происхо¬
дить только до некоторого давления рнр, на¬
зываемого критическим давлением. Отношение
ркр в горле сопла к начальному давлению
ро перед соплом называют критическим отно¬
шением и обозначают ѵКр=ркр///0.
Из газодинамики известно, что ѵжр=-^=
/ 2 \*/*—I
= f fe'-p~)	■ Для воздуха и двухатомных
газов, иногда и для рабочих газов турбины,
принимают ѵкр=0,528.
.При отношении давлений ркр!р<з=ѵкр в вы¬
ходном сечении суживающегося сопла дости¬
гается критическая скорость, которую обозна¬
чают Сир. Эту скорость можно подсчитать по
уравнению
=/грі/,«и«- м''сек-
где k — показатель адиабаты;
ро, ро, ѵо — давление, плотность и удельный
объем газа перед соплом, «/іи%
кг!м? н м3!кг.
Численные значения k можно принимать
для воздуха и двухатомных газов 1,4, а для
продуктов сгорания 1,33.
191

Рис. 13-7. Процесс расширения газа в сопла; газовой
турбины в «-диаграмме.
а—без учета потерь, б — с учетом потерь
Подставляя численные значения k в урав¬
нение (13-3) и ро, бар, определим Скр для воз¬
духа и двухатомных газов:
сжР == 342,0	м!сек, (13-3а)
и для продуктов сгорания
с„ = 338,2	(13-36)
Из уравнений (13-3) видно, что скр зависит
от давления ро, удельного объема ѵ0 и пока¬
зателя адиабаты k.
Для идеального газа при k=const имеем
-соотношение
^ = РЛ = КТС,	(13-4)
где /?—288,4—газовая постоянная, дж/(кг ■ °C),
То — абсолютная температура газа
перед соплом, °К.
Для воздуха и продуктов сгорания в урав¬
нение (13-3) вместо роѵо можно подставить
значение RT0.
В соплах стационарных газовых турбин
скорости газа, как правило, ниже критиче¬
ских.	х
Для инженерных расчетов газовых турбин
широко применяются Ts-диаграммы, построен¬
ные для смеси воздуха с продуктами сго¬
рания.
На рис. 13-7 показан тепловой процесс
расширения газа без учета и с учетом тепло¬
вых потерь в сопловых каналах при докрити¬
ческой скорости.
Состояние газа перед соплами находят
в соответствии с заданными параметрами ро,
192
іо, Рі н Со- Если Со невелико, то ее значением
можно пренебречь, и расчетное состояние
газа перед соплом определяется точкой До,
т. е. параметрами р0 и іо- В случае учета
скоростной энергии с2о/2 состояние газа перед
соплами определяется точкой Д‘с, а р*0 и і*о
носят название параметров торможения.
В действительных условиях при расшире¬
нии газа в соплах возникают тепловые потери
на трение и вихревые движения, «то снижает
скорость потока. Эти потери повышают эн¬
тальпию газа за соплами. Следовательно,
действительная энтальпия газа за соплами
будет несколько выше теоретической, т. е.
h>iit (рвс. 13-7,6).
Действительная скорость газа на выходе
нз сопл определяется по уравнению
с,=rclt=<f Y 2(i0 —j,1)+'<^, (13-5)
где <р = Сі/Сп—называется скоростным коэф¬
фициентом; его значение можно принимать
0,94—0,96.
Тепловые потери в соплах, на рабочих ло¬
патках, с выходной скоростью и другие опре¬
деляются по тем же уравнениям, что приме¬
няются для расчета паровых турбин, т. е.
в соплах или направляющих каналах
г2 —г2
Лс = -?4-!-;	(13-6)
на рабочих лопатках
2	2
Wnt —- Wn
(13-7)
с выходной скоростью
лв=4;	(13*8)
на утечки через радиальные зазоры
= —(І3-9)
Полезно использованный тепловой перепад
ступени равен (рис. 13-8):
hi=h0—'Лс—hji—-hyg-—hg,	(13-Ю)
где ho — располагаемый перепад тепла ступе¬
ни, кджікг.
Полезная работа ступени газовой турбины
оценивается ее относительным внутренним
к. п. д., который составляет:
(із-п)
В газовых турбинах, чтобы избежать по¬
падания газа в помещение машинного зала,
к концевым лабиринтовым уплотнениям как
со стороны высокого, так и со стороны низко-

Рис. 13-8. Тепловой процесс ступени газовой турбины
в is-днаграмме
го давления подводится воздух с более высо¬
ким давлением, чем давление перед уплотне¬
ниями в турбине. Воздух к концевым уплот¬
нениям газовой турбины обычно подводится
от осевого компрессора.
Через лабиринтовые уплотнения вала ком¬
прессора (со стороны нагнетания) в атмосфе¬
ру просачивается часть воздуха. Поэтому
производительность компрессора должна рас¬
считываться на количество воздуха, необходи¬
мого для сжигания топлива в камере сгора¬
ния и понижения температуры рабочих газов
до заданной температуры перед турбиной,
плюс утечки через 'концевые уплотнения ком¬
прессора и плюс расход воздуха на уплотне¬
ния газовой турбины
13-4. ПРОЦЕСС СЖАТИЯ ВОЗДУХА НА ЛОПАТКАХ
ОСЕВОГО' КОМПРЕССОРА
Компрессор является неотъемлемой
частью ГТУ н рассматривается как ее состав¬
ная часть.
Компрессорную ступень можно рассматри¬
вать как обращенную ступень турбины. В тур¬
бинной ступени за счет расширения рабочего
тела происходит преобразование потенциаль¬
ной энергии (энергии давления) в механиче¬
скую работу на валу. В ступени компрессора,
наоборот, механическая работа подводится и
преобразуется в потенциальную энергию сжа¬
того воздуха.
Компрессорная ступень состоит из облопа-
ченного рабочего колеса и следующего за
ним ряда неподвижных направляющих лопа¬
ток. По процессу сжатия воздуха компрессор¬
ные ступени можно подразделить на ступени
с несимметричными и симметричными лопат¬
ками (рис. 13-9).
Каналы сопловых и рабочих решеток тур¬
бинной ступени сужаются в направлении дви¬
жения газа (в направлении его расширения),
т. е. имеют форму конфузора, в то время как
каналы рабочих и направляющих лопаток ком¬
прессорной ступени, в которых происходит сжа¬
тие воздуха, постепенно расширяются к выход¬
ному сечению, т. е. имеют форму диффузора.
Прн течении воздуха в диффузорных каналах
компрессорной ступени его скорость уменьша¬
ется, соответственно уменьшается кинетиче¬
ская энергия и повышается давление.
В компрессорной ступени с несимметрич¬
ными лопатками сжатие воздуха происходит
в меж лопаточных каналах рабочего колеса;
направляющие лопаткн этой ступени предна¬
значены лишь для изменения направления
движения воздушного потока. Таким образом,
в каналах лопаток рабочего колеса такой сту¬
пени процесс преобразования энергии проте¬
кает в направлении, обратном процессу, имею¬
щему место в сопловом аппарате активной
турбинной ступени. Адиабатический тепловой
напор h0 в такой ступени создается только
в каналах рабочих лопаток, и она имеет сте¬
пень реакции р=100%.
В ступени с симметричными лопатками
сжатие воздуха происходит как в каналах ра¬
бочих, так и в каналах направляющих лопа¬
ток. Схема этой ступени компрессора являет¬
ся обращенной по отношению к схеме реак¬
тивной турбинной ступени, имеющей р=50%.
Степень реактивности компрессорной сту¬
пени с симметричными лопатками определя¬
ется из выражения
Р.=таг- 03'2)
где fta— политропический тепловой перепад
рабочего колеса;
hB — политропический тепловой перепад
направляющего аппарата.
При Лл = /ін степень реактивности рн = 50%-
На рис. 13-10 показаны треугольники ско¬
ростей ступени осевого компрессора.
Из каналов направляющих лопаток пре¬
дыдущей ступени воздух поступает в каналы
рабочих лопаток с абсолютной скоростью с<
под углом сц к направлению вращения колеса
(рис. 13-10). Из треугольника скоростей на¬
ходим относительную скорость воздуха Wi,
поступающего в каналы рабочих лопаток.
Относительная скорость выхода воздуха из
рабочего колеса принимается меньше, чем ®і.
Абсолютная скорость с2 иа выходе из рабо-
13—769
193

а)
Рнс. 13-9. Схема ступени осевого компрессора.
а — несимметричные лопатки; б — симметричные лопатки.
чего колеса определяется по выходному тре¬
угольнику скоростей. Для ступени с 50%-иой
реакцией выходной треугольник скоростей
должен быть идентичен входному треуголь¬
нику (рнс. 13-10,6).
Для компрессорной ступени с несиммет¬
ричными лопатками в направляющих каналах
(рис. 13-10,с) не должно происходить ни сжа¬
тия воздуха, ни его расширения, что соответ¬
ствует условию Сі=С2- В этом случае весь
тепловой напор компрессорной ступени со¬
здается только на рабочих лопатках, а его
величина определяется уравнением
■ w ? — «Jo
¥ hOD=	2-	кд ж [кг.	(13-13)
і
Для компрессорной ступени с симметрич¬
ными лопатками при соблюдении равенств
И2=Рь Wi=C2 и Wz~ Сі тепловые напо¬
ры в каналах рабочих и неподвижных лопаток
будут равны. Численные значения их можно
найти по уравнениям
2	2
1 2 2;	(із-і4)
г2 —г2
ha= % 1 ,	(13-15)
где hn+hn — общий тепловой напор, созда¬
ваемый ступенью.
Тепловой процесс сжатия воздуха проме¬
жуточной компрессорной ступени в is-дна-
грамме представлен на рис. 13-11. Для сту-
Рис. 13-10. Треугольники скоростей для ступени осевого
компрессора.
а—несимметричные лопатки, б — симметричные лопатки.
пени с несимметричными ло¬
патками обычно Cj=C2 и со¬
ответственно ДЛі=ДЙ2- В
ступени с симметричными
лопатками принимают Лл =
—hB; Ct=W2-, C2.=Wi и соот¬
ветственно тепловые потери
на ступенях 5/zn.
Если предположить, что
Ui = U2 = U, то мощность»
подводимая к рабочим ло¬
паткам промежуточной сту¬
пени компрессора для сжа¬
тия G кг воздуха определя¬
ется для ступени с несимметричными лопатка¬
ми по уравнению
NKu = l(y~3Gu(Wiu—w2u), кет, (13-16)
а для ступени с симметричными лопатка мн по
уравнению
NKU~ lO~3Gu(Wiu—w2u) =
= 10"3Gu(c2u—йи), кет. (13-17)
Адиабатический к. п. д. т]ад ступени осево¬
го компрессора подсчитывается по уравнению
(рис. 13-11)
’■»-—	Агге • (13'1 >
где ХЛп — тепловые потери в компрессорной
ступени, которые принимаются в соответствии
с экспериментальными данными для приня¬
того типа профилей рабочих н направляющих
лопаток.
Рпс. ІЗ-П- Тепловон процесс сжатия газа в ступени ком¬
прессора в із-диаграмме.
а — ступень с несимметричными лопатками; б — ступень с сим¬
метричными лопетквын
194

13-5. ТЕПЛОВЫЕ ЦИКЛЫ ПРОСТЫХ ГТУ
НЕПРЕРЫВНОГО ГОРЕНИЯ
Теоретический (идеальный) цикл в рѵ и
/«-диаграммах для простейшей ГТУ представ¬
лен на рис. 13-12. Воздух с температурой Т\
(абсолютная температура, °К) от давления рі
(атмосферное давление) сжимается по адиа¬
бате в компрессоре до давления р% (ли¬
ния 1—2). В камере сгорания (в процессе
сгорания топлива) температура повышается
от Г2 до Тз (температура рабочих газов перед
турбиной) при ?2=const (линия 2—3).
В турбине за счет адиабатического расши¬
рения газа происходит понижение давления и
температуры, что изображается на диаграмме
линией <3—4. Линия 4—1 представляет ус¬
ловное замыкание цикла, т. е. отвод тепла
Qz с отработавшими газами в атмосферу.
Количество тепла, подведенное в камеру сго¬
рания, равно Qi (линия 2—3).
Термический к. п. д. идеального цикла
определяется по уравнению
Ч‘= Q'q,Q2-	(1Я-І9)
Пренебрегая некоторой разницей между
теплоемкостями газа н воздуха и принимая
их равными и постоянными, можно и а писать:
<2. = СР (Г, — Г.); 1	(13-20)
e.=cP(7-.-r,). j
где ср — теплоемкости газа и воздуха при
постоянном давлении, кджЦкг-°C).
Заменяя Qi и Q2 в уравнении (13-19) их
значениями из уравнения (13-20), находим:
w	-МЛ- Л) — . __ Л-Л _
Ч* — cr[Tt-T2)	Та-Т2 —
=1 -	/ г- (13-21)
Ч1-^)
Рис. 13-12 Идеальный никл простейшей ГТУ.
о —в рѵ-янаграмме: б —в rs-диаграмме.
Рис. 13-13. Цикл ГТУ без регенерации с учетом внутрен¬
них потерь и потерь давления в Ts-днаграмме.
Из уравнения адиабатического процесса
имеем:
k~l k-i
fрЛ *  е * —Bm I»
или
Л
Г4 Г/
где Ei=p2/pi—'Степень	повышения давле¬
ния в компрессоре;
\ k — показатель адиабаты (для
воздуха k= 1,4).
Подставляя полученное отношение темпе¬
ратур в уравнение (13-21), получаем:
Ч1=1-Ь	(13-22)
Из уравнения (13-22) следует, что терми¬
ческий к. п. Д- повышается с повышением тем¬
пературы рабочих н понижением температу¬
ры отработавших газов.
С другой стороны, уравнение (13-22) мож¬
но записать так:
11 = 1-_Д-=1_^,	(13-23)
7\	1
откуда следует, что к. п. л. зависит только
от степени повышения давления в компрес¬
соре.
Действительный цикл ГТУ протекает с по¬
терями давлений во всасывающем патрубке
компрессора, воздуховодах, камере сгорания,
регенераторе (рнс. 13-13), выпускной части
турбины. Кроме того, имеются внутренние
потери в турбине и компрессоре.
При заданной степени сжатия воздуха и
его температуре на входе в компрессор и при
данной начальной температуре газа перед
турбиной действительный к. п. д. ГТУ из-за
указанных выше потерь будет ниже термиче¬
ского к. п. д. цикла T]f.
13*
195

Внутренние потери в компрессоре учиты¬
ваются адиабатическим к. п. д. г]ад» а в тур¬
бине— относительным внутренним к. п. д. rj01.
Рассмотрим действительные тепловые цик¬
лы для простейших схем ГТУ без регенерато¬
ра (см-^Рис- 13-2,а) и с регенератором (см.
Действительный цикл ГТУ без регенера¬
ции, с учетом потерь давления и внутренних
потерь показан в is-диаграмме на рис. 13-13.
Линия 1—Г указывает на потерю давления
на входе в компрессор. Численное значение
этой потери равно разности между атмосфер¬
ным давлением pt и давлением перед рабо¬
чими лопатками первой ступени компрессо¬
ра рвс. Эта потеря равна Др=рі—рвс. При
расчетах рвс -принимают примерно на 2% ни¬
же, чем рі, т. е. ртс=О,98рі. Подставляя это
значение для определения Др, получаем:
др=pt—Q^Pi=0>02рь	(13-24)
Процесс сжатия воздуха в компрессоре
происходит по линии Г—2'. От точки 2' до 5
осуществляется подвод тепла за счет сгора¬
ния топлива в камере сгорания.
В воздуховоде от компрессора до камеры
сгорания и в самой камере сгорания давление
понижается от ра до р3. Эта потеря давления
равна Дрк=р2—Рз и составляет примерно
3—4% Ра, т. е.
ДР«= (0,03—0,04) р2.	(13-24а)
Процесс расширения газа в турбине с уче¬
том внутренних потерь протекает по линии
3—4'. В выпускном патрубке турбины потерю
давления можно подсчитывать по уравнению
д^=я(іте)ІА- (13-25)
Линия 4'—1 представляет условное замы¬
кание цикла.
Действительный цикл ГТУ с регенерацией
и учетом потерь давления и внутренних по-
Рис 13-14 Цикл ГТУ « регеперациеГі и учетом внутрен¬
них нетерь и потерь давления в Ts-диаграмме.
196
терь в Zs-днаграмме приведен на рис. 13-14:
Построение этого цикла осуществляется так
же, как и в предыдущем случае, с учетом
всех потерь, определяемых тем же способом.
Этот цикл отличается от рассмотренного
только тем. что в ием осуществляется подо¬
грев воздуха от температуры Т'2 до Т"2 за счет
частичного использования тепла отработав¬
ших газов, температура которых понижается
от Т'і до Г"4.
Потеря давления в регенераторе по газо¬
вой стороне добавляет дополнительно к Дрп
еще 2—3% рі. По воздушной стороне регене¬
ратор также будет иметь потерю давления
в 1—2% Р2, которая добавится к Дрк.
Площадь а2'2"б эквивалентна количеству
тепла, полученному воздухом, а площадь
в4"4'е эквивалентна количеству тепла, отдан¬
ному отработавшими газами.
Отношение количества тепла, воспринятого
воздухом при его нагреве от Т'2 до Г'2і к теп¬
лу, необходимому для предельно возможного
подогрева его до Т\, называется степенью
регенерации.
При постоянной теплоемкости воздуха и
газа степень регенерации определяется по
уравнению
ти 		 ~г>
<L	(13-26)
Для идеальной регенерации <j=l.
В действительном процессе теплоемкость
сгр>свр, поэтому даже в случае полной реге¬
нерации нельзя охладить газы до Т'2.
Регенерация повышает к. п. д. установки.
Однако применение регенерации приводит
к усложнению конструкции и удорожанию
ГТУ и связано с повышением потерь давле¬
ния как по воздушной, так и по газовой сто¬
роне установки.
Оптимальное значение степени регенера¬
ции для ГТУ может быть определено с по¬
мощью технико-экономических расчетов. На
практике наиболее часто а принимают в пре¬
делах от 0,7 до 0.8.
При заданном значении о температура
подогрева воздуха будет равна:
Г=Ѵ=<т(Г*-Гг) +Г'г (13-27)
Температуру газа за регенератором можно
определить из уравнения теплового баланса
сгг(Г\ - 7”'.) =г (Г", — Г'а),
откуда
=	(13-28)
где т]ре — к. п. д. регенератора, учитывающий
тепловые потери в окружающую среду; мо¬
жет приниматься в пределах 0,96—0,98.

Установим приближенную связь между
поверхностью нагрева регенератора и сте¬
пенью регенерации. Будем считать, что коэф¬
фициент теплопередачи в регенераторе не за¬
висит от температуры, а расходы газа и воз¬
духа и их теплоемкости равны, т. е. Gr=
= Gb = G; c‘=c‘ = tp.
Количество тепла, передаваемого от газа
воздуху, равно:
<2В = Сср(Г'4-Т"4) =Сср(Г'г-Т''2) =
=ЛКДІср, кдж/сек; (13-29)
где k коэффициент теплопередачи, кдж/(м2у.
СЕК * С ) J
F — поверхность нагрева регенератора, м2;
—средний температурный напор, °C.
Предполагая в регенераторе противоток
газа и воздуха, а также постоянную и одина¬
ковую их теплоемкость, будем иметь:
д/ср=г4-г"2.
Подставляя в уравнение (13-29) значение
Д/ср и произведя некоторые преобразования
получаем:
Т— сг Т'г — Т, _ с, 7",— Т\
G k Т', — Т", k (7'4—Г',) —(Г", —7',)‘
Разделив числитель и знаменатель правой
части этого уравнения на (Г4— Г2), найдем:
S-=“?bb-	(>3-30)
Использование тепла отработавших газов
для нагрева воздуха не влияет на мощность,
развиваемую турбиной и потребляемую комп¬
рессором. Онн так же, как и для цикла без
регенерации, зависят только от разности тем¬
ператур Т3—T't-—для турбины -и Т\—Tt —
для компрессора.
13-6. ТЕПЛОВЫЕ СХЕМЫ И ЦИКЛЫ СЛОЖНЫХ ГТУ
Схемы простейших ГТУ имеют небольшую
степень сжатия воздуха, что не позволяет по¬
лучить высоких зиачриий к. п. д. установки да¬
же с регенератором для подогрева воздуха.
Повышение степени сжатия воздуха, его про¬
межуточное охлаждение, вторичный подогрев
рабочих газов и применение регенератора по¬
зволяет существенно повысить к. п. д. установ¬
ки. Как пример, рассмотрим ГТУ с двумя сту¬
пенями сжатия и сгорания, а также с проме¬
жуточным охлаждение^ воздуха н пегенеоа-
цией (рис. 13-15).	F
Действительный цикл ГТУ с учетом всех
потерь представлен на рис. 13-16. Потерн дав¬
ления:
по воздушному тракту
Дрі=ро—рвс . в фильтре для очистки воз¬
духа;
Л?
Рас. 13-15. Принципиальная схема ГТУ с двумя ступе¬
нями сжатия н сгорания.
/ —компрессор низкого давления: 2~ охладитель воздухе• 3 —
■компрессор высокого давления; 4 — регенератор; 5 — камера
сгорания высокого давления, в —турбина высокого давления-
f — камера сгорания низкого давления; 8— турбина низкого
давления; 9 — электрический генератор; 10 и Я —пусковые элек¬
тродвигатели; 12—топливный насос; 13—насос охлаждающей
воды; 14 — фильтр.
Др2=рі—р\ — в промежуточном охладителе
воздуха;
^Рз=Р2—р'г— в регенераторе;
по газовому тракту
Дрі—ря—рз— в камере сгорания 5;
Др5=ръ—рь — в камере сгорания 7;
—Ра — в регенераторе.
Рис. 13-16 Тепловой никл ГТУ с двумя ступенями сжа¬
тия и сгорания с учетом потерь давления и внутренних
потерь в турбинах и компрессорах в Ts-диаграмме.
197

Тепловой цикл сложной ГТУ образуется
в следующей последовательности:
1—	2 сжатие воздуха в компрессоре /;
2—	-1*— охлаждение воздуха в холодиль¬
нике;
1'—2' — сжатие воздуха в компрессоре 5;
2'—2" — подогрев воздуха в регенераторе;
2"—3—подвод тепла в камере сгорания 5;
3—	4' — расширение газа в турбине 6;
4'—5 — подвод тепла в камере сгорания 7;
5—&— расширение газа в турбине 8\
— охлаждение отработавших газов
в регенераторе;
6"—/ — условное замыкание цикла.
На представленной принципиальной схеме
двухвальиой ГТУ (рис. 13-15) турбина 6 пред¬
назначена для привода компрессора 3 и топ¬
ливного насоса 12. При газовом топливе в ка¬
честве насосов используются обычно центро¬
бежные компрессоры. Турбина 8 предназначе¬
на для привода компрессора / и электриче¬
ского генератора.
Расход топлива иа 1 кг рабочих газов че¬
рез турбину 6 можно определять по уравне¬
нию (13-36), которое применительно к новым
обозначение (рис. 13-16) имеет вид:
г	■ кг/кг- (13-31)
где /з= (73—273) —температура рабочего газа
перед турбиной 6;
/"г= (Г"2—273)—-температура воздуха пе¬
ред камерой сгорания 5;
/т— температура топлива;
сгз’ —теплоемкости газа за реге¬
нератором н перед турби¬
ной, кджікг.
Отработавшие газы турбины 6 поступают
в камеру сгорания 7, где их температура по¬
вышается.
Для определения количества топлива Д'т,
подводимого в камеру сгорания 7 на 1 кг ра¬
бочих газов турбины 6, напишем уравнение
теплоаого баланса
+crrt',+д'тлт=(1 + л-,) г/,
(13-32)
откуда находим:
, кг/кг,
Qjj’h.c —	+ ср Ч
(13-33)
Где Ь=(Тъ—273)—температура газа перед
турбиной 8;
іь=(Т\—'273) —температура газа за тур¬
биной 6;
сгр5, — теплоемкости газа перед
турбиной 8 и за турби¬
ной 6.
Коэффициент избытка воздуха для камеры
сгорания 7 можно подсчитать по уравнению
(13-34)
Если числитель и знаменатель дроби поде¬
лить на GB то окончательно получим:
(1Э-35)
где X—Д'т/Дт — коэффициент, равный отноше¬
нию весового количества топлива, подведенно¬
го в камеру сгорания 7, к количеству топлива,
подведенного в камеру сгорания 5.
Для, газовых турбин стационарного типа
коэффициент избытка воздуха обычно состав¬
ляет а=4-і-7. Величина его зависит главным
образом от вида топлива и температуры рабо¬
чих газов перед турбиной. Чем выше темпера¬
тура рабочих газов при прочих равных усло¬
виях, тем меньше а. Турбины 6 и 8 работают
с разными коэффициентами избытка воздуха
ао>щ.
13-7. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ПРИ РАСЧЕТАХ ПУ
Ts И is-ДИАГРАММЫ ДЛЯ ВОЗДУХА И ПРОДУКТОВ
СГОРАНИЯ
Практическая ценность /^-диаграмм за¬
ключается в возможности их использования
для исследования экономичности тепловых
двигателей. С помощью Ts-дна граммы можно
легко подсчитать, как это было показано для
цикла простой ГТУ в § I3-5, термический
к. п. д. цикла и оценить экономические воз¬
можности ГТУ.
Недостаток Ts-диа-
грамм заключается в
том, что нх нельзя ис¬
пользовать для выпол¬
нения подробных по-
ступенчатых тепловых
расчетов турбомашин,
в то время как /s-диа¬
граммы оказываются
более универсальными.
Основное преимущест¬
во их состоит в воз¬
можности использова¬
ния для подробных теп¬
ловых расчетов турбо¬
машин с определением
всех внутренних потерь
и к. п. д.
В инженерной прак¬
тике тепловых расчетов
гурбомашин широкое
распространение полу¬
чили is-Диаграммы, по¬
ступей и газовой турбины
р=50% в is-дна грамме.
198

Рис. 13-18. Схема теплового процесса газовой турбины
в is-диаграмме для воздуха н продуктов сгорания.
строенные для воздуха и продуктов сгорания.
На рис. 13-11 и 13-17 показаны тепловые
процессы для ступеней осевого компрессора и
газовой турбины в іх-ди а грамме.
На рис. 13-17 показан тепловой процесс
промежуточной реактивной ступени газовой
турбины. В этой ступени используется тепло¬
вая энергия выходной скорости предыдущей
ступени, которая обозначена отрезком ДЛо.
Теплосодержание і'г показывает состояние газа
в момент его поступления на лопатки следую¬
щей ступени, на которой также используется
часть тепловой энергии выходной скорости,
т. е. ц/ів.
Использование is-диаграммы, построенной
для воздуха, для теплового расчета газовой
турбины не всегда может дать достаточно на¬
дежные результаты. Рабочим телом в газовой
турбине является смесь воздуха и продуктов
сгорания топлива. Теплоемкости газов и воз¬
духа при заданном давлении и температуре
различны. Таким образом, теплосодержания
рабочих газов турбины отличны от теплосо¬
держаний воздуха при одинаковых р и t. Ука¬
занная разница в теплосодержаниях зависит
от коэффициента избытка воздуха а. Чем
больше а, тем меньше разница в теплосодер¬
жаниях рабочего газа и воздуха. Для учета
этой разницы в теплосодержаниях на іх-диа-
граммах, построенных для воздуха, предусмот¬
рены дополнительные графики. С левой сторо¬
ны is-диаграммы для воздуха и продуктов сго¬
рания (рис. 13-18) из точки О проведены лучи
для различных значений коэффициентов р.
Крайний левый луч проведен для коэффи¬
циента рг=1Д произвольно принятого при по¬
строении іх-диаграммы для чистых продуктов
сгорания топлива с составом: С=85% и Н2=
= 15%. Для любого состава смеси воздуха
с продуктами сгорания можно подсчитать ко¬
эффициент р по уравнению
р=і+ЦД,	(13-36)
где pr=l,5, а а известен из теплового расчета
камеры сгорания.
Рассмотрим пример пользования is-диа¬
грамм ой.
Коэффициент рг для различных топлив
имеет различные значения. Для природного
газа величина рг составляет примерно 1,1.
В зависимости от коэффициента избытка
воздуха а коэффициент р при сжигании при¬
родного газа может незначительно отличаться
от 1. Например, для природного газа Елшан-
ского и Саратовского месторождений значение
коэффициента рг~1.08 при коэффициенте из¬
бытка воздуха а=6 получаем по формуле
(13-36)
₽=1 -I-	= 1,013,
Поэтому для газообразных видов топлив
природного происхождения с достаточной для
инженерной практики точностью тепловые рас¬
четы газовой турбины можно выполнять по
cs-диаграмме для воздуха без введения по¬
правки на р.
При расчетах, не требующих большой точ¬
ности, при а^5, также можно пользоваться
іх-диаграммой для воздуха независимо от ви¬
да топлива.
Построение теплового процесса для газовой турби¬
ны рассмотрим на примере.
Пусть дано: начальное давление газа pa, его тем¬
пература t0, конечное давление р*, коэффициент р=1,І
и относительный внутренний к. п. Д. турбины Т]о ь
Для состояний газа и t0 на is-диаграмме
(рнс 13-18) наносим точку Ао. Из точки Ло до давле¬
ния рч проводим линию АоАц, параллельную лучу ро=
= 1,1, с левой стороны диаграммы. Точка Аи соответ¬
ствует температуре рабочих газов при изоэнтропиче¬
ском расширении, которая равна іц.
Точки Л» н Ак сносим на вертикаль 0=1,1 в пра¬
вой части диаграммы, в точках Ао и А и находим
энтальпии іо и і'и н определяем располагаемое тсплопа-
дение на турбину Но=іо—і'ц.
Полезно использованный теплоперепад находим вз
УСЛОВИЯ //і=//оТ]о і.
Это теплопадение Ні в масштабе теплосодержаний
по вертикали для луча Р= 1,1 отложим от точки Ао
до точки А'і, в результате получим теплосодержание
отработавших газов і».
Тепловой процесс расширения газа в турбине услов¬
но определяется линией АИі-
13-8. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ КАМЕРЫ СГОРАНИЯ ГТУ
В ГТУ применяются в основном жидкие >и
газообразные виды топлив. Горючими элемен¬
тами топлив являются углерод, водород и их
199

различные соединения, а также сера и ее сое¬
динения.
Элементы, входящие в состав жидких топ¬
лив, задаются в долях на I кг (С, Н2, S, О2),
а газообразных—в процентах по объемному
анализу своих составляющих (Н2, СО, СН5,
CmHn, H2S, СО2, Н2О, О2).
Реакции окисления для горючих жидких
топлив при полном их сгорании:
для углерода С-|-О8—-СО,; из массовых
соотношений 12 32= 44 или 1 4- |-=-Ц сле-
ѵ о
О 32
дует, что на 1 кг углерода необходимо ~=^=
8,
=д- кг кислорода;
аналогично для водорода На^-0,5Оа—*
—*НаО(2-|-16= 18 или l-^-8 = 9), на 1 кг во¬
дорода требуется ^-=-^==8 кг кислорода;
то же для серы S +Ofi — SO2 (32 + 32=64
или 14-1=2), на I кг серы расходуется
б“=32=1 кг- кислорода.
Теоретически необходимое количество ки¬
слорода для сжигания 1 кг топлива составляет
СХЛ = 1’С+8На+5 + О!’ кг1кг' ГДе
массовая доля кислорода, входящего в состав
топлива.
Так как в 1 кг сухого воздуха содержится
0,232 кг кислорода, то теоретически необходи¬
мое количество сухого воздуха для сжигания
1 кг топлива будет равно:
°^ = 0І2(тС + 8На+5 + О»)- (13‘37)
Реакция окисления для горючих газообраз¬
ных топлив при полнол! сгорании:
водорода Н24-0,5О2Н2О;
окиси углерода СО+0,5 02;
метана СН4+2Оа->СО2+2Н2О;
для соединений (^Нп+тО.4- ^О2-^гиСОя 4-
+£-Н3О;
сероводорода H2S +1,5 О^Н2О + SO2.
Теоретический расход сухого воздуха в л*3,
необходимый для сжигания 1 м3 газового топ¬
лива при объемном содержании кислорода
в воздухе 21%, составляет:
=2? [о-5 СО + 0.5 Н, + 2СН, +
+S (т + г) С-Н" + 1 -5 H»S + °] •
(13-38)
или в I кг воздуха на 1 кг газа:
G" =ѵ‘- +, кг/кг.	(13-39)
reap теоР р
где рс, рс—плотность сухого воздуха н соот¬
ветственно сухого газа, кг/м\
Газы, получающиеся в результате сгорания
топлива при теоретически необходимом коли¬
честве аоздуха	т. е. при а=І (а —ко¬
эффициент избытка воздуха), принято назы¬
вать «чистыми» продуктами сгорания.
При условии полного сгорания топлива
в состав продуктов сгорания входят: углекис¬
лый газ СО2, сернистый газ SO2, азот N2 м во¬
дяной пар Н2О.
Количество продуктов сгорания, образую¬
щихся на I кг жидкого топлива при теорети¬
ческом расходе воздуха, равно для:
трехатомных газов (RO2=CO2+SO2)
CRo= °-01 (^C + 2S). кг/кг, или Oro
(13-40)
азота
G^ =0,768 GTeop+0,01 Na, кг/кг,
или
t>K =	(13-40а)
N1 Pn.
водяных паров
,01 (9 На + ш) + uH10pHJ0, кг/кг.
или «„„=—•	(13-406)
Ри/>
где С, S, Н2 н N2 — выражены в процентах от
весовых долей на 1 кг
топлива;
Pro» Pn» Ph о — плотности трехатомных
газов, азота и водйиых
пвров, кг/м3}
w — влагосодержанне в топ¬
ливе в процентах от ве¬
совых долей на 1 кг топ¬
лива;
ПНЮ =°.00162 ^теор ^воз, м3!м3;
dBO3=5-5-10 г/кг — принимается при отсутст¬
вии промежуточного охлаждения воздуха;
1ч-5 г/кг— при применении промежуточно¬
го охлаждения.
Количество продуктов сгорания, образую¬
щихся на 1 м3//л3 газообразного топлива, при
теоретическом расходе воздуха, равно для-
трехатомнріх газов (RO2=CO3+SO2)
°ro,=°>011с°а + СО + СНЖ + Е (тОпНл) SO. +
4-HsS];	(ІЗ-40в)
200

азота
о. = 0,79ѵв + 0.01 Na; (13-40г)
**»	ты? 1	'
водяных паров
ѵнда=0,01 [Н )-2CH.+ J](f-CmHn)+
+ ^4-^0] + ^.	(13-40д)
Суммарный объем чистых продуктов сго¬
рания
f4n = t>Ro, + t>N. + %o-	(ІЗ-40е)
Отношение числа молей чистых продуктов
сгорания к числу молей теоретически необхо¬
димого воздуха называют коэффициентом мо¬
лекулярного изменения чистых продуктов сго¬
рания рг-
Объем Ѵчп получается больше объема
fBTeop, отнесенного к тем же условиям р и t.
Очевидно, что коэффициент рг можно опреде¬
лить как отношение объема чистых продуктов
сгорания к теоретическому объему воздуха, т.е.
Уравнение теплового баланса камеры сго¬
рания для определения расхода топлива на
1 кг рабочих газов, поступающих в турбину,
имеет вид:
<3jM«.«+(i - дт)сл + дт#т=#г, (13-41)
где Q* — низшая теплотворная способность
топлива кдж/кг;
Ат-—расход топлива на 1 кг рабочих
газов, кг/кг;
Чкс—к. п. д. камеры сгорания, учиты¬
вающий тепловые потери; его чис¬
ленное значение можно прини¬
мать в пределах 0,97—0,99;
с”, с*, с* — теплоемкости воздуха, топлива н
рабочих газов при р=const,
кдас/(кг-°С);	і
ів, 4— температуры воздуха, топлива и
рабочих газов, °C.
Из уравнения (13-41) находим расход топ¬
лива:
Дт = --—Cpt' в Ср—77”» кг!кг. (13-42)
Ср^ж.о — ср + ср
В уравнения (1-41) и (1-42) подставляют
температуры воздуха за компрессором /в=
= /,2=7’2—273 (ГТУ без регенератора); /в~
=/"2=Т’,,2—273 (ГТУ с регенератором) (см.
рис. 13-13 и рис. 13-14).
Коэффициент избытка воздуха можно опре¬
делить из соотношения
J —
0 бгеорДг
(13-43>
Максимальная температура горения топли¬
ва в камере сгорания при теоретически необ¬
ходимом количестве воздуха в зависимости от
вида топлива и условий его сжигания может
достигать 2100°C (для жидкого топлива),
2 000 °C (для природного газа) и 1 500 °C (для
доменного газа). Температуры рабочих газов
в ГТУ стационарного типа ограничены 750—
800°C. Поэтому в камеры сгорания подводит¬
ся избыточное количество ’воздуха, необходи¬
мое для охлаждения рабочих газов до задан¬
ных температур перед турбиной. Поступающий
в камеру сгорания воздух разделяется ив два
потока: первичный (для эффективного сжига¬
ния топлива) н вторичный (для снижения тем¬
пературы рабочих газов).
13-9. КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
И МОЩНОСТЬ ГАЗОВОЙ ТУРБИНЫ И КОМПРЕССОРА
Тепловой процесс газовой турбины в is-
диаграмме для расчетных параметров рабоче¬
го газа с учетом всех внутренних потерь (не¬
зависимо от числа ступеней) показан иа
рис. 13-19. Из теплового процесса имеем:
io, izt — энтальпии газа перед турби¬
ной и в конце изоэнтропиче¬
ского расширения;
І2 — энтальпия отработавшего га¬
за;	*
— располагаемое теп л опадение
и а турбину;
Я'о=іо—і'и — р ас пол а га е мое теплоп аден ие
на проточную часть турбины;
Ні=іо—/г — полезно использоаанное теп-
лопадение в турбине;
ДНп=//о—АГо-—тепловая потеря в выпускном
патрубке.
Относительный внутренний к. п. д.
турбины подсчитывается .по уравнению
=	(13-44)
Тепловой процесс сжатия воздуха в is-диа¬
грамме для осевого компрессора схематично
представлен на рис. 13-20.
В осевых компрессорах перед рабочими ло¬
патками первой ступени устанавливаются
входной направляющий аппарат, предназна¬
чаемый для 'изменения направления потока пе¬
ред рабочими лопатками, что способствует
повышению к. п. Д- компрессора. Величина
скорости Свх при входе нв рабочие лопатки
201

Рис 13-19. Тепловой процесс расширения рабочего газа
(воздуха) в турбине
возникает за счет расширения воздуха от рі
До р'і. Численное значение тепл о падения при
расширении воздуха в каналах направляю¬
щих лопаток
(13-45)
Отрезок ДАП равен тепловым потерям в на¬
правляющих лопатках, чистенное значение ко¬
торых подсчитывается по уравнению
=	2‘<	(13-46)
где <р —скоростной коэффициент на направ¬
ляющих лопатках, который можно принимать
равным 0,98.
Численное значение свх зависит от расхода
воздуха, окружной скорости рабочих лопаток
и диаметра первой ступени.
Адиабатический к. п. д. компрес¬
се р а находится по уравнению
(13-47)
где іі, і’ад — энтальпия воздуха перед комп¬
рессором и в конце сжатия по
адиабате;
—теплосодержание воздуха в конце
политропического сжатия;
Л/ад — адиабатический тепловой напор от
давления на всасывании Рі до дав¬
ления за компрессором рг;
Нп — политропический тепловой напор,
соответствующий подведенной
энергии к ступеням компрессора.
Полезная эффективная мощ¬
ность на валу ГТУ
/ѴП=1ѴТ—/V,
Рис. 13-20. Схема теплового процесса сжатия воздуха
в is-дна грамме для осевого компрессора.
202
(13-48)
где 7ѴТ — эффективная мощность, развиваемая
турбиной на валу, кет;
Л7К— мощность, потребляемая компрессо¬
ром для сжатия воздуха, кет.
Уравнение (13-48) можно представить в та¬
ком виде:
Af„ = Gr Г/7Л,< - (I -Д,)-Д^-1 =
= Gr - (I - Дт) ДЧ , кет, (13-49)
где	бг—-расход газа через тур¬
бину, кг! сек-,
—-относительный внутрен¬
ний и механический
к. п. д. газовой тур¬
бины;
AT=QK c/Qp—Qk с —количество тепла, под¬
водимое с топливом в
камеру сгорания на
1 кг рабочих газов;

0“—теплотворная способ¬
ность топлива, кджікг.
Іа.-» ’Чм — адиабатический и ме¬
ханический к. п. Д-
компрессора.
Электрическая мощность нв за¬
жимах генератора
=	- (1 - Дт) 1„
(13-50)
где т)г—к. п. д. генератора такой же, как и
для генераторов паровых турбин.
Для высококалорийных жидких и газооб¬
разных топлив Дт является относительно не¬
большой величиной и составляет обычно мень¬
ше 1 % количества рабочего газа. Если учесть,
что часть воздуха нз компрессора со стороны
нагнетания протекает через концевое уплотне¬
ние в атмосферу н еще часть расходуется на
уплотнения турбины, то приближенно можно
считать, что расходы газа через турбину и воз¬
духа через компрессор равны. Принимая во
внимание эти соображения, уравнение (13-50)
будет:
(13-51)
Внутренний к. п. д. ГТУ при равенст¬
ве массовых количеств воздуха и газа .можно
подсчитать по уравнению
где Qb.c — количество тепла, подводимое к I кг
рабочих гвзов, кдж/кг.
Численное значение QKC в предположении
равенства средних теплоемкостей воздуха и
газ в можно определить по уравнению
<2« е = <?"Д, = с‘ [т, - Т, - Л- (Т. - 7-.)].
(13-53)
Подставляя в уравнение (13-52) вместо QK.c
его значение из уравнения (13-53), получаем:
„=
Г	1	1
(13-54)
Для приближенных расчетов можно поло¬
жить	тогда уравнение (13-54) примет
вид:
(7'J — 7’4)'qM (Та —7*і)
Чад
г, - Г,(7*8-Г.)
г* Д*
(13-55)
где
На рис. 13-21 представлен тепловой цикл
простейшей схемы ГТУ в Ts- ш is-диаграммах
с учетом внутренних потерь в турбине н комп¬
рессоре (потери давления не учтены).
Поделив в уравнении (13-55) числитель и
знаменатель на Л, получим:
*	07-)-^-)
(f	) Чя—~1 '
=Д	I—J	, (13-56)
т
здесь р=~ —степень повышения темпера¬
туры;
где — степень повышения давления.
Таким образом, из уравнения (13-56) сле¬
дует, что внутренний к. п. д. ГТУ зависит от
степени повышения температуры р, степени
повышения давления в компрессоре еі, отно¬
сительного внутреннего к. п. д. турбины и
адиабатического к. п. д. компрессора.
Это уравнение позволяет для заданной
температуры воздуха на входе в компрессор и
температуры рабочих газов перед турбиной,
принимая различные значения Еі, определить
наш выгоднейшую степень сжатия, соответст¬
вующую максимальному значению к. п. д. ГТУ.
Расход газа и воздуха через тур¬
бину и компрессор при Gr^GB подсчитывает¬
ся по уравнению
~ Г	/у I »
L	Чм J
где у— коэффициент, учитывающий разницу
между GT н GB, он может быть больше и мень¬
ше единицы, у^ I.
203

Рис 13-21- Тепловой цикл ГТУ
без регенерации в Ts-диаграм-
ме (а) и ts-дяаграмме (б)
с учетом внутренних потерь
в турбине н компрессоре
При равенстве 6Г=6В это уравнение упро¬
щается и принимает вид:
G'=r	н г- (13-58)
Численные значения к. и. д. газовой турби¬
ны и компрессора можно принимать в соот¬
ветствии с табл. 13-1.
Удельный расход газа на турбину
dT =^= ~ кг [(кет ■ сек). (13-59)
Расход топлива на турбину
В= Gp&r, кг/сек.	(13-60)
Количество воздуха, поступающего в каме¬
ру сгорания:
G“=^Gr(l -Дт), кг[сек. (13-61)
Таблица 13-1
К. п. д. газовой турбины и компрессора
Газовая тѵрбина
Компрессор
Односту¬
пенчатая,
малой
модности
Многосту¬
пенчатая,
большой
МОЩНОСТИ
Механичес¬
кий кпд
Осевой
Центро¬
бежный
Механи¬
ческий
К. П- Д.
0,60—
—0.75
0,85-
—0,90
0,96—
—0,995
0,83—
—0,90
0,76—
—0,84
0.96—
—0,995
Теоретически необходимое количество воз¬
духа для сжигания топлива в камере сгора¬
ния
6“сор = 6теор£?, кг/сек. (13-62)
Для контроля за правильностью вычисле¬
ний при выполнении теплового расчета каме¬
ры сгорания коэффициент избытка воздуха
GKC
(13-63)
О тем
ТЕПЛОВЫЕ РАСЧЕТЫ, РЕЖИМЫ РАБОТЫ,
КОНСТРУКЦИИ ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
Глава четырнадцатая
РАСЧЕТ, РЕЖИМЫ РАБОТЫ, РЕГУЛИРОВАНИЕ И КОНСТРУКЦИИ ГТУ
14-1. ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА МНОГОСТУПЕНЧАТЫХ
ГАЗОВЫХ ТУРБИН
Газовые турбины, как правило, имеют
сравнительно небольшое число ступеней от
‘2—3 до 6—7. Это объясняется тем, что при
разомкнутом цикле с постоянным давлением
сгорания газовые турбины строятся на неболь¬
шие начальные давления, обычно до 10—
12 бар. Правда, в последние годы газовые
турбины с большой полезной мощностью
(50—100 Мет) для вращения генераторов
строятся нв начальные давления газа, дости¬
гающие 20—30 бар.
Для газовой турбины, конструктивно вы¬
полненной с выпускным патрубком диффузор¬
ного типа, учитывают преобразование ско¬
ростной энергии выходной скорости с лопаток
последней ступени в энергию давления
(рис. 14-1). Поэтому для такой турбины Но
увеличивается на величину ДЯд, —
дополнительное увеличение теплового перепа¬
да ив ступенях турбины за счет повышения
давления газа в диффузоре. Таким образом,
выполнение выпускного патрубка турбины
диффузорного типа способствует повышению
экономичности.
204

Рис. 14-1. Тепловой процесс многоступенчатой газовой турбины в is-ди а грамме
а — обычный выпускной патрубок; б — выпускной патрубок диффузорного типа
Численные значения Н'с будут равны:
Я'о=Яс—іЛНвп — для газовой турбины с обыч¬
ным выпускным патрубком;
Н'о=Но+ЛНд— для газовой турбины с вы¬
пускным патрубком диффу¬
зорного типа.
Состояния рабочего газа перед соплами
ступеней турбины определяются точками До,
G1, 02, о-з, н Т. Д.
Располагаемые тепловые перепады иа тур¬
бинных ступенях: ft', ft”, ftj” и ftjv. Полезно
■использованный тепловой перепад турбины
Ні=і, - і,=ЕЛ,-=h\ + Л'14- й"1 + Л’ѵ.
Некоторые особенности теплового процес¬
са в последней ступени газовой турбины с вы¬
пускным патрубком диффузорного типа:
расширение газа в последней ступени про¬
исходит до давления Pz<ZPztt (рис. 14-1,6);
скоростная энергия выходной скорости сх
с рабочих лопаток последней ступени преобра¬
зуется в диффузоре в энергию давления по по¬
литропе ДіД'ь
отрезок от точки Дад до пересечения с ли¬
нией теплосодержания і2 дает величину теп¬
ловых потерь в диффузоре и с выходной ско¬
ростью из диффузора, равную Лйд4-ЛЛв.п.
Величина теплового перепада от политро¬
пического сжатия газа в диффузоре равна:
г2 — г2
Аод= * з 1 . кджікг, (14-1)
2" *о
где сг — выходная скорость на выходе из ра¬
бочих лопаток последней ступени;
сд — скорость газа в выходном сечении
диффузора.
Тепловой напор в диффузоре по адиабате
=	=	(14-2)
где т]д — к. п. Д. диффузора, который при до¬
статочной его длине можно принимать около
70%.
Тепловую потерю в диффузоре определяем
по уравнению
ДЛд = (1 — т;д) Tjro = 1 — Тід 'г 2 Гд-.	(14-3)
Величина тепловой потери с выходной ско¬
ростью равна:
ДНВИ=4- (14’4)
Распределение теплопадений по ступеням
газовой турбины и формирование ее проточной
части значительно проще, чем в паровой тур¬
бине. Во-первых, в газовой турбине отсутст¬
вуют отборы гвза из промежуточных ступе¬
ней, что упрощает распределение теплопаде-
иий по ступеням. Во-вторых, в газовой турби¬
не объемный расход газа через первую сту¬
пень значительно больше, а через последнюю
ступень значительно меньше, чем через соот¬
ветствующие ступени паровой турбины равно¬
великой мощности, что упрощает конструиро-
205

Рис. 14-2. Тепловой процесс газовой турбины в «-диа¬
грамме.
ванне первой я последней ступеней. В-третьих,
при относительно умеренном начальном дав¬
лении газа перед турбиной и давлении за тур¬
биной, близком к атмосферному, располагае¬
мый теплоперепад газовой турбины во много
раз меньше, чем паровой конденсационного
Рдс 14-3 Вспомогательный график зависимости
и ѵ=ір[(1+а)//'о].
типа, и вследствие этого число ступеней у га¬
зовой турбины в несколько раз меньше, чем
у паровой. Наконец, объемный расход газа
при его расширен ин в газовой турбине возрас¬
тает всего в 5—15 раз, что обусловливает от¬
носительно небольшую разницу между высо¬
тами лопаток первой н последней ступеней
в газовой турбине.
Для теплового расчета газовой турбины
должны быть известны ее мощность, ро, to, p-г,
Рт н ₽ (р= 1,1—принимается в качестве при¬
мера) .
На is-диагрвмме для воздуха адиабата
ЛоЛц проведена из точки Ао параллельно лучу
₽=1,1 (рис. 14-2). Из точек ДС1 н Ац про¬
водим горизонтальные линии AqA'q, AztA'zt и
ИІР4'Н до пересечения с лучом р= 1,1. В точ¬
ках А'о, A'zt и А'ц находим соответственно теп¬
лосодержания газа перед направляющими ло¬
патками первой ступени і1о, за рабочими ло¬
патками последней ступени і'г н за выпускным
патрубком
Определяем располагаемые теплопадеция
ив турбину Но—і'о—і'и и на ее проточную
часть Н'о—і'о—i'zt- Принимаем предваритель¬
но Г)оі и находим Ні=Н0т\Оі. Откладывая от
А'о значение до точки A'z> определяем теп¬
лосодержание газа за рабочими лопатками по¬
следней ступени ід и за выпускным патрубком
£ 2 (точки А2 и А'г).
Для распределения те пл опадений по сту¬
пеням турбины рекомендуется построить вспо¬
могательные графики зависимостей
P=fl(l + a)#'o] и ѵ=ф[(1Ч-а)//,о].
Для построения вспомогательных гра¬
фиков (рис. 14-3) па лнннн AqA2 (рис. 14-2)
наносят произвольные точки си, аг, а5, а4...
н т. д. В этих точках определяют давления р
н удельные объемы ѵ. По оси абсцисс 0А2
(рис. 14-3) последовательно откладываются
значения h'u, h"at, h"'o\ «и т. д.» а по осям
ординат Оро и А2ѵг значениях
п іи іѵ ..
Рі » Рі . Рі и v„ ѵ3 и т. д.
Кривые 1 и 2, проведенные через
точки координат, дают зависимости
изменения давления и удельного объ¬
ема В функции ОтЕ/lpj.
Эти графики являются приближен¬
ными, так как они построены для чи¬
стого воздуха без учета продуктов сго¬
рания, что можно допустить при из¬
бытках воздуха а>4.
В газовых турбинах регулирующая
ступень отсутствует, и подвод рабоче¬
го газа к первой ступени из камеры
сгорания осуществляется по полной
окружности, т. е. парилальность пер¬
вой и последующих ступеней е=І.
206

Диаметры первой и второй ступеней тур¬
бины находим по }равнению
d, = . /	Z.	(14-5)
|/ I —р, ла/|Л sin
В этом уравнении расход газа через тур¬
бину Gr -известей, а значения х, <р, pi, It и «і
принимаются по оценке в соответствии с тре¬
бованиями к экономичности и конструкции
турбины. Таким образом, в уравнении (14-5)
остаются неизвестными di и Ѵі. Это уравнение
решается относительно величины dt методом
последовательных приближений. Приняв пред¬
варительно значение dit нужно определить и,
сц и h'oi. Отложив и а графике (рис. 14-3) h'oi
и определив на кривой 2 удельный -объем газа
Оі, по уравнению (14-5) найдем di. Если по¬
лученное значение di не будет равно предва¬
рительно принятому, то следует повторить
расчет во втором или даже в третьем прибли¬
жении. После определения di нужно прове¬
рить отношение <h=djlt. Оно должно быть не
более 10—12 для турбин небольшой и средней
мощности и не более 7—8 для турбнн боль¬
шой мощности.
Рекомендуемые значения <h выработаны
практикой газотурбостроения. Они обеспечива¬
ют небольшие относительные радиальные за¬
зоры, а следовательно, малые тепловые потери
от протечек газа и высокие к. п. д. как от¬
дельных ступеней, так и турбины в целом. Это
особенно важно для ступеней с большой сте¬
пенью реактивности, из которых состоит газо¬
вая турбина.
Определяя dt и задавая ха = и/сп, находим
располагаемый тепловой перепад первой сту¬
пени
Принимая степень реактивности р, опреде¬
ляем располагаемый теплоперепвд направляю¬
щих Л^-=(1— р)й’ и рабочих лопаток h*i2=
==■ ph0 первой ступени.
Диаметр последней ступени подсчитывается
по уравнению
	G^x	_	(|4-5а)
т>44.72 V 4e/70sin«a
где £в — относительная величина потери с вы¬
ходной скоростью; для газовых тур¬
бин принимается в пределах 0,2—
0,3%;
02=90°—принимается по условиям получения
минимальной потери с выходной ско¬
ростью;
% — удельный объем газа за рабочими
лопатками.
Подставляя в уравнение известные величи¬
ны Gr, ѵ2, и принимаемые значения а2 и £в»
замечаем, что d7 зависит от Oz.
Коэффициент О; зависит от объемного рас¬
хода газа, т. е. от мощности турбины; его чис¬
ленное значение можно принимать: фг=4-ь5—
для турбин небольшой и средней мощности;
0г=3,0 ^-3,2 —для турбин большой .мощности.
По уравнению (14-5а) подсчитываем dz и
находим окружную скорость Uz=л«/гн/60.
Для определения теплового перепада иа
ступень примем отношение ха н степень реак¬
тивности нв рабочих лопатках pz. Тогда имеем
тепловой перепвд на ступень hzQ^=^~yt в
соплах Aj, = (l —Pz)Aq и на рабочих лопатках
—Отложив по оси абсцисс (рис. 14-3}
от точек 0 и А3 значения Aj и соответственно
А^ и вычитая их нз (I -}-“)Аі0, получим ДопР,
т. е. располагаемый тепловой перепад, который
нужно распределить иа промежуточные сту¬
пени турбины. Если от деления ДопР на (Л^ -|- hx )
получится целое число 2, 3, 4 и т. д. или близ¬
кие к ним значения, то следует принять соот¬
ветствующее число промежуточных ступеней
и на них распределить тепл опадение А/Опр. При
дробных числах, например 1,6; 2,5 ш т. п.» или
близких к ним значениях нужно внести неко¬
торые изменения в предварительные расчеты
первой н последней ступеней турбины и повто¬
рить распределение теплопадений.
Как только будут распределены теплопаде-
иия на ступени турбины ftJJ, A”1, Aj^ и А^,
что соответствует рассматриваемому примеру
(рис. 14-3), по кривой 1 вспомогательного гра¬
фика определяются давления газа в ступенях
pj11, р]ѵ и рУ (точки 2, 3, 4 и 5), которые
кладутся в основу детального теплового рас¬
чета турбины.
Детальный тепловой расчет проточной ча¬
сти турбины можно выполнять, используя is-
диаграмму (рис. 14-2). При расчете по is-диа¬
грамме необходимо предварительно на отрез¬
ке адиабаты (ДИгі) отложить давления
II Ш IV „ „V
Р\ ’ Р\ ’ Р\ 11 Рі ■
Теплопадеиия при детальном расчете каж¬
дой ступени принимаются в пределах указан¬
ных давлений с учетом, коэффициента р.
Степень реактивности для каждой ступени
принимается в соответствии с конструкцией
турбины.
Тепловой расчет ступеней турбины с опре¬
делением тепловых потерь, к. п. д. и размеров
лопаток производится по методике гл. 3 и 4.
207

Энергия выходной скорости предыдущей
ступени используется в соплах последующей
ступени во всех ступенях турбины, если отсут¬
ствуют разрывы в ее проточной части.
Для детального расчета турбины оконча¬
тельные значения располагаемых тешюпере-
падов с учетом продуктов сгорания (₽=1,1)
для найденных давлений в ступенях будут
равны (рис. 14-2):
1-	я ступень

2-	я ступень .	...
3-	я ступень

4-	я ступень

5-	я ступень

dr .И ,11
=4 —lu
dll -III -HI
='1 —‘и
dV ;ІѴ ;ІѴ
Здесь i" ij”, ijv, if, 4 — теплосодержания га¬
за за рабочими лопатками ступеней с учетом
всех тепловых потерь.
После выполнения детального теплового
расчета ступеней турбины, если теплосодер¬
жание газа за рабочими лопатками -не совпа¬
дает с i'z, следует уточнить расход газа и
внести необходимые изменения в размеры про¬
точной части по уравнению
где /п, /л — выходные высоты направляющих
и рабочих лопаток по данным
Детального расчета турбины;
G* — секундные расходы газа через
направляющие и-рабочие лопат¬
ки при детальном расчете тур¬
бины;
G® . 0я —уточненные расходы газа через
Ож ок
направляющие н рабочие ло¬
патки.
В целях повышения к. п. д. газовых тур¬
бин, особенно большой мощности, при профи¬
лировании лопаток ступеней, как н в паровых
турбинах, широко применяется закрутка. Пре¬
делы закрутки лопаток газовых турбин явля¬
ются более высокими, чем в паровых турби¬
нах, и производятся прн отношении dcpflz^
^12-14.
Одновальная газотурбинная установка мо¬
жет быть построена на относительно неболь¬
шую единичную мощность, так как в ней
срабатывается небольшой тепловой перепад
Уравнение мощности для нее имеет вид:
N. = Gttr0 -■ G. ,	(14-6)
где Сі - - расход газа через тѵрбнну;
GB— расход воздуха, нагнетаемѳго ком¬
прессором;
WT ’ WK — адиабатические тепло перепады в
О ’ кд
турбине и компрессоре;
7]г, -if — относительно внутренний к. п. д.
*Я турбины и адиабатический компрес¬
сора;
механические к. п. д. турбины и
компрессора.
Если положить Gr«GB, то уравнение
(14-6) можно представить в виде
(І4‘6а)
\	Лад <м /
Так как значение по сравнению с Но
современной паровой турбины может оказать¬
ся в 4—6 раз меньше, то для простейших
схем ГТУ предельная полезная мощность на
валу будет относительно невелика. Эта мощ¬
ность в ряде случаев может зависеть не столь¬
ко от пропускной способности рабочих лопа¬
ток последней ступени, сколько от прочности
рабочих лопаток первой ступени, работающих
в области высоких температур.
Единичная полезная мощность ГТУ обыч¬
но повышается за счет применения двух- и
даже трехвальных установок с большими сте¬
пенями сжатия и двух- или трехступенчатого
сгорания.
14-2. ПЕРЕМЕННЫЕ РЕЖИМЫ РАБОТЫ ГТУ
Изменение мощности ГТУ может осущест¬
вляться различными способами. В ГТУ с по¬
стоянным давлением сгорания топлива (ра¬
зомкнутые циклы) основными средствами
обеспечения переменных режимов являются
изменения расходов топлива и газа.
Изменен-не расхода топлива и
газа
В простейшей схеме одновальной ГТУ
е расположением на одном валу турбины,
компрессора и электрического генератора по¬
лезная мощность турбины может регулиро¬
ваться изменением количества топлива, от ко¬
торого при постоянном расходе воздуха зави¬
сит температура рабочих газов; уменьшение
расхода топлива приводит к понижению тем¬
пературы. Понижение температуры рабочих
газов вызывает соответствующее уменьшение
располагаемого теплоперепада на турбину' и
снижение ее мощности.
На рнс. 14-4 показан тепловой процесс
газовой турбины в is-дивграмме прн темпера¬
турах рабочего газа tQ, tt и t't. Из этого
рисунка видно, что с понижением температу¬
ры теплоперепады уменьшаются тем больше,
чем ниже температура: HD2<Hoi<Hb Таким
208

Рис. 14-4. Тепловой процесс газовой турбины яри пере¬
менном режиме работы в is-диаграмме.
а — переменная температура газа перед турбиной; б — перемен¬
ный расход газа через турбину.
образом, уменьшая расход топлива н соответ¬
ственно понижая температуру газа перед тур¬
биной, можно достичь снижения ее мощности
от расчетной (номинальной) величины вплоть
до холостого хода. При этом способе измене¬
ния полезной мощности ГТУ расход газа
через Турбину изменяется незначительно, он
даже несколько увеличивается за счет повы¬
шения производительности компрессора. Та¬
ким образом, при указанном способе измене¬
ния полезной мощности турбины мощность,
необходимая для привода компрессора, прак¬
тически не изменяется по сравнению с мощ¬
ностью, потребляемой им при номинальной
мощности ГТУ. Следовательно, понижение
мощности газовой турбины снижением темпе¬
ратуры газа приводит к сильному понижению
к. п. д. ГТУ.
В простейших схемах ГТУ с разрезным
валом па одном валу смонтирована турбина
и компрессор, а и а другом валу, являющемся
продолжением первого, расположена турбина
и электрический генератор. Турбина для при¬
вода генератора работает с постоянным, а тур¬
бина для привода компрессора с переменным
числом оборотов.
Для такой схемы ГТУ ее полезная мощ¬
ность регулируется числом оборотов компрес¬
сора, что сопровождается изменением расхода
воздуха. Сохранение расчетной температуры
рабочих газов в этом случае осуществляется
за счет изменения расхода топлива. С пони¬
жением числа оборотов компрессора понижа¬
ются его производительность, потребляемая
им мощность и степень сжатия.
Тепловой процесс газовой турбины в is-диа¬
грамме показан на рнс. 14-4,6. В этом случае
с уменьшением расхода газа через турбины
теллоперепады также понижаются. Однако
с понижением полезной мощности ГТУ одно¬
временно понижается мощность, потребляе¬
мая компрессором, что обеспечивает более
стабильный к. п. д. ГТУ н более высокую ее-
экономичность при переменных режимах ра¬
боты.
Для’ газовых турбин при переменных ре¬
жимах их работы практически необходимо
определять давления газа перед соплами пер¬
вой ступени в зависимости от его температуры
и расхода.
Понижение температуры газа
При понижении температуры газа перед
турбиной несколько падвет его давление, ко¬
торое находится из уравнения
А=|/	’	(|4’7)
где Go, Gt— расходы газа через турбину соот¬
ветственно при его расчетной и
пониженной температурах;
Гю, Гі—абсолютные температуры газа
перед соплами турбины соответ¬
ственно прн расчетной и пони¬
женной температурах рабочего
газа;
Рю, Рі— давления газа перед соплами
первой ступени соответственно
при расчетной и пониженной тем¬
пературах газа перед турбиной;
Р2о, Рі — давления за рабочими лопатками
последней ступени соответствен¬
но при расчетной н пониженной
температурах газа перед турби¬
ной.
Для приближенных расчетов, не требую¬
щих большой точности, можно принимать
Gt^Go и pz=p2o, тогда уравнение (14-7) при¬
мет вид:
/?! = }/"(Р?о— /4) + Р*°' О4'8)
Понижение давления газа перед турбиной
приведет к соответствующему понижению дав¬
ления воздуха за компрессором. При постоян¬
ном числе оборотов компрессора в соответст¬
вии с его характеристикой несколько возра¬
стет его производительность, т. е. увеличится
подача воздуха в камеру сгорания. Одновре¬
менно с понижением температуры рабочего
газа уменьшится соответственно расход топ¬
лива в камеру сгорания. .
Имея давление газа перед турбиной рі,
уравнение (14-8) и характеристику компрес¬
сора, т. е. зависимость его производительно¬
сти от давления в линии нагнетания, можно
найти изменение его производительности.
14—769
209

Рис. 14-5. Универсальная диаграмма блока турбина-
компрессор (n=const).
На р*ис. 14-5 приведена универсальная диа¬
грамма, состоящая из характеристик компрес¬
сора (линия 1) н турбины (линии АБ и АБі).
Таким образом, производительность компрес¬
сора при п=const изменяется по линии 1,
а турбины — по линиям АБ и АБі.
При расчетном режиме ГТУ и соответст¬
вующей температуре газа перед турбиной
7іо=Тіо—273°C точка а (см. диаграмму) на¬
ходится и а пересечении характеристик турби¬
ны и компрессора. Следовательно, эта точка
соответствует производительности компрессо¬
ра, равной бок- Тогда б характеризует режим
работы ГТУ при температуре газа перед тур¬
биной, равной /і=Л—273 °C. Из диаграммы
следует, что производительность компрессора
возросла на Л6К.
Возвращаясь к рис. 14-4, следует отметить,
что при понижении температуры газа перед
турбиной его давление не сохраняется по¬
стоянным, а понижается в соответствии с урав¬
нениями (14-8), Следовательно, давления
газа перед турбиной при его температурах h
п t'i будут pi и р'і, а не рю, как это было по¬
казано на рис. 14-5. Срабатываемые теплопе¬
репады на турбине при температурах и дав¬
лениях /1, рі и t'i, р'і будут /7'оі и Н'о2, а не
«Тоі и Но?., где	н
Изменение числа оборотов ком¬
прессора
Изменение числа оборотов компрессора
сопровождается одновременным изменением
расхода воздуха и его степени сжатия.
На рис. 14-6 показана универсальная диа¬
грамма для блока турбина-компрессор при
л=ѵаг для компрессора. Кривая 1 иа диа¬
грамме соответствует характеристике ком¬
прессора при работе его с постоянным рас¬
четным числом оборотов По; кривая 2 являет¬
ся его характеристикой уже для другого чис¬
ла оборотов Пі~ѵаг.
Линии АБ и ЛБі характеризуют режим ра¬
боты турбины, а линии / и 2 являются ха¬
рактеристиками компрессора. Точка а нъ ли-
210
Ряс. 14-6. Универсальная диаграмма блока турбина —
компрессор (л=ѵаг).
нии 1 соответствует расчетным условиям ра¬
боты ГТУ прн давлении рю и температуре /10,
числу оборотов компрессора щ и расчетному
расходу воздуха GoK. Точка б характеризует
режим работы ГТУ при пониженной полезной
мощности, работу компрессора с числом обо¬
ротов Пі<По н расходом воздуха Gte—AGH.
Таким образом, прн переводе работы ком¬
прессора с числа оборотов на щ уменьша¬
ется производительность компрессора и пони¬
жается давление нагнетания (рис. 14-4,6).
Чтобы сохранить расчетную температуру /10
газа перед турбиной при изменении расхода
воздуха, необходимо изменять расход топ¬
лива.
Изменение расхода воздуха через
компрессор
Теория и опыт показывают, что осевые
компрессоры устойчиво работают в относи¬
тельно узких пределах изменения расхода воз¬
духа. С уменьшением расхода воздуха через
компрессор в его проточной части изменяются
условия обтекания лопаток (углы атаки по¬
тока, степени сжатия иа ступенях) и возни¬
кают срывы потока, обратные течения воз¬
духа, что сопровождается сильными периоди¬
ческими ударами. Такне явления срыва потока
в проточной части компрессора приводят к не¬
устойчивой его работе и авариям из-за поло¬
мок лопаток. Неустойчивую работу компрес¬
сора называют помпажом.
Компрессор, работающий с постоянным
числом оборотов, имеет относительно узкую
область устойчивой работы, он может попасть
в помпаж при уменьшении расхода воздуха
на 10—40% расчетного значения.
Компрессор с переменным числом оборо¬
тов допускает более глубокое регулирование
по расходу воздуха, т. е. является более
устойчивым при переменных режимах работы
Для устранения помпажных явлений в ра¬
боте компрессоров на линии нагнетания уста¬
навливают сбросные клапаны, стравливающие
часть воздуха в атмосферу.

14-3. СХЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ ГТУ
Принципиальная схема регулирования од-
новальиой ГТУ с электрическим генерато¬
ром небольшой мощности представлена на
рис. 14-7. Из схемы следует, что расход топ¬
лива, поступающий к форсункам камеры сго¬
рания, регулируется сливом через клапан 4.
При установившемся числе оборотов тур¬
бины поршни сервомоторов 1 и 2 находятся
в некотором вполне определенном положении,
обеспечивая слив импульсного масла через
отводы 9 и 10 п соответствующий подвод
топлива к форсункам при некотором его сли¬
ве через отвод 11. При изменении нагрузки
турбины изменяется число ее оборотов н по¬
ложение регулятора скорости 7. Это приводит
к изменению слива масла через отвод 9 и
давлений в камерах сервомоторов 1 и 2. При
этом изменяются усилия, действующие на
Рис. 14-7. Схема регулирования ГТУ-6 завода «Эконо¬
майзер».
1 — основной сервомотор; 1 — дополнительный сервомотор; 3 —
конус, регулирующий слив масле; 4 — конус, регулирующий
слив топлива; 5 — сильфон; 6—дроссель. 7 — регулятор скоро¬
сти кольцевого типе; 8— топливный насос; 9, 10—слив масла;
//—слив топлива. /2 —подвод рабочего масла; 13 — подвод
Топлина к форсункам.
поршни сервомоторов, происходит их переме¬
щение, что приводит к дополнительному изме¬
нению слива масла через клапан 3 и отвод 10,
а из камеры над поршнем сервомотора 1
к сливу топлива через клапан 4 и отвод 11.
Перемещение поршней сервомоторов 1 и 2
приведет к соответствующему изменению по¬
ступления рабочего масла из маслопровода 12,
давления в камерах иад поршнями изменятся,
и наступит новое установившееся состояние
системы регулирования.
Например, понижение электрической на¬
грузки вызовет повышение числа оборотов
турбины, поршень кольцевого регулятора 7
увеличит слив масла через отвой 9. Давления
масла в камерах над поршнями сервомото¬
ров 1 и 2 понизятся, нарушится равновесное
положение поршней, и последние поднимутся
аверх, увеличивая дополнительно слнв масла
из камеры сервомотора 1 и слив топлива
через клапан 4 и отвод 11. Расход топлива
к форсункам уменьшится, что приведет к со¬
ответствующему понижению температуры ра¬
бочего газа перед турбиной. Перемещение
поршней сервомоторов вверх увеличит поступ¬
ление рабочего масла из маслопровода 12
в камеры 1 и 2, что приведет к новому рав¬
новесному их положению и установившемуся
режиму работы ГТУ с пониженной электриче¬
ской нагрузкой. Конусы 3 и 4 являются эле¬
ментами обратной связи.
Принципиальная схема регулирования
ГТУ с разрезным валом показана на
рис. 14-8. Турбина высокого давления в этой
простейшей схеме ГТУ приводит во вращение
компрессор и рассчитана и а работу с пере¬
менным числом оборотов, в то время как
турбина низкого давления работает с по¬
стоянным числом оборотов, вращая электри¬
ческий генератор. Регулирование электриче¬
ской нагрузки на турбине 2 осуществляется
Рис 14-8. Принципиальная схема регули¬
рования ГТУ с разрезным валом.
/ — газовая турбина высокого давления; 2—типо¬
вая турбина низкого давления; 3—Электрический
генератор; 4 — компрессор; 6 — пусковой электро¬
двигатель; 6—камера сгорания; 7 — регулятор
скорости; В—регулятор соотношения расхода топ¬
лива н воздуко; 9, Ю — дроссельные золотники;
И — сервомотор; 12 — клапан, регулирующий по¬
дачу топлива в камеру сгорания, 13— масляный
насос; 14— редукционный клапан; 15 — масляный
бак.
14*
211

изменением расхода рабочего газа посредст¬
вом изменения подачи топлива и аоздуха в ка¬
меру сгорания 6.
Принцип действия системы регулирования
рассмотрим на примере понижения электри¬
ческой нагрузки. С понижением последней
число оборотов турбины будет расти; грузы
центробежного регулятора 7 поднимутся
вверх, поршень золотника 9 опустится вниз,
что приведет к увеличению слива масла из
маслопровода'системы регулирования н пони¬
жению давления масла в камере сервомото¬
ра 11. Поршень сервомотора переместится
вправо, что приведет к уменьшению подачи
топлива в камеру сгорания, соответственному
понижению температуры рабочих газов н чис¬
ла оборотов компрессора. Поскольку в систе¬
мах регулирования ГТУ число оборотов ком¬
прессора изменяется медленнее, чем число
оборотов турбины, приводящий в работу элек¬
трический генератор, для поддержания по¬
стоянной расчетной температуры рабочих га¬
зов перед турбиной регулирование подачи топ¬
лива уже возлагается на регулятор 8, который
обеспечивает необходимое соотношение меж¬
ду расходом топлива и воздуха, подаваемых
в камеру сгорания.
14-4. КОНСТРУКЦИИ ГАЗОВЫХ ТУРБИН
Как отмечалось выше, основными особен¬
ностями газовых турбин, отличающими нх от
паровых, являются относительно небольшие
располагаемые тепловые перепады и относи¬
тельно умеренное увеличение объемного рас¬
хода газа при его расширении в проточной
части. Поэтому газовая турбина обычно со¬
стоит из небольшого числа ступеней и имеет
умеренное увеличение высот лопаток от пер¬
вой до последней ступени.
Известно, что газовая турбина от разви¬
ваемой ею мощности на валу расходует при¬
мерно от 70 до 80% на привод компрессора.
Поэтому удельный расход газа, отнесенный
к полезной мощности ГТУ, оказывается боль¬
шим.
Поскольку в газовой турбине срабатыва¬
ется небольшой тепловЬй перепад, а началь¬
ное давление перед турбиной является срав¬
нительно небольшим, через проточную часть
турбины проходит большой объемный расход
газа. Перечисленные факторы приводят к то¬
му, что даже в первых ступенях турбины
малой мощности оказывается возможным при¬
менять большие высоты лопаток. Естественно,
что в турбинах малой мощности применение
больших высот лопаток приводит к необхо¬
димости применения небольших диаметров
ступеней.
Для ступеней турбины с малыми диамет¬
рами окружная скорость будет небольшой, и
для принятого оптимального значения (п/са)
тепловой перепад также будет небольшим.
С повышением полезной мощности турби¬
ны и увеличением объемного расхода газа
представляется возможность увеличить как
длину лопаток, так и диаметры ступеней.
При проектировании ГТУ большой мощ¬
ности принимают более высокую степень по¬
вышения давления в компрессоре, что увели¬
чивает степень расширения и тепловой пере¬
пад на турбину. С увеличением диаметров
ступеней и сохранением оптимальных отноше¬
ний (и/са) турбину большой мощности также
оказывается возможным спроектировать с от¬
носительно небольшим числом ступеней.
Турбина завода «Экономайзер»
На рис. 14-9 показан продольный разрез
газовой турбины н компрессора завода «Эко¬
номайзер». Турбина предназначена для приво¬
да электрического генератора полезной мощ¬
ностью 300 кет. Турбина — одноступенчатая,
рассчитана на работу с температурой рабочих
газов 750°C. На одном валу с турбиной рас¬
положен осевой компрессор, повышающий
давление воздуха в 3,25 раза. В ГТУ преду¬
смотрен регенератор со степенью регенера¬
ции 0,5.
Коэффициенты полезного действия турби¬
ны и компрессора соответственно равны: »]т=
=т)к=0,80. Установка малоэкономична — ме¬
ханические потери в ней достигают 20% по¬
лезной мощности, эффективный к. п. д. равен
14,5%, расчетный расход воздуха составіяет
5,1 кгісек.
Турбина ГТУ-600-1,5 НЗЛ
На рис. 14-10 (вкладка) см. продольный
разрез турбины и компрессора ГТУ предна¬
значена для привода электрического генерато¬
ра мощностью 1 500 кет и рассчитана на на¬
чальные параметры газа /о=600 °C и ро=
=4,4 бар и имеет п=5 000 об}мин.
Особенности конструкции турбины видны
из чертежа. В передней части ротора к’лаби¬
ринтовым уплотнениям подводится воздух
с давлением, несколько превышающим давле¬
ние рабочего газа за направляющими лопат¬
ками первой ступени.
Передача крутящего момента от вала тур¬
бины к валу генератора осуществляется через
зубчатую муфту.
Принципиальная схема регулирования,
масл©снабжения и защиты ГТУ показана
на рис. 14-11. Процесс регулирования мощно¬
сти турбины производится регулированием
212

23D0
Рис. 14-9. Газотурбинвая установка мощностью 300 кат завода «Экономайзер».
подачи топлива к форсунке 21. Гидродинами¬
ческим регулятором скорости является глав¬
ный масляный насос 2, приводимый во вра¬
щение от вала турбины через зубчатую пере¬
дачу. Измеиеиие чисел оборотов турбины
приводит к изменению производительности
насоса 2 и давления масла за ним. Дроссель¬
ный клапан 4, установленный на одной ветвн
нагнетательной линии от насоса 2, поддержи¬
вает после себя почти постоянное давление
масла. Редукционный клапан 3 перепускает
часть масла в систему смазки подшипников.
Верхняя полость регулятора давления 5 сое¬
динена с нагнетательной линией насоса через
два дросселя 4 и 16, что обеспечивает по¬
стоянство давления масла в этой полости.
Нижняя полость регулятора 5 соединена с им¬
пульсной линией насоса 2. Таким образом,
изменение числа оборотов насоса 2 приводит
к изменению давления масла в нижней по¬
лости регулятора давления 5. Последний сое¬
динен с поршнем золотника 6, который питает
маслом поворотный сервомотор 19 и 20. По¬
следний осуществляет регулирование подачи
топлива в камеру сгорания через форсун¬
ку 21. Кулачок 7 и букса 8 осуществляют
обратную связь.
В системе регулирования предусмотрено
приспособление 9 для принудительного изме¬
нения числа оборотов турбины вручную илн со
щита управления, необходимое для установ¬
ления рабочего числа оборотов.
Для обеспечения надежной работы ГТУ
предусмотрена автоматическая защита турби¬
ны. При сбросе электрической нагрузки регу¬
лятор давления 5 воздействует на регулиро¬
вание подачи топлива к форсунке 21, на
систему управления обводным клапаном 23
213

Рис. 14-11. Принципиальная схема регулирования маслоснабжения и зашиты турбины ГТУ-600-1.5 НЗЛ.
масляный бак; 2— главный масляный зубчатый насос, 3—редукционный клапан; 4— дроссельный клапан, 5 —регулятор
давления, 6 — золотник регулятора давления. 7—кулачок обратной связи; 8— золотниковая букса, 9 — приспособление для
изменения числа оборотов, 1G — предельный регулятор скорости; И— астатический выключатель, /2 — сервомотор запорного кла¬
пана на мазутопроводе 13—предельный регулятор температуры: И— приспособление для подачи топлива; /5 —пусковой масля¬
ной насос. 16— дроссель; /7— полость астатического регулятора; 18— золотник пускового устройства; 19—поршень усилителя;
20— поворотный усилитель; 21— форсунка для подачи топливе в камеру сгорания; 22—золотник предельного регулятора темпе¬
ратуры. 23 — обводной клапан. 24— волотннк обводлого клапана.
посредством золотинка 24. Обводной кла¬
пан 23 открывается только при открытии верх¬
него окна в золотнике 6* перепускающего и а
слив масло из-под поршня управления золот¬
ником 24. Открытие обводного клапана соот¬
ветствует моменту сброса электрической на¬
грузки, когда перемещение поршня регулято¬
ра давления 5 приведет к открытию верхнего
окна в золотнике 6.
В случае повышения числа оборотов тур¬
бины до предельно допустимого значения пре¬
дельный регулятор скорости 10 с астатиче¬
ским выключателем II воздействует на серво¬
мотор 12 запорного клапана на топливном
трубопроводе, регулятор давления 5 — иа за¬
порный орган иа самой форсунке. Система
защиты турбины выполнена так, что вместе
с запорным клапаном на топливном турбо¬
проводе одновременно закрывается запорный
клапан на форсунке и открывается перепуск¬
ной клапан 23. Для предохранения турбин от
недопустимой высокой температуры рабочих
газов предусмотрен предельный регулятор
температуры /5, который выключает подачу
214
топлива в камеру сгорания в случаях дости¬
жения предельной температуры.
Турбина ГТУ-700-4-2 НЗЛ
Газотурбинный агрегат предназначается
для энергопоездов и рассчитан и а следующие
параметры:
Температура газа перед турбиной	 700	°C
Номинальная электрическая мощность при
температуре наружного воздуха -}-]5°C 4 000 кет
Степень сжатия в компрессоре	 5
Расход воздуха	  149	т/ѵ
Расход топлива (при теплотворной способ¬
ности 41 300 кдме кг)	 1,82 т ч
Скорость вращения ротора главного агрега¬
та 	 3	000 об 'мин
В зимнее время при низких температурах
наружного воздуха турбина может развивать
мощность до 6000 кет.
На рис. 14-12 показан продольный разрез
главной турбины, иа котором указаны: кор-’
пус высокого давления турбины /, корпус
низкого давления турбины І, валоповоротное

ГТУ-700-4-2 НЗЛ.
2 —корпус вкэкого давления турбины; 5 — валоповоротное устройство с элек-
регулнровання агрегата: 6 — перепускной патрубок газа из ЧВД
Рис. 14-12. Продольный разрез газовой турбины
/ — корпус высокого дввчения турбины;
тропрнводом: 4 — воздушный компрессор; 5 — блок снстеиы
и ЧНД газовой турбины.
устройство 3, напорная часть воздушного ком¬
прессора 4. Рабочий газ в турбину поступает
с торца корпуса высокого давления, к фланцу
которого примыкает фланец камеры сгорания
(на рисунке не показан). Рабочий газ прохо¬
дит через два ряда рабочих лопаток и по
обводному патрубку 6 поступает в проточную
часть второго цилиндра, а из последнего — на
выпуск.
Проточная часть газ.овой турбины состоит
из двух цилиндров, в которых расположены
роторы ЧВД н ЧНД. В ЧВД имеются две
стѵпенн, в ЧНД —четыре.
Ротор компрессора цельнокованый, бара¬
банного типа. Ротор компрессора с ротором
генератора соединены зубчатой муфтой.
Агрегат размещается на железнодорожной
подвижной платформе н работает без регене¬
рации. Электрический к. п. д. установки со¬
ставляет 19,2%.
НЗЛ строит газовые турбины более высо¬
кой мощности на температуру рабочих газов
750 °C. Газовые турбины НЗЛ мощностью от
БООО до 7000 кет находят широкое применение
для перекачки природного газа. Кроме того,
НЗЛ строит газовые турбины полезной мощ¬
ностью 12 000 кет, которые находят широкое
применение в различных областях промыш¬
ленности в СССР и за границей. Для перекач¬
ки природного газа в основном используются
турбины мощностью от 7000 до 10 000 кет.
В настоящее время начато строительство
нагнетателей для перекачки природного газа
мощностью 16 000 кет.
Турбина ПУ-700-5 НЗЛ
На рис. 14-13 дан продольный разрез тур¬
бины ГТУ-700-5 (акладка) с постоянным
давлением сгорания топлива п с регенерацией
тепла уходящих газов. ГТУ предназначена
для работы на газоперекачивающих станциях
магистральных газопроводов. Турбинный агре¬
гат выполнен с «разрезным валом».
Турбина высокого давления 2 приводит
в работу осевой компрессор 1 с расчетным
числом оборотов 5000 в минуту. Турбина низ¬
кого давления 3 приводит в работу нагнета¬
тель газа через зубчатый редуктор. Расчет¬
ное число оборотов турбины 3 составляет
5500 об!мин. Диапазон регулирования ее чис¬
ла оборотов может изменяться в пределах от
3800 до 5750 об!мин.
Проточная часть турбины 2 состоит из
двух ступеней, а турбины 3 —из одной сту¬
пени.
Степень повышения давления в компрес¬
соре составляет 3,9, а температура рабочих
газов перед турбиной 700°C. Мощность на
муфте газового нагнетателя при температуре
наружного воздуха -Г 15 °C и давлении
'760 мм рт. ст. не менее 4250 кет.
Топливом для турбины является природный
газ, используемый непосредственно из маги¬
стральных газопроводов.
При использовании природного газа с теп¬
лотворной способностью 40 000 кджікг расход
топлива на турбину составит 1,34 т/ч.
Коэффициент полезного действия установки
при номинальной мощности и расчетных пара¬
метрах газа 25%.
Направляющие и рабочие лопатки турбины
высокого давления изготовлены из аустенит¬
ной стали ЭИ-726, а лопатки турбины низкого
давления — из стали перлитного класса
15Х12ВМФ (ЭИ-952).
215

Рис. 14-14 Схема масляного уплотнения конца валв наг¬
нетателя
/, 2 —масляные винтовые насосы; 3 — газоотделитель: 4 — по¬
плавковая камера; в—кольцо; б — регулятор перепада давле¬
ний; 7 —гидроаккумулятор; 8 — шариковый обратный клапан;
9 — газовый нагнетвтель; 10 —отсасывающий инжектор; Н —
автоматический клашан; 12 — маслоохладитель.
Для устранения протечек газа по валу нз
нагнетателя в машинный зал применена спе¬
циальная система масляного уплотнения с ав¬
томатическим регулированием. К уплотнитель¬
ной втулке подводится масло под давлением
на 10—30 н!смг больше, чем давление в на¬
гнетателе. Так как уплотнительная втулка од¬
новременно является и опорным подшипником
нагнетателя, то это же масло используется для
смазки шейки вала.
Схема масляного уплотнения нагнетателя
показана на рис. 14-14. К опорному подшип¬
нику нагнетателя 9, который является элемен¬
том уплотнения вала, подается масло нз мас¬
ляного бака насосами 1 или 2. Маслоохлади¬
тель 12 предназначен для охлаждения масла,
поступающего из масляного бака к иасосам.
Регулятор перепада давлений 6 предназначен
для автоматического поддержания постоянной
разности давлений между маслом и газом за
счет сброса части масла в масляный бак.
В опорном подшипнике масло разветвляет¬
ся и а два потока: левый поступает в корпус
подшипника и отводится из него в масляный
бак, правый —в уплотнительную камеру на¬
гнетателя. Из последней масло самотеком по¬
ступает в поплавковую камеру 4 и по мере ее
заполненіи я отводится в газоотделитель 3.
Масло в уплотнительной камере нагнета¬
теля растворяет в себе значительное количест¬
во природного газа. Такое масло направлять
в масляный бак нельзя, так как растворив¬
шийся в ием газ будет выделяться в машин¬
ный зал. Масло, поступающее в газоотдели¬
тель 3, соединенный трубой с атмосферой, по¬
зволяет отводить выделяющиеся газы в атмо¬
сферу.
Из газоотдел'ителя масло через гидроза¬
твор отводится в масляный бак.
В аварийных случаях при выходе из строя
масляных насосов I и 2 масло к опорному
подшипнику подводится из гндроаккумулятора
7 (резервного бака), находящегося под давле¬
нием газа в уплотнительной камере и распо¬
ложенного над нагнетателем на высоте 2—Зж.
Резервный бак имеет объем масла, необходи¬
мый для уплотнения вала и смазки опорного
подшипника в течение не менее 10 лшн, кото¬
рые достаточны для отключения нагнетателя
от газопровода, сброса оставшегося в нагне¬
тателе газа в атмосферу и выбега ротора.
Турбина ГТУ-25-700 ПМЗ
Турбина предназначена для привода элек¬
трического генератора мощностью 25000 кет.
Схематический продольный разрез ГТУ пока¬
зан на рис. 14-15 (вкладка).
Основные расчетные данные по турбине при
температуре наружного воздуха 17°C: номи¬
нальная мощность 25000 кет, число оборотов
3000 обімин, температура газа перед турбиной
700°C, степень регенерации 80%, к. п. д. 28%,
расход воздуха через установку 190 кгісек.
В качестве топлива в ГТУ используется при¬
родный газ.
'Турбина состоит из семи ступеней давле¬
ния. Ротор турбины изготовлен из перлитной
стали. Рабочие лопатки закрученного типа и
переменного по высоте профиля закрепляются
непосредственно на валу. Ротор охлаждается
продувкой воздуха через зазоры между хво¬
стовиками лопаток и гребнями ротора. Корпус
турбины охлаждается также продувкой воз¬
духа между наружной частью и установлен¬
ным внутри корпуса экраном.
Наружный корпус турбины изготовлен ив
перлитной стали, он имеет сферическую фор¬
му, что придает ему большую жесткость и
прочность при небольшой толщине стенкн.
Внутренняя газовпускиая часть корпуса изго¬
товлена из тонколистовой аустенитной стали.
Компрессоры — осевые, низкого и высокого
давлений, девятиступеичатые. Роторы компрес¬
соров соединены гибкой муфтой, а ротор
компрессора высокого давления с ротором тур¬
бины соединен полугибкой муфтой. Компрес¬
сор низкого давления имеет самостоятельный
комбинированный опорно-упорный подшипник.
Осевое усилие на роторе компрессора вы¬
сокого давления имеет направление, противо-
216

Рис 14-16 Схема ГТУ-25-700 ЛМЗ
1—электрический генератор; 2 и 4— компрессоры низкого и
высокого давлений; 3 — воздухоохладитель; 6 — регенератор:
6 —Турбина; 7 —камера сгорания.
положное потоку воздуха, а на роторе турби¬
ны'— в направлении потока газа, что снижает
суммарное осевое усилие, которое восприни¬
мается комбинированным опорно-упорным
подшипником в передней части ротора тур¬
бины.
В турбине предусмотрена отдача тепла для
целей теплофикации в количестве до 126Гдж/ч.
Схема ГТУ-25-7О0 (рис. 14-16) свидетель¬
ствует о простоте, внешний вид (рис. 14-17)—
о компактности установки в целом.
Турбина ГТУ-100-750-2 ЛМЗ
Газовые турбины мощностью 100 Мет при
начальной температуре газов 750°C (рис. 14-18,
вкладка) выпускаются ЛМЗ. Турбины пред¬
назначаются для снятия пиков электриче¬
ских нагрузок, т. е. для работы при перемен¬
ном режиме. К. п. д. при номинальной нагруз¬
ке составляет 28%, что вполне удовлетворяет
требованиям экономичности.
ГТУ является двухвальным агрегатом. Тур¬
бина высокого давления жестко соединена
с компрессором высокого давления и является
обособленным валом агрегата. Турбина низ¬
кого давления представляет единый блок
с компрессором низкого давления и генерато¬
ром.
Компрессорная часть ротора высокого дав¬
ления выполнена в виде барабана, турбин¬
ка— состоит из трех соединенных между со¬
бой дисков и концевых частей.
Турбина высокого давления имеет три сту¬
пени, а компрессор і— тринадцать. Первые две
ступени турбины изготовлены из жаропрочно¬
го сплава на никелевой основе, третья ступень
из аустенитной стали/ Диски роторов обеих
турбин изготовляются из жаропрочной нержа¬
веющей стали.
Роторы турбин высокого и низкого давле¬
ний, а также их направляющие аппараты име¬
ют воздушное охлаждение.
ГТУ рассчитана для работы на газообраз¬
ном и жидком топливе: природный газ, соля-
роаое масло, газотурбинный малосериистый
дистиллят и малосериистый мазут.
Пуск ГТУ осуществляется от специальной
пусковой турбины, вращающей через редуктор
с расцепиым устройством вал компрессора вы¬
сокого давления. Отключение пусковой турби¬
ны автоматическое. Продолжительность пуска
ГТУ от холодного состояния до номинальной
мощности 45 мин.
Техническая характеристика ГТУ приведе¬
на в табл. 14-1.
Турбина ГТУ-50-800 ХТГЗ
Двухзальная ГТУ предназначается для
привода электрического генератора мощно¬
стью 50 Мет. ГТУ имеет трн ступени сжа¬
тия и две ступени расширения. Основные рас¬
четные данные ГТУ приводятся на схеме
(рис. 14-19).
Турбинный агрегат блока высокого давле¬
ния состоит из двухступенчатой турбины и
двух компрессоров 14 и 15. Агрегат низкого
давления имеет четырехступенчатую турбину,
компрессор среднего давления и электриче-
кий генератор.
Рис 14-17 Внешний вид ГТУ-25-700 ЛМЗ.
217

Рис. 14-19. Схема ГТУ-50-800 ХТГЗ.
/ — возбудитель пускового двигатели: 2 и /2 — редукторы; 3 —
электрический гэиератор; *. 14 и /5—компрессоры среднего,
низкого и высокого давления; Б и J6—турбины низкого н вы¬
сокого давления; 6 и // — подогреватели сетевой воды; 7 и 8 —
воздухоохладители низкого и высокого давления; 5 и /0 —ка¬
меры сгорания низкого н высокого давления; II — пусковой дви¬
гатель; 13 — разъединительная муфта.
Таблица 14-1
Техническая характеристика ГТ-100-750-2
Наименование
Величина
Мощность иа зажимах генератора, Мет
100
Температура наружного воздуха. “С . . .
+5
Температура газов перед турбиной, °C:
750
высокого давления

низкого давления

750
Скорость вращения вала, об/лшн'.
турбины высокого давления	■»
4 100
турбины низкого давления

3 000
Степень сжатия в компрессоре:
высокого давления

6,3
низкого давления

4,25
Расход охлаждающей воды на воздухоохлв-
1
дитель. л’/«і	 ....
2000
Температура охлаждающей воды °C, . .
15
28
Основные элементы конструкций турбин и
компрессоров показаны на рис. 14-20 п 14-21
(вкладки).
Ротор турбины высокого давления консоль¬
ного типа, состоит из двух несущих рабочие
лопатки дисков и промежуточного диска, яв¬
ляющегося связующим звеном.
Ротор турбины низкого давления состоит
гіз цельнокованого вала, выполненного заод¬
но с диском последней ступени, и трех наса¬
женных на этот вал дисков.
Рабочие лопатки ротора высокого давления
’ и первых двух ступеней ротора низкого давле¬
ния изготовлены из высокопрочного сплава на
никелевой основе. Лопатки двух последних
ступеней ротора низкого давления изготовле¬
ны пз сплава, содержащего до 35% никеля.
Рабочие лопатки всех ступеней обеих тур¬
бин выполнены переменного профиля для
обеспечения высокого к. п. д.
Диски и вал ротора низкого давления изго¬
товлены из перлитной стали марки ЭИ 415.
В турбинах предусмотрено интенсивное воз¬
душное охлаждение почти всех нагруженных
деталей корпусов и роторов, работающих в об¬
ласти высоких температур. Воздух для охлаж¬
дения роторов подводится в камеры лабирин¬
товых уплотнений, откуда через монтажные
зазоры попадает к торцовым поверхностям ло¬
паток, к ободам дисков п к другим горячим
деталям турбины.
В качестве топлива используется природ¬
ный газ. Температура рабочих газов перед
турбиной высокого давления 800 °C, а перед
турбиной низкого давления 770°C. Степень ре¬
генерации 75%; расчетная тем пехтура воз¬
духа на входе в компрессор 20 °C.
Коэффициент полезного действия установ¬
ки на зажимах генератора при номинальной
мощности и расчетных параметрах составляет
33,5%'.
В подогревателе сетевой воды в зависимо¬
сти от режима работы ГТУ можно получить
для потребителей тепла до 240 Гджіч (при
работе без регенерации) и до 100 Гджіч (при
работе с регенерацией).

ПРИЛОЖЕНИЯ
ПРИЛОЖЕНИЕ 1
ОСНОВНЫЕ ТИПЫ СТАЦИОНАРНЫХ ПАРОВЫХ ТУРБИН ДЛЯ ПРИВОДА ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ ГЕНЕРАТОРОВ,
ВЫПУСКАЕМЫХ ЗАВОДАМИ СССР СОГЛАСНО ГОСТ 3618-69
Примеры условных обозначений вновь проектируемых
турбин
1.	Конденсационная тѵрбняа без регулируемых от¬
боров пара мощностью 200 Мат с начальными давле¬
нием 130 кгс/см2 н температурой 565 °C:
Турбина паровая К-200 130
2.	Конденсационная турбина с производственным
отбором пара мощностью 6 Мат с начальными давле¬
нием 35 кгсІслА и температурой 435 °C и давлением в ре¬
гулируемом отборе 5 кгеіем-.
Турбина паровая П-6-35/5
3	Конденсационная турбина с теплофикационным
отбором пара номинальной и максимальной мощностью
50 Мет и 60 Мет с начальными давлением 130 кгеіелі*
и температурой 565°C.
Турбина паровая Т-50/60-130
4. Конденсационная турбина с двумя регулируе¬
мыми отборами пара с давлениями в производствен¬
ном отборе 7 кгс/см* и теплофикационном отборе
0.9 кгсісм* и мощностями номинальной 50 Мет и мак¬
симальной 60 Мет с начальным давлением 130 кгс}смг
и температурой 565е:
Турбина парован ПТ-60/60-130/7.
Типы турбин и номинальные значения их основных
параметров должны соответствовать указанным
в табл П-1.
Таблица П-1
Стационарные паровые турбины для привода электрических генераторов (ГОСТ 3616-69)
Типы турбин
Обозначение типораз¬
меров турбин
Мощность, кѳт
Номинальные значения пареметроз
I
і
о
Z
I
«
3?
I
Абсолютное давление,
к.’с/ен»
Температура, ®С
Температура пара пос¬
ле промежуточного
перегрева, °C
Абсолютное давление
1 пира за тур'лной (про¬
тии о давления), кгс/см*
Величина огбора, т/ч
(предельное отклове-
ине ±10%)
А^олютпое давление
пара а отборе, кгс/слР
Температура питатель¬
ной воды после реге¬
неративного подогре¬
ва, "С (предельное от¬
клонение ±10 ’С)
Температура охлаж-
дающей воды, °C
К—конденсацію и-
ные без регулиру¬
емых отборов пара
(К-4-35)
(К-6-35)
(К-12-35)
4 000
6 000
12 000
4 0Г0
6000
12 000
35
435
-
—
—
—
145
20
(К-50-90)
(К-100-90)
50 000
100 000
55 000
110000
90
535
-
-
-
—
215
10
(К-160-130)
(К-200-130)
160 000
200000
165 000
210 000
130
565
565
—
—
—
230
12
К-ЗС0-240
К-500-240
К-800-240
300 000
500 000
500000
800 000
800000
-
240
565
540
560
540
565
560*
565
540
—
—
. —
270
270;240
270
270;240
П—кои деиса цио и-
иые с производст¬
венным регулируе¬
мым отбором пара
(П-2,5-35/5)
(П-4-35/5)
П-6-35/5
2 500
4 000
6 000
2 750
4 400
6 600
35
435
-
—
18
25
40
5
145
219

«
*
	.	—

>	1
Продолжение табл. П-1'
Типы TJp'lHH
О5означенме типораз¬
меров турЗнн
Мощность, кет
Номинальные значения параметров
К
I
1
I
1
■в
X
Абсолютное давление,
нес/см*
о
і
8.
Е
г
ш
Температура пара пос¬
ле промежуточного
перегрева, °C
Абсолютное дзвлвде
пара за турбиной (про¬
та водя зления), хесісм*
Величина отбора, т/ч,
(предельное отклоие
ние ±10%)
Абсолютное даалеше
пара в отборе, «ге/еж»
Температура питатель¬
ной воды после реге¬
неративного подогрева,
°C (предельяое откло¬
нение ±10 °C)
Температура охлаж¬
дающей ооды, °C
	-J*
T—конденсацион¬
ные с теплофикаци¬
онным регулируе¬
мым отбором пара
(Т-6-35)
(Т-25/ 30-90)
(Т-50/60-130)
(Т-100/120-130)
(Т-250/300-240)
6 000
25 000
50 000
100 000
250000
6 600
30 000
60000
120 000
300000
35
90
130
240
435
535
565
560
565
30
90
180
310
590
1.2
0,9
145
215
230
270
1J
20
X J
ПТ—конденсаци-
оняые с двумя ре-
гуднруемымн отбо¬
рами пара произ¬
водственным н теп¬
лофикационным
ПТ-12/15-35/10
ПТ-12/15-90/10
12 000
12 000
15 000
15 000
35
436
40
50
25
35
1.2
10
1.2
10
145
1 I
1 ]
ПТ-25/30-90/10
ПТ-60/75-90/13
25 000
60 000
30 000
75 000
90
535
50
70
115
165
1.2
10
1.2
13
215
*1
ПТ-50/60-130/7
ПТ-60/60-130/15
ПТ-60/75-130/13
ПТ-135/165-130/13
50 000
50000
60 000
135 000
60 000
60000
75 000
165 000
130
565
•
75
120
85-
115*
100
140
210
320
0,9
7
0.9
15
1.2
13
0,9
15
230
< I
20
V 1
Р—протквода в ле-
нием без регулиру¬
емых отборов пара
•
(Р-2,5-35/3)
(Р-2,5-35/3)
Р-4-35/1.2
Р-4-35/3
Р-4-35/5
Р-4-35/10
Р-4-35/15
Р-5-35/1,2
Р-6-35/3
Р-6-35/5
Р-6-ЗБ/10
Р-12-35/1,2
Р-12-35/5
Р-12-90/7
Р-12-90/13
(Р-12-90/18)
(P-12-90/3I)
(Р-25-90/18)
Р-40-130/31
Р-50-130/13
Р-100-130/15
2 600
4 000
6000
12 000
12 000
25 000
40000
50 000
100 000
2 750
4 400
4400
4 300
4 400
4 400
6 600
6 600
6400
6600
13 300
12 800
12800
12 800
12 800
12 300
30 000
43000
60000
107 000
35
90
130
436
535
565
3
5
1,2-
3
5
10
15
1,2
3
5
10
1,2
5
7
13
18
31
18
31
13
15
♦ 1
1
1
I
V
ПР—противодав¬
лением ■ с произ¬
водственным регу¬
лируемым отбором
пара
220
ПР-6-35/5/1,2
ПР-6-36/10/1.2
ПР-6-35/І0/5
ПР-6-35/15/5
ПР-12-35/15/5
ПР-12-90/15/7
ПР-25/30-90/10/0,9
6 000
12 000
12 000
25000
6 600
15 000
15 000
30 000
35
90
435
535
1.2
1.2
5
5
5
7
0,9
40
50
50
50
80
75
65
5
10
10
15
15
15
10
(

ПРИЛОЖЕНИЕ 2
ЕДИНИЦЫ ИЗМЕРЕНИЯ
В приложений 2 приведены основные единицы систе¬
мы СИ; единицы, временно допускаемые к применению;
соотношения между единицами системы МКГСС н тепло¬
выми единицами, основанными на калории и единицами
системы СИ; кратные н дольные единицы измерения.
Единицы физических величин Международной
системы (СИ)
Наименование величины
Единица измерения
Обозначение
Основные единицы
Длина
Масса
Время
Сила электрического тока
Термодинамическая тем¬
пература
Сила света
Дополнительные единиц
Плоский угол
Телесный угол
Производные единицы
Единицы пространс
Площадь
Объем, вместимость
Скорость
Ускорение
Частота
Частота вращения
Угловая частота
Угловое ускорение
Мехвннче
Плотность
Момент инерции
(динамический момент
инерции)
• Секунда в минус первой
имя. при которой за время 1 с со
Ста. сила тяжести (вес)
Давление (на пряжение
механическое)
Работа, энергия
Мощность
Динамическая вязкость
Кинематическая вязкость
Тепловые единицы
Количество теп поты, тер¬
модинамический потен¬
циал (внутренняя энер¬
гия, энтальпия)
Удельное количество теп¬
лоты
Теплоемкость системы
метр
килограмм
секунда
ампер
кельвин
кандела
ы
радиан
стерадиан
тва и времени
квадратный метр
кубический метр
метр в секунду
метр на секунду
в квадрате
герц
секунда в минус
первой степени*
радиан в секунду
радиан на секунду
в квадрате
кне единицы
килограмм на куби¬
ческий метр
килограмм-метр
в квадрате
теіенн — частота равноче]
вершается один оЗорот те
НЬЮТОН
паскаль*
джоуль
ватт
паскаль-секунда
квадратный метр
на секунду
джоуль
джоуль на кило¬
грамм
джоуль на кельвин
М
кг
с
А
К
КД
рад
ср
м3
м*
м/с
м/с»
Гц
с-1
рад'с
рад/с»
кг/м3
кг-м3
кого вр заде¬
ла.
н
Па
Дж
Вт
Па-с
м’/с
Дж
Дж/кг
Дж/К
Наименование величины
Единице измерения
Обозначение
Энтропия системы
джоуль на кельвин
Дж/К
Удепьная теплоемкость
джоуль на кн.пог-
рамм-кельвнн
Дж/(кгХ
ХК)
Тепловой поток
ватт
Вт
• Паскаль — давление, виз
ределеяной по поверхности плоад
лвиемое силой 1 Н, равнс
ДЫО I Я*.
мерно расп-
Поверхностная плотность
теплового потока
ватт иа квадрат¬
ный метр
Вт/м*
Коэффициент теплообме¬
на (теплоотдачи). Ко¬
эффициент теплопере¬
дачи
ватт на квадрат¬
ный метр-кел ь-
внн
Вт/(м’-К)
Темпера туропроводность
квадратный метр
на секунду
'м»/С
Температурный градиент
кельвин на метр
К м
Единицы, допускаемые к применению
наравне с единицами СИ
Масса: ц. т
Время: мин, ч, нед., мес., год, век
Термодинамическая температура: °C (градус Цель¬
сия).— 273, 15К
Площадь: га (гектар)
Объем, вместимость: л (литр)
Скорость: км/ч
Частота вращения: об/с, об/мин
Работа, энергия, кВт-ч
Количество электричества: А-ч
Единицы, временно допускаемые к применению
(Срок изъятии единиц нз применения I января
1975 г.) Сила, сила тяжести (вес): кгс=9,8І Н; гс=
=9.81 ■ ІО-3 Н; тс=9,8і • ІО3 Н
Давление: кгс/см2=9,81 • ІО4 Па; мм вод. ст =
=9,81 Па; мм рт. ст.= 133,3 Па; бар = 10s Па; кгс/мм2=
= 9,71 НО» Па
Работа, энергия; кгс-м; электромагнитная энергия:
Вт - ч.
Мощность: кгс • м/с, л. с.
Количество теплоты, термодинамический потенциал.
Кал. ккал
Удельное количество теплоты, удельный термодина¬
мический потенциал: кал/г; ккал/кг
Теплоемкость системы: кал/°С; ккал/°С
Удельная теплоемкость: кал/(г-°С); ккал/(кгс-*С)
Тепловой поток: кал/с; ккал/ч
. Поверхностная плотность теплового потока:
кал/(с-см»); ккал/(ч-м»)
Теплопроводность:	кал/(с-см-°C); ккал/(ч-м • *С)
Соотношения между единицами системы МКГСС
и тепловыми единицами, основанными на калории.
и единицами системы СИ
Соотношения между еди¬
ницами системы
МКГСС и тепловыми,
основанными на кало¬
рии, и единицами СИ
Единицы массы
1 кгс-секг/м= 9,81 кг
Единицы силы
1 кгс = 9.81 Н
Соотношения междѵ едини¬
цами системы СИ и еди¬
ницами системы МКГСС и
тепловыми, основанными
иа калории
1 кг = 0,102 кгс-сек’/м
1 Н = 0.102 кгс
221

Единицы давления
I кгс, см* — 735,6 мм рт.
ст. = \ атм. техн.=
=0,9678 атм
фнзич. = 0,981 бар =
= 98066,5 Па
1,033 кгс/СМя — 760 мм
рт. ст. — 1 атм. фи-
знч-ч = 1.013 бар =
=1,01-10* Па
1 мм рт. ст. = 13,6 мм
вод. ст-— I 33-Ю-’
бар = 133,3 Па
1 мм вод- с/л. = 10-*
кгс/сж1 2 3 4 = 9,81 Па
1 ласкать (па) — I Нм* —
— 0,987-ІО-8 атм. фи-
зич. — 1,02-10'8 атм.
теки = ІО-8 бар = 7,5 X
ХЮ-1 мм рт. ст.=
= 0, 102 мм вод. ст.
1 бар = 10! Пг = 0,987 атм.
физич . = 1,02 кгс, см5 6 =
= 1,02 атм- техн. = 750
мм рт. ст.
•	Приложение 2
Удельная теплоемкость, удельная
энтропия
1 ккал (кг-°С) = 4 190	[ 1 Дж/(кг-К) = 0,239-10-’
Дж/(кг-К)	I ккал, (кг-сС)
Тепловой поток
1 кал с«/с = 4.19 Вт;	II Вт = 0,239 кал с = 0,86
1 тл7ч —1,163 Вт	J ккал.'ч
Поверхностная плотность теплового
поток а
1 кі.г (см*-сек) = 41 900
Вт ма
Іккіл (жа-ч)= 1,16Вт/м*
Теплопроводность
1 кал/(сек-см-°С} = 4\9	1 Вт/(м-К) = 0,239-10-«
Вт'(м-К)	кал'(с-см-°C) = 0,86
1 ккал/( ч - м • °C) = 1, Гб ккал (ч-ы-оС)
Вт/(м-К)
1 Вт/м* = 0,239-10-*
кал,'(см* ■ с) =0,86 ккалДм* • ч)
Единицы динамической, ві
I кгс.сек/м? = 9.81
кг (м-сек) =9,81 Н-с м»
Единицы работы и энср,
1 кгс-л = 9,8і Дж
1 квт-ч = 3,6- 10е Дж
1 л. с-ч = 2,648-10* Дж
Единицы мощности
1 кгс-м/сек —9,81 Вт
1 с. = 735,6 Вт
Теп левые единицы
Количество теплоті
1 кал =4,19 Дж
1 ккал — 4 190 Дж
1 квт-ч — 3,6- 10е Дж
Удельное колнчест
1 К;іл,г= 4,19 Дж'г
1 ккал/кг = 4 190 Дж кг
Теплоемкость снсті
1 кк-2л/°С= 4 190 Дж К
1 Н-с/ма=І кг(м-с) =
= 0,102 кгс-с'м*
I Дж = 0,102кгс-м = 0,38Х
ХЮ-в л. с-ч = 2,78-10-’
кВт-ч
1 Вт = 0,102 кгс-м'с=1,36Х
XI0_* л. с.=0.86ккал'Ч
1 Дж = 0.239 кал = 2,33 X
ХЮ-* ккач
1 кВт-ч = 860 ккал
іо теплоты
1 Дж г = 0,239 катхт
1 Джукг = 0,239 ккал, кг
М ы
1 Дж/К =0,239-10- * кка =і/°С
Кратные и дольные единицы измерения
Кратность в дельность
Наиме.юзанне
Сокращенное обозначе¬
ние
приставки
Русскими
бу к нами
Чатннскими
или гречес¬
кими
буквами
1 000 000 000 000=1013
тера
Т
т
1 000 000 000=10»
гига
р
р
1 000 000=10»
мега
м
м
1 000=10»
кило.
к
к
100=10*
(гекто)*
г
h
10=10'
(дека)*
да
da
0,1=10-’
(Деци)*
д
d
0,01 = 10-*
(санти)*
с
с
0,001 = 10-»
милли
м
m
* Дтя кратных и допыіых единиц широкого распространения —
гегетар, декалитр, дециметр, сантиметр	.
р-
0.000001=10“» I микро
1 МІІ 1
0,000000001=10-* нано
н
п
0,000000000001 = 10-18 Пико
1 л 1
р
СПИСОК РЕКОМЕНДУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Арсеньев Л. В. н др. Паровые н газовые турби¬
ны, Атлас конструкций. М. «Машиностроение», 1970.
2.	Дейч М. Е. Техническая газодинамика. М.—Л.,
Госэнергонздат, 1981.
3.	Кириллов И. И. ГазоЬые турбины и газотурбин¬
ные установки, ч. 1 и II. М., Машпіз. 1956.
4.	Кирсанов И. Н. Конденсационные устройства
паровых турбин. М., «Энергия», 1965.
5.	Шляхин П. Н. Паровые н газовые турбины. М.,
«Энергия;-’, 1966.
6.	Шляхин П. Н„ Бершадский М. Л. Краткий спра¬
вочник по паротурбинным установкам. М, «Энергия»,
1970.	*
7.	Шу бенко-Шубин Л. А. и др. Прочность паровых
турбин. М., Машгнз. 1973.
8.	Шу бен ко-Шубин Л. А. Особенности конструкций
новейших паровых турбин большой мощности М.—Л..
Госэнергонздат, 1962.
9.	Щегляев А. В. Паровые турбина. М„ «Энергия»,
1967.	т
10.	Щегляев А. В„ Смельинцкий С. Г. Регулирова¬
ние паровых турбин. М.—Л., Госэнергонздат, 1982.