Паровые турбины. Теория теплового процесса и конструкции турбин - Щегляев А.В.

Author: Щегляев А.В.

Tags: тепловые двигатели в целом получение, распределение и использование пара паровые машины паровые котлы машиностроение теплоэнергетика электростанции паровые турбины турбомашины

Year: 1976

Similar

Паровые и газоновые турбины

Паровые и газовые турбины. Учебник для техникумов

Паровые турбины и паротурбинные установки

Режимы мощных паротурбинных установок

Text

А. В. ЩЕГЛЯЕВ
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
ТЕОРИЯ ТЕПЛОВОГО ПРОЦЕССА И КОНСТРУКЦИИ ТУРБИН
Допущено Министерством высшего и среднего специального образования СССР в качестве учебника для студентов энергомашиностроительных и теплоэнергетических специальностей высших учебных заведений
Издание пятое, дополненное и подготовленное к печати проф. Б. М. ТРОЯНОВСКИМ

ЭНЕРГИЯ» МОСКВА 1976
6П2.23
Щ 33
УДК 621.165(075.8)
Щегляев А. В.
щ 33 Паровые турбины (теория теплового процесса и конструкции турбин). Учебник для студентов энергомашиностроительных и теплоэнергетических специальностей вузов. Изд. 5-е, доп. и подгот. к печати проф. Б. М. Трояновским. М., «Энергия», 1976.
368 с. с ил.
В книге рассматриваются теория теплового процесса и конструкции стационарных паровых турбин, главным образом турбин, применяемых на Электростанциях, работающих на органическом и ядерном топливе.
Значительное внимание уделено переменным режимам работы турбин; даны методы расчета и проектирования элементов турбин, в том числе всей проточной части турбины. Четвертое издание учебника вышло в 1967 году. Добавления в новое издание относятся к турбинам атомных электростанций, новым вопросам переменных режимов, профилированию турбинных решеток, ступеням большой веерности. Рассмотрены теплофикационные турбины со ступенчатым отбором пара; расширены главы с описанием конструкций новых и модернизированных турбин.
Книга предназначена в качестве учебника для политехнических и энергетических вузов и факультетов. Она также может оказаться полезной работникам турбостроительных заводов и электростанций.
30303-064 , .
Щ 051(01J-76 7"75 6П2.23
© Издательство «Энергия», 1976.
Андрей Владимирович Щегляев доктор техн, наук, член-корр. АН СССР, профессор Московского ордена Ленина энергетического института (1902—1970)
ИЗ ПРЕДИСЛОВИЯ К 4-МУ ИЗДАНИЮ
Основой этого учебника является курс лекций, который читается студентам теплоэнергетического и энергомашиностроительного факультетов ^Московского ордена Ленина энергетического института.
В учебнике освещается лишь часть программы курса, а именно вопросы общей теории теплового процесса конденсационной паровой турбины, теория переменного режима турбины и особенности расчета турбин, предназначенных для комбинированной выработки тепла и электрической энергии. Параллельно с изложением расчета теплового процесса турбины приводится описание конструкций современных паровых турбин, а также их отдельных элементов.
Расчет деталей турбин на прочность, рассмотрение процессов регулирования и специальных типов турбин не вошли в предлагаемый учебник, хотя эти вопросы и освещаются в лекциях. Пособием по механическим расчетам является книга профессора Г.С.Жи-рнцкого «Конструкции и расчет на прочность деталей паровых турбин», по регулированию— книга А. В. Щегляева и С. Г. Смельницкого «Регулирование паровых турбин».
Для того чтобы создать современную высокоэкономичную турбинную установку, необходимо решить две самостоятельные задачи: выбрать достаточно рациональный и экономичный термодинамический цикл; обеспечить высокий к. п. д. самой турбины и вспомогательных устройств. Нельзя рассматривать эти направления развития современных турбинных установок оторванно друг от друга. Поэтому в гл. 1 сжато разбираются тепловые циклы турбинной установки, влияние параметров процесса на экономичность теплового цикла, дается анализ экономических выгод, которые возникают при комбинированной вырабопсе тепла и электрической энергии. Наряду с этим приводится классификация к. п. д. турбин. Кроме того, гл. 1 содержит перечень основных типов паровых турбин и, в частности, турбин, выпускаемых отечественными заводами.
В последующих главах: даны основы общей теории истечения. При этом рассматриваются не только процессы истечения в неподвижных соплах и сопловых решетках, но и законы преобразования энергии в рабочей решетке турбинной ступени. При этом дается обзор экспериментальных данных о работе турбин
ных решеток, причем одновременно приводится классификация возникающих потерь.
В течение последних лет в Советском Союзе разными организациями накоплен значительный экспериментальный материал, характеризующий работу турбинной ступени. В книге приводятся преимущественно данные экспериментов, проведенных в лаборатории кафедры МЭИ. Ряд ценных работ других организаций не мог быть подробно перечислен из-за ограниченного объема учебника. Сведения о некоторых работах содержатся в прилагаемом перечне литературы.
Вопросы изменения теплового процесса турбины и ее отдельных ступеней при изменениях нагрузки имеют большое значение как для инженеров, работающих в области эксплуатации паровых турбин, так и для инженеров-конструкторов. Эти вопросы излагаются в соответствующих главах, где даются анализ условий работы единичной ступени при нерасчетном режиме, распределение давлений и тепловых перепадов в группе ступеней, рассматривается переменный режим при различных способах парораспределения. Теория теплового процесса дополняется несколькими примерами расчетов турбин при переменном режиме.
Курс паровых турбин, читаемый в Московском энергетическом институте и послуживший основой предлагаемого учебника, формировался в течение многих лет. В основе этого курса лежат работы проф. Г. С. Жирицкого и написанный под его редакцией коллективный труд «Паровые турбины».
При переработке курса для четвертого издания были широко использованы экспериментальные и литературные работы коллектива кафедры паровых и газовых турбин МЭИ, в частности работы М. Е. Дейча, Г. С. Самойловича, Б. М. Трояновского.
При написании курса и его переработке для четвертого издания автор учел ряд ценных советов профессора Всесоюзного теплотехнического института Я- М. Рубинштейна, которому приносит сердечную благодарность.
Наконец, автор выражает большую признательность коллективам турбинных заводов, которые предоставили для опубликования чертежи и материалы, относящиеся к новым конструкциям отечественных турбин.
А. В. ЩЕГЛЯЕВ
4
ПРЕДИСЛОВИЕ К 5-МУ ИЗДАНИЮ
В 1967 г. вышло четвертое издание учебника А. В. Щегляева «Паровые турбины». Влияние этой книги на подготовку инженерных кадров для нашей энергетики и энергомашиностроения исключительно велико. Тысячи студентов изучали и изучают паровые турбины по этому учебнику, им широко пользуются работники конструкторских бюро и исследовательских отделов турбинных заводов, электростанций, наладочных организаций. Учебник стал настольной книгой для каждого, в той или иной степени занимающегося паровыми турбинами.
Особенность книги А. В. Щегляева — глубоко и методически продуманная система изложения материала, базирующаяся на многолетнем педагогическом опыте автора, среди учеников которого имеются ведущие работники нашей промышленности и науки, в том числе главные конструкторы турбостроительных заводов, руководители электрических станций и энергетических систем. Важнейшим достоинством книги является изложение материала в свете задач современной энергетики и энергомашиностроения, с которыми автор был тесно связан и на развитие которых он оказывал существенное влияние.
Каждое новое издание книги в значительной мере перерабатывалось А. В. Щегляевым. При этом вносились изменения соответственно новым задачам, стоящим перед турбостроением, учитывались последние разработки турбинных заводов и научных организаций. Большую помощь в работе над книгой, особенно при подготовке 3-го и 4-го изданий, ему оказывали преподаватели кафедры паровых и газовых турбин ?АЭИ, которой он руководил 35 лет. Коллектив кафедры своими успехами в первую очередь обязан Андрею Владимировичу, создавшему в МЭИ научно-педагогическую школу турбинистов.
В 1969 г. А. В. Щегляев начал готовить новое издание учебника, обсуждая с сотрудниками кафедры намечавшиеся изменения и дополнения, стремясь в первую очередь расширить материал, связанный с развитием атомной энергетики, повышением требований по переменному режиму и маневренности турбин, исследованиями в области аэродинамики проточных частей. Опыт преподавания, обновление учебных планов вузов требовали также некоторой методической переработки ряда раз
делов, главным образом посвященных турбинным решеткам и ступеням большой веер-ности.
Осуществить свои намерения по переработке учебника Андрей Владимирович не успел.
Кафедра паровых и газовых турбин МЭИ поручила мне подготовить новое, пятое издание в соответствии с намерениями А. В. Щегляева. Эта работа проводилась под контролем всего коллектива кафедры, оказавшего большую помощь в написании книги и детально обсуждавшего ее рукопись.
В предлагаемое читателям пятое издание внесены следующие добавления и изменения. Рассмотрены вопросы, связанные с турбинами атомных электростанций: им полностью или в большой мере посвящены § 1-6, 2-7, 4-5, 5-3, 6-5, 9-4. Существенно расширена глава о переменном режиме работы турбины, главным образом основного ее элемента — ступени (§ 7-1, 7-2, 7-4), представлен материал по регулированию мощности скользящим давлением (§ 7-8). Рассмотрены, хотя и кратко, патрубки турбин, клапаны (§ 5-5), радиальноосевые ступени (§ 3-7). Написан новый §9-1— некоторые общие принципы конструирования турбин, который предваряет рассмотрение примеров конструктивного выполнения агрегатов, добавлен материал по конструкциям и характеристикам новых турбин, как отечественных, так и зарубежных. В специальном § 10-5 разбираются особенности турбин с двумя отопительными отборами, выпускаемых УТМЗ. В отличие от предыдущих изданий некоторое место в книге отведено турбинам, работающим с переменной частотой вращения, в том числе турбинам для привода питательных насосов (§ 7-5 и 11-3). Параллельно с тепловыми расчетами и профилированием лопаток даю гея оценки прочности, без чего нельзя проектировать ступени и турбину в целом, хотя подробно расчеты прочности и вибрации изложены в других книгах.
Переработке, главным образом методической, а также в соответствии с последними данными подверглись главы, посвященные решеткам .и ступеням, в том числе практически заново написаны § 2-5, 3-4 и 3-5.
Естественно, что добавление новых параграфов и новых сведений потребовало сокращения части материала 4-го издания. Это сокращение коснулось тех вопросов, которые
5
сегодня не представляют интереса для крупного энергетического турбостроения (гидравлические и угольные уплотнения, ступени Ки-наст, частично ступени скорости), а также вопросов, относящихся к другим курсам и достаточно полно освещенных в литературе (установки для экспериментального исследования, схемы регулирования, эксплуатация).
В то же время, следуя традиции предыдущих изданий, оставлены некоторые вопросы экономичности всей паротурбинной установки (§ 1-3, 1-4, 1-5) и общие вопросы теории истечения (в частности, практически без изменений § 2-1). Заново рассчитано большинство примеров (§ 4-3 и 6-6; примеры в § 3-3, 3-4). Добавлено приложение — упрощенные аэродинамические и геометрические характеристики лопаточных профилей, необходимые для расчета ступеней и турбин.
Список литературы включает только те книги и статьи, которые необходимы читателю для получения более глубокой и обширной информации по отдельным вопросам. В отличие от монографий в учебнике, чтобы не загромождать книгу и не затруднять для студента ее изучение, как правило, отсутствуют ссылки приоритетного характера, которые в большинстве случаев можно найти в книгах, упомянутых в списке литературы.
Книга предназначается для студентов энергомашиностроительных и энергетических факультетов при изучении курсов «Паровые турбины», «Паровые и газовые турбины», «Турбины для атомных электростанций», «Турбинные установки», «Тепловые и атомные электростанции» и др., при выполнении курсовых и дипломных проектов и может использоваться широким кругом инженеров, занимающихся проектированием, изготовлением, монтажом, эксплуатацией, ремонтом и наладкой паровых турбин тепловых и атомных электростанций, а также научными работниками и аспирантами.
Редактор выражает благодарность профессорам М. Е. Дейчу, А. Г. Костюку, Г. С. Самойловичу, Г. А. Филиппову, доцентам В. И. Абрамову, А. Е. Зарянкину, В. В. Фролову, старшему научному сотруднику Е. В. Майорскому и особенно доцентам IT. Г. ^Морозову и А. Е. Булкину.
Редактор признателен проф. Я. И. Шнеэ, сделавшему много ценных замечаний при рецензировании книги. Также следует отметить большой вклад сотрудников турбинных заводов, которые предоставили чертежи и материалы, относящиеся к новым и модернизированным конструкциям турбин.
Б. М. Трояновский
ГЛАВА ПЕРВАЯ
ТЕПЛОВЫЕ ЦИКЛЫ ТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
1-1. КРАТКИЙ ИСТОРИЧЕСКИЙ ОБЗОР РАЗВИТИЯ ТУРБИН
Современная энергетика основывается на централизованной выработке электроэнергии. Устанавливаемые на электрических станциях генераторы электрического тока в подавляющем большинстве имеют привод от турбин. Доля электроэнергии, производимой в нашей стране тепловыми электростанциями, где почти всегда применяются паровые турбины, составляет 83—85%. Аналогичное соотношение характерно и для большинства других стран.
Таким образом, паровая турбина является основным типом двигателя на современной -тепловой электростанции, в том числе на атомной. Паровая турбина получила также широкое распространение в качестве двигателя для кораблей военного и гражданского флота. Паровые турбины используются, кроме того, для привода различных машин — насосов, газодувок и др.
Паровая турбина, обладая большой быстроходностью, отличается сравнительно малыми размерами и массой и может быть построена на очень большую мощность (миллион киловатт и более), вместе с тем паровая турбина достигает высокой экономичности и имеет высокий к. п. д.
Создание паровой турбины, как и всякое новое крупное изобретение, нельзя приписать -творчеству отдельного лица. В течение XIX в. различными изобретателями было выдвинуто много предложений для преобразования тепловой энергии в механическую с использованием скоростного напора вытекающей струи пара. Имеются сведения о том, что уже в 30-х годах прошлого столетия в отдельных установках применялись паровые турбины, конструктивно похожие на сегнерово колесо, т. е. использующие реактивное усилие вытекающей струи пара.
Наибольший сдвиг в конструктивном 'Оформлении паровой турбины и дальнейшем се развитии наметился в конце прошлого столетия, когда в Швеции Густав Лаваль и в Англии Чарльз Парсонс независимо друг от друга стали работать над созданием и усовер
шенствованием паровой турбины. Достигнутые ими результаты позволили паровой турбине со временем стать основным типом двигателя для привода генераторов электрического тока и получить широкое применение в качестве судового двигателя. В турбине Лаваля, созданной в 1883 г., пар поступает в одно или несколько сопл, приобретает в них значительную скорость и направляется на рабочие лопатки, расположенные на ободе диска, сидящего на валу турбины (рис. 1-1). Усилия, вызванные поворотом струи пара в каналах рабочей решетки, вращают диск и связанный с ним вал турбины. Отличительной особенностью этой турбины является то, что расширение пара в соплах от начального до конечного давления происходит в одной ступени, что обусловливает очень высокие скорости потока пара. Преобразование кинетической энергии пара в механическую осуществляется без дальнейшего расширения пара лишь вследствие изменения направления потока в лопаточных каналах.
Турбины, построенные по этому принципу, т. е. турбины, в которых весь процесс расширения пара и связанного с ним ускорения парового потока происходит в неподвижных соплах, получили название активных турбин.
При разработке активных одноступенчатых турбин был решен ряд сложных вопросов, что
Рис. 1-1. Диск и подвод пара в активной одноступенчатой турбине Лаваля.
7
имело чрезвычайно большое значение для дальнейшего развития паровых турбин. Были применены расширяющиеся сопла, называемые теперь соплами Лаваля, которые позволяют эффективно использовать большую степень расширения пара и достигнуть высоких скоростей истечения парового потока. Для своих турбин Лаваль разработал конструкцию диска равного сопротивления, допускающего работу с большими окружными скоростями (350 м/с). Наконец, одноступенчатые активные турбины имели частоту вращения (до 640 с-1), намного большую, чем в распространенных в то время машинах. Это привело к изобретению гибкого вала, частота свободных колебаний которого меньше частоты возмущающих усилий при работе турбины.
Несмотря на ряд новых конструктивных решений, использованных в одноступенчатых активных турбинах, экономичность их была невысока. Кроме того, необходимость применения редукторной передачи для снижения частоты вращения ведущего вала до уровня частоты вращения приводимой машины также тормозила в то время развитие одноступенчатых турбин и в особенности увеличение их мощности. Поэтому одноступенчатые турбины Лаваля, получив в начале развития турбостроения значительное распространение в качестве агрегатов небольшой мощности (до 500 кВт), в дальнейшем уступили место другим типам турбин.
Паровая турбина, предложенная в 1884 г. Парсонсом, существенно отличается от турбины Лаваля. Расширение пара в ней производится не в одной сопловой группе, а в ряде следующих друг за другом ступеней, каждая
из которых состоит из неподвижных сопловых и вращающихся рабочих лопаток (рис. 1-2). Сопловые лопатки закреплены в неподвиж-
ном корпусе турбины, рабочие лопатки рас-
Рис. 1-2. Многоступенчатая реактивная турбина.
/ — корпус; 2—барабан; 3—подшипник; 4 — сопловые лопатки одной из ступеней; 5 — рабочие лопатки одной из ступеней.
полагаются рядами на барабане. В каждой ступени такой турбины срабатывается перепад давления, составляющий лишь небольшую долю полного перепада между начальным давлением пара и давлением пара, покидающего турбину. Таким образом, оказалось возможным работать с небольшими скоростями парового потока в каждой ступени и с меньшими, чем в турбине Лаваля, окружными скоростями рабочих лопаток. Кроме того, расширение пара в ступенях турбины Парсонса происходит как в сопловой, так и в рабочей решетке. Поэтому на рабочие лопатки передаются усилия не только вследствие изменения направления потока пара, но и благодаря ускорению пара в пределах рабочей решетки,, вызывающему реактивное усилие.
Ступени турбины, в которых расширение-пара и связанное с ним ускорение парового потока происходят примерно одинаково в каналах сопловых и рабочих лопаток, получили, название реактивных ступеней. Таким образом, показанная на рис. 1-2 турбина явилась типичным представителем многоступенчатых реактивных паровых турбин.
Принцип последовательного включения ступеней, в каждой из которых используется, лишь часть располагаемого теплового перепада, оказался очень плодотворным для последующего развития паровых турбин и позволил достигнуть в турбине высокой ЭКОНОМИЧНОСТИ: при умеренной частоте вращения ротора турбины, допускающей непосредственное соединение вала турбины с ротором генератора электрического тока. Этот же принцип дал возможность выполнять турбины очень большой мощности, достигающей сотен тысяч ки
ловатт в одном агрегате.
Развитие активных паровых турбин пошло также по пути последовательного расширения
пара не в одной, а в ряде ступеней, располо-
женных друг за другом- В этих турбинах диски, укрепленные на общем валу, разделены перегородками, получившими название диафрагм, в которых расположены неподвижные сопловые лопатки (см., например, рис. 1-4).. В каждой из построенных таким образом ступеней происходит расширение пара в пределах части общего располагаемого теплопе-репада. В рабочих решетках происходит обычно лишь преобразование кинетической энергии парового потока без дополнительного расширения пара в каналах рабочих лопаток.
В настоящее время по характеру процесса расширения па-
8
Рис. 1-3. Схематический чертеж радиальной турбины встречного вращения (Юнгстрем).
2— диски турбины; 3 — паропроводы свежего пара; 4, 5 — валы турбины; 6, 7 — лопатки промежуточных ступеней; 8 — корпус.
ра и преобразования энергии разница между ступенями активного и реактивного типа частично сгладилась, однако осталась значительная разница в конструктивном оформлении ступеней (см. § 4-6).
Наряду с осевыми турбинами, в которых пар движется в направлении оси вала турбины, были созданы конструкции радиальных турбин, в которых пар течет в плоскости, перпендикулярной оси турбины Из последних наиболее интересной является радиальная турбина, предложенная в 1912 г. в Швеции братьями Юнгстрем. Принципиальная схема этой турбины показана на рис. 1-3.
На боковых поверхностях дисков 1 и 2 кольцами постепенно возрастающего диаметра располагаются лопатки реактивных ступеней. Пар в турбину подводится по трубам 3 и далее через отверстия в дисках 1 и 2 направляется к центральной камере. Отсюда он течет к периферии через каналы лопаток 6 и 7, укрепленных на обоих дисках.
В отличие от обычной конструкции в турбине Юнгстрем не г неподвижных сопловых лопаток. Оба диска вращаются во встречных направлениях, так что мощность, развиваемая турбиной, должна передаваться валами 4 и 5. Принцип встречного вращения роторов позволяет выполнить турбину очень компактной и экономичной. Однако необходимость в двух генераторах, сложная конструкция и большие напряжения в лопатках ограничили применение этих турбин.
С начала 90-х годов прошлого столетия развитие паровых турбин идет исключительно быстрым темпом. Это развитие в значительной степени определялось таким же быстрым параллельным развитием электрических машин
и широким внедрением электрической энергии в промышленность.
В развитии паротурбостроения можно отметить несколько этапов, которые сказались-на конструкции турбин.
В период до войны 1914 г. уровень знаний о работе металлов при высоких температурах был недостаточен для применения пара высоких давлений и температуры. Поэтому паровые турбины строились преимущественно для работы паром умеренного давления (1,2— 1,6 хЧПа) с температурой до 350°C.
В 1915 г. мощность отдельных турбин достигла уже 20 МВт. В послевоенный период,, начиная с 1918—1919 гг., продолжает сохраняться тенденция к повышению мощности.
Одновременно с конструктивными усовершенствованиями турбин умеренного давления (на 2—3 МПа) в период с 1920 по 1940 г. стали распространяться более экономичные установки высокого давления, достигающего-12—17 МПа. Применение пара высоких параметров, существенно повышающее экономичность турбинной установки, потребовало новых решений при конструировании паровых турбин. Значительные успехи были достигнуты в использовании легированных сталей, имеющих достаточно высокий предел текучести и малые скорости ползучести при температурах 500—550 °C.
Наряду с развитием конденсационных турбин уже в начале этого столетия начинают применяться установки для комбинированной выработки электрической энергии и тепла, которые потребовали создания турбин с противодавлением и промежуточным регулируемым отбором пара. Первая турбина с регулированием давления отбираемого пара была построена в 1907 г.
Условия капиталистического хозяйства препятствуют, однако, использованию всех преимуществ комбинированной выработки тепла и электрической энергии. В самом деле, емкость теплового потребления в капиталистических странах в большинстве случаев ограничивается предприятием, на котором устанавливается турбина. Поэтому турбины,, допускающие использование тепла отработавшего пара, в этих странах обычно изготовляются небольшой мощности. Характерно, что наиболее крупные серийные турбины с отбором пара (100 и 250 МВт) построены в Советском Союзе, так как плановое развитие народного хозяйства создает благоприятные условия для комбинированной выработки тепла и электрической энергии.
По мере увеличения мощностей целесообразным явилось и повышение начальных параметров пара, которые выбирались от 9 до 25 и, наконец, 35 хМПа, при этом повышались
9'
также и начальные температуры, которые составили от 500 до 580°С, а в отдельных случаях до 650°С. Широко стал применяться промежуточный перегрев пара. Следует иметь в виду, что при температурах, превышающих 565°С, приходится применять очень дорогие и менее изученные стали аустенитного класса. Это привело к тому, что в последнее время наблюдается некоторое отступление в область температур, исключающих необходимость использования аустенитных сталей, т. е. температур на уровне 540°С.
Развитие ядерной энергетики потребовало создания паровых турбин, приспособленных к специфическим особенностям атомных станций (АЭС) с реакторами различного типа. Главным образом эти отличия касались начальных параметров пара.
В настоящее время по вводимым вновь и проектируемым агрегатам для АЭС с газоохлаждаемыми реакторами и реакторами па быстрых нейтронах выявилась тенденция к сближению параметров пара с современными станциями на органическом топливе (16 МПа, 535'С и промежуточный перегрев до 535°С). Эти турбины мощностью до 800 МВт почти не отличаются от аналогичных машин обычных станций. На АЭС с водоохлаждаемыми реакторами, как правило, устанавливаются турбины насыщенного пара с начальным давлением 4—7 МПа; некоторые из таких машин проектируются с небольшим начальным перегревом пара.
В России первые паровые турбины начали выпускать с 1907 г. на Металлическом заводе (ныне Ленинградский металлический завод). До Великой Октябрьской социалистической революции завод строил энергетические, а также судовые паровые турбины небольшой мощности.
Развитие советской энергетики, осуществляемое в соответствии с Ленинским планом ГОЭЛРО и последующими пятилетними планами развития народного хозяйства Советского Союза, потребовало расширение турбостроительной промышленности. В стране была организована мощная база для изготовления паровых турбин, построены новые заводы.
Первоначально изготовление стационарных паровых турбин было сосредоточено на ЛМЗ, который в 1924 г. выпустил первую советскую паровую турбину мощностью 2 МВт. С 1930 г. ЛМЗ начал изготовлять турбины мощностью 24 и 50 МВт. Турбина 24 МВт при 50 с-1 была рассчитана на давление 2,55 МПа и температуру 375°С. Турбина 50 МВт при 25 с-1 имела параметры пара 2,85 МПа (29 кгс/см2) и 400°С. Эти параметры были приняты в качестве типовых для стационарных турбин большой мощности. Организация серийного произ
водства паровых турбин указанных типов позволила заводу уже в течение второй пятилетки выпустить паровые турбины на значительную суммарную мощность.
По мере накопления опыта ЛМЗ постепенно отходит от первоначальных лицензионных конструкций и разрабатывает новые оригинальные типы паровых турбин большой мощности.
Учитывая значительные экономические преимущества, которые имеет комбинированная выработка тепла и электрической энергии, завод проектирует теплофикационные турбины, т. е. турбины, в которых часть отработавшего пара отводится из промежуточной ступени для целей отопления или промышленного использования.
В 1933 г. ЛМЗ выпустил оригинальную паровую турбину с промежуточным отбором пара для отопительных целей. Мощность турбины составляла 25 МВт. Турбины этого типа были в свое время наиболее крупными в мире среди рассчитанных на комбинированную выработку тепловой и электрической энергии и получили большое распространение па наших теплоэлектроцентралях (ТЭЦ). Позднее ЛМЗ разработал оригинальные конструкции турбин с отбором пара для промышленных потребителей мощностью 25 и 50 МВт.
Отказавшись от ранее выпускавшихся типов конденсационных паровых турбин, ЛМЗ начал разрабатывать быстроходные конденсационные турбины большой мощности. Такими турбинами были выпущенные в 1937 г. однокорпусная турбина 50 МВт и двухкорпусная турбина 100 МВт при 50 с_{. Столь мощные быстроходные турбины до этого не встречались в практике мирового турбостроения.
В то время как на ЛМЗ было сосредоточено изготовление крупных паровых турбин, небольшие турбины, начиная с 1931 г., выпускались Кировским заводом в Ленинграде. Здесь изготовлялись турбины мощностью до 12 МВт.
Производство небольших турбин с 1937 г. организуется также на Невском заводе им. В. И. Ленина (ПЗЛ). Использовав опыт Кировского завода, Невский завод выпускает конденсационные турбины и турбины с промежуточным отбором пара мощностью до 6 МВт, а также турбинные приводы для эксгаустеров и воздуходувок.
В 1934 г. было закончено строительство турбинного завода в Харькове (ХТГЗ). Этот завод до войны выпускал конденсационные турбины 50 и 100 МВт при п = 25 с-1. Опыт эксплуатации турбин ХТГЗ показал их надежность и экономичность.
Перед самой войной в г. Свердловске был построен новый турбомоторный завод (ныне УТМЗ им. К. Е. Ворошилова).
10
Следует отметить, что уже в 1933 г. наша энергетика полностью отказалась от импорта турбинного оборудования, и строительство электрических станций и систем целиком базировалось на турбинах отечественного производства.
Выпуск паровых турбин в первые годы Великой Отечественной войны был почти полностью прекращен. Тем не менее конструкторские коллективы заводов продолжали работу над созданием новых типов паровых турбин, которые должны были прийти на смену довоенным конструкциям.
Бюро паровых турбин ЛМЗ в годы войны разработало новую серию турбин высокого давления, в которой турбины мощностью 25 и 50 МВт при 50 с-1 выполнялись одноцилиндровыми и лишь турбины 100 МВт при той же частоте вращения строились двухцилиндровыми. Первая турбина этой серии мощностью 100 МВт была пущена в 1946 г.
Коллектив конструкторов ХТГЗ в военные годы также разработал проект серии турбин высокого давления, которые должны были прийти па смену ранее выпускавшимся конструкциям, в том числе предвключенную турбину мощностью 25 МВт, рассчитанную на начальное давление 8,8 МПа, температуру 500 °C и конечное давление 3 МПа. Эта турбина предназначалась для модернизации довоенных станций путем их надстройки.
После Великой Отечественной войны турбинные заводы немедленно начали выпускать новые, более совершенные агрегаты.
В качестве стандартных параметров пара, подлежащих широкому внедрению на тепловых электрических станциях, были приняты начальное давление 8,8 МПа (90 кгс/см2) и начальная температура 480°С, причем по мере накопления опыта построения паровых турбин, работающих паром высоких параметров, температура была поднята до 500—535°С. Переход на эти параметры значительно повысил экономичность выработки электроэнергии.
В 1951 г. коллектив конструкторов ЛМЗ разработал конденсационную паровую турбину мощностью 150 МВт при 50 с-1. Эта турбина, выпущенная заводом в 1952 г., оказалась первой европейской турбиной такого типа и мощности. Она рассчитана на начальное давление 16,6 МПа при температуре 550°С и работает с промежуточным перегревом пара до 520°С. Позже завод выпустил еще три турбины такого типа, но уже на начальную температуру 580°С.
Для повышения экономичности паротурбинных станций было решено перейти к широкому внедрению начальных параметров пара 12,8 МПа (130 кгс/см2) при температуре 565°С. Конденсационные турбинные установ
ки должны выполняться с промежуточным перегревом до 565°С и устанавливаться в блоке с одним или двумя парогенераторами. Одновременно многие турбины более ранних типов были подвергнуты реконструкции с целью повышения их экономичности и надежности. Начиная с 1957 г. начали строиться конденсационные турбины ЛМЗ мощностью 100 МВт на 8,8 МПа, 535°С и 200 МВт на 12,8 МПа, 565°С с промежуточным перегревом до 565°С. Кроме того, ЛМЗ выпустил турбины с двумя промежуточными отборами пара мощностью 50 МВт. ХТГЗ изготовил турбины мощностью 100 (на 8,8 МПа) и 160 МВт (на 12,8 МПа с промежуточным перегревом).
Турбины ЛМЗ мощностью 200 МВт установлены в очень большом числе на наших и зарубежных электростанциях. Переход на массовый выпуск турбин 160 и 200 МВт с начальным давлением пара 12.8 МПа, удельный расход тепла которых на 8—9% ниже, чем у турбин высокого давления (на 8,8 МПа, 500°С и без промперегрева), позволил заметно улучшить показатели наших электростанций.
Следующий этап развития турбостроения характеризуется выпуском турбин на сверхкритические параметры пара. Эго в первую очередь турбины ХТГЗ и ЛМЗ мощностью 300 МВт, которые были созданы в 1960 г. и рассчитаны на начальные параметры пара 23,5 МПа (240 кгс/см2) и 560°С с промежуточным перегревом до 565°С. В настоящее время на электростанциях установлено более ста таких турбин. Турбины сверхкритических параметров пара работают с частотой вращения п=50 с-1. В 1965 г. выпущены турбины па сверхкритические параметры пара — двухвальный агрегат ЛМЗ мощностью 800 МВт и одновальная турбина ХТГЗ мощностью 500 МВт; с 1969 г. ЛМЗ производит одновальные агрегаты 800 МВт. Эта машина является сегодня самой мощной в Европе и одной из крупнейших в мире одновальной быстроходной 1 турбиной. Кроме того, ЛМЗ изготавливает на экспорт одновальные агрегаты 500 МВт на начальные параметры пара 16,3 М4а и 535°С с промежуточным перегревом до 535°С.
На ЛМЗ закончено проектирование и изготавливается одновальная турбина па 50 с-1 номинальной мощностью 1200 МВт. Турбина рассчитана на начальные параметры пара 23,5 МПа, 540рС с промежуточным перегревом .до 540°С. Аналогичных по мощности одновальных, быстроходных агрегатов, даже на бо
1 Под быстроходными энергетическими турбинами принято понимать турбины для непосредственного привода двухполюсного электрического генератора, т. е. при частоте сети 50 Гц на п=50 с-1, а при частоте сети 60 Гц на /1 = 60 с-1.
11
лее низкие параметры пара, пока нет нигде в мире, в том числе в реальных проектах зарубежных фирм. С учетом того, что турбина ЛМЗ рассчитана на повышение мощности до 1400 МВт, она вообще является самой крупной в мире.
Для атомных электростанций турбостроительные заводы изготавливают как специально спроектированные турбины, так и обычные, используемые и для ТЭС агрегаты1. Так, на первых блоках Белоярской АЭС с реакторами, имеющими ядерный перегрев, установлены стандартные турбины ЛМЗ мощностью 100 МВт, которые работают на паре 7,8 МПа и 520°С. Для другого блока предполагается применение турбин ЛМЗ мощностью 200 МВт на начальные параметры пара 13—14 МПа, 500°С с промежуточным перегревом пара. На ХТГЗ были специально созданы турбины насыщенного пара мощностью 75 МВт па начальное давление 2,85 МПа и мощностью 220 МВт на 4,3 МПа. Для еще большей мощности— 500 МВт завод изготовил турбины насыщенного пара на 6,45 МПа. Все эти агрегаты— быстроходные с м = 50 с-1. На ХТГЗ также спроектированы турбины насыщенного пара 500 и 1000 МВт на 25 с-1. По сравнению с быстроходными эти агрегаты обеспечивают более высокий к. п. д. установки; многие ответственные элементы имеют повышенные запасы надежности.
Паровые турбины с промежуточными отборами пара в основном выпускаются Уральским турбомоторным заводом. Завод изготавливает турбины с одним теплофикационным отбором пара мощностью 25 МВт, а также с двумя промежуточными отборами пара такой же мощности. Машины рассчитаны на работу паром с начальным давлением 8,8 МПа и температурой 535°С. Кроме того, завод создал турбины с одним или двумя промежуточными отборами пара мощностью 50 МВт, теплофикационную турбину мощностью 100 МВт.
В 1970 г. на УТМЗ построена теплофикационная турбина мощностью 250 МВт на сверхкритические параметры пара 23,5 МПа, 540°С с промежуточным перегревом пара до 540°С и отборами пара для отопительных целей— машина, не имеющая равных в мировом турбостроении. В 1973 г. изготовлена турбина 135 МВт на 12,8 МПа, 555°С с отборами пара как для производственных, так и отопительных целей. Кроме того, па УТМЗ выпускаются крупные турбины с противодавлением, уста
1 Электростанции, как атомные, так и работающие на органическом топливе, являются тепловыми. Однако, следуя уже установившейся традиции, будем тепловыми электростанциями (ТЭС) называть только вторые в отличие от атомных (АЭС).
12
навливаемые на предприятиях химической промышленности, мощностью 100 МВт на 12,8 МПа и 555°С с конечным давлением пара 1,47 МПа. и ряд других турбин, служащих для комбинированной выработки электроэнергии и тепла.
В конструкцию турбин, которые начали выпускаться с 1957 г., всеми заводами внесено-много усовершенствований, позволивших заметно повысить их к. п. д.
Наряду с ЛМЗ, ХТГЗ и УТМЗ, где сконцентрирован выпуск турбин большой мощности, в Советском Союзе имеются заводы, изготавливающие турбины средней и малой мощности. К ним относится Невский завод им. В. И. Ленина, где сосредоточено изготовление паровых турбин для привода воздуходувок и компрессоров. Энергетические турбины средней и малой мощности выпускает Калужский турбинный завод, который был построен после Великой Отечественной войны. На КТЗ освоено производство турбин разного назначения мощностью от 1,5 до 12 МВт на умеренные параметры пара (3,4 МПа, 435°С)^ а также турбин мощностью 12 и 25 МВт с одним и двумя промежуточными отборами пара на начальные параметры 8,8 МПа, 53о С.
Кроме того, завод поставляет турбины для привода питательных насосов крупных агрегатов.
Большие успехи, достигнутые отечественным турбостроением, объясняются научным и творческим ростом конструкторских кадров турбинных заводов. Плодотворная работа конструкторов опирается на большой опыт, приобретенный персоналом электрических станций в области рациональной эксплуатации и изучения турбинного оборудования в рабочих условиях. Некоторые исследования, способствовавшие улучшению конструкций турбин и повышению их надежности, осуществлялись-при совместном труде эксплуатационного персонала турбинных цехов электростанций, работников научно-исследовательских и учебных институтов, конструкторов и монтажников турбостроительных заводов.
В развитии народного хозяйства большое внимание уделяется энергетике — ставится задача довести производство электроэнергии до 1340—1380 млрд. кВт-ч; ввести в строй мощности на электростанциях в размере 67—70 млн. кВт главным образом за счет строительства тепловых электростанций с установкой на них крупных энергетических блоков, в том числе блоков 500, 800 и 1200 МВт; предусматривается значительное развитие атомной энергетики и ввод в действие мощностей на АЭС в размере 13— 15 млн. кВт. Важное значение придается улуч-
тению технико-экономических показателей работы энергетического оборудования и осо--бенно снижению удельного расхода топлива.
i-2. ТИПИЧНАЯ КОНСТРУКЦИЯ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ
Для облегчения дальнейшего изложения материала рассмотрим конструкцию конденсационной турбины на примере турбины ЛМЗ, продольный разрез которой приведен на рис. 1-4 (см. вкладку).
Турбина имеет мощность 50 МВт при 50 с-1 и работает паром с начальным давлением 8,8 МПа при температуре 535°C.
Проточная часть турбины состоит из 22 последовательно расположенных ступеней активного типа. Первые 19 дисков откованы за одно целое с валом турбины. Последние три диска посажены с натягом на вал.
На ободах каждого диска укреплены р а-бочие лопатки. Между дисками располагаются неподвижные промежуточные диафрагм ы.
В каждой диафрагме размещены неподвижные сопловые лопатки, проходя между которыми поток пара ускоряется и приобретает необходимое направление для входа в каналы, образованные рабочими лопатками.
Постепенное увеличение от ступени к ступени высоты сопловых и рабочих лопагок объясняется тем, что по мере расширения пара объем его возрастает, что требует постепенного увеличения проходных сечений.
Сопловые лопатки первой так называемой регулирующей ступени укреплены в сопловых коробках, которые вварены в корпус турбины.
Пар к соплам регулирующей ступени подводится через четыре регулирующих клапана, два из которых расположены па верхней половине корпуса, а два — по бокам нижней части корпуса (см. также рис. 11-9). Часть корпуса, охватывающая ступени высокого давления, выполнена в виде стальной отливки. Ступени низкого давления располагаются в сварной части корпуса.
Выходной патрубок турбины также сварен из листовой стали и при помощи сварки соединяется с конденсатором. За счет конденсации отработавшего в турбине пара в конденсаторе поддерживается давление ниже атмосферного. Обычно это давление составляет 3—6 кПа.
В корпусе турбины предусмотрено несколько патрубков для отбора пара из промежуточных ступеней турбины. Эти отборы используются для подогрева питательной воды, подаваемой в парогенератор.
При изменении нагрузки оказывается необходимым регулировать расход протекающе
го через турбину пара. Это достигается соответствующим открытием регулирующих клапанов. Благодаря тому, что клапаны закрываются и открываются последовательно, часть пара, проходящая через полностью открытые клапаны, не дросселируется и поступает к соплам первой ступени с неизменным начальным давлением. Лишь та доля пара, которая проходит через частично открытый клапан, дросселируется в клапане и подходит к своей сопловой группе с пониженным давлением.
Способ управления впуском пара в турбину, при котором доступ пара к сопловым группам открывается последовательно, называется сопловым парораспределением. Первая ступень, получающая в зависимости от нагрузки турбины пар из различного числа сопловых групп, называется регулирующей ступенью.
Наряду с таким способом парораспределения существует также дроссельный способ парораспределения, отличающийся тем, что все количество подводимого к турбине пара проходит через общий регулирующий клапан. При пониженных нагрузках турбины пар подвергается дросселированию вследствие частичного закрытия дроссельного регулирующего клапана. Перед регулирующими клапанами устанавливается стопорный клапан, находящийся обычно в одном из двух положений — он или полностью открыт или закрыт.
Вал турбины лежит на двух подшипниках, которые воспринимают нагрузку от ротора. Передний подшипник в турбине, представленной на рис. 1-4, одновременно фиксирует осевое положение ротора по отношению к статору и воспринимает осевые усилия, действующие на ротор. Таким образом, передний подшипник является комбинированным опорно-упорным подшипником.
В местах, где вал проходит через корпус турбины, расположены уплотнения, которые называются концевыми уплотнениями. Переднее уплотнение вала служит для предотвращения или уменьшения утечки пара из корпуса турбины в машинное помещение. Заднее уплотнение предупреждает возможность подсоса атмосферного воздуха в выходной патрубок и конденсатор турбины. Проникновение воздуха в конденсатор привело бы к повышению давления в нем и уменьшению экономичности турбинной установки. Для того чтобы предупредить просачивание воздуха в конденсатор, к заднему уплотнению подводится пар под давлением, несколько превышающим атмосферное. В местах, где вал проходит через центральные отверстия диафрагм, установлены промежуточные уплотнения, уменьшающие протечку пара помимо каналов сопловых лопаток.
13
Корпус турбины, диафрагмы, а также корпуса подшипников имеют горизонтальный разъем на уровне оси вала турбины. Для того чтобы разобрать турбину, необходимо разболтать соединение фланцев горизонтального разъема корпуса турбины и корпусов подшипников.
Турбина опирается на фундамент выходным патрубком с помощью его боковых лап и через корпус переднего подшипника. Корпуса турбины и переднего подшипника не имеют жесткой связи, что допускает их взаимные тепловые перемещения.
Правый конец вала турбины при помощи муфты соединен с ротором генератора, один из подшипников которого расположен на корпусе выходного патрубка турбины.
Передний конец вала турбины гибкой муфтой соединен с валом центробежного масляного насоса, который всасывающим патрубком опирается на прилив в картере переднего подшипника. В полость всасывания насоса масло подается под небольшим избыточным давлением с помощью инжектора.
Масляный насос обеспечивает подвод масла (с давлением 2 МПа) к органам системы регулирования, а также с помощью инжектора подает масло к подшипникам генератора и турбины (при давлении 0,15 МПа). На конце вала насоса располагается быстроходный упругий регулятор скорости.
В передней части вала турбины размещены предохранительные выключатели, которые, воздействуя на стопорный и регулирующие клапаны, вызывают полное прекращение подачи пара к турбине в случае повышения частоты ес вращения па 10—12%.
В турбинах большой мощности предусматривается специальное в а л о и о в о р о т п о с устройство, при помощи которого можно медленно вращать вал неработающей турбины. Валоповоротное устройство состоит из электродвигателя, связанного с червячной передачей. Червяк с помощью червячного колеса вращает промежуточный валик, на котором на винтовой шпонке располагается ведущая шестерня. Последняя может смещаться в осевом направлении и входить в зацепление с большой шестерней, укрепленной на полумуфте, соединяющей вал турбины и вал генератора. При пуске турбины, когда ес вал ускоряется паром, ведущая шестерня проворачивается по винтовой шпонке и автоматически выходит из зацепления с шестерней, сидящей на полумуфте турбины.
Турбины для привода генераторов электрического тока рассчитываются на работу с неизменной частотой вращения. Сохранение постоянства частоты вращения обеспечивается автоматическим регулированием.
Для ротора турбины и связанного с ним ротора генератора можно написать следующее уравнение моментов:
= г;
at т I ’
здесь J — суммарный момент инерции роторов-турбины и генератора; со — частота вращения; Мт — вращающий момент, развиваемый паром на роторе турбины; Мг— момент, приложенный к ротору генератора и обусловленный его нагрузкой.
Постоянство частоты вращения, как это видно из уравнения, соблюдается в том случае, когда МГ = МГ. Если'момент турбины превышает момент генератора, то частота вращения «растет, и, наоборот, если MT<Mr, она уменьшается. Для поддержания постоянства о система автоматического регулирования должна воздействовать на момент турбины Мт таким образом, чтобы поддерживать равенство мт=мг.
При работе турбоагрегата параллельно с другими агрегатами на общую сеть, если вырабатываемая мощность оказывается меньше потребляемой, разность мощностей покрывается за счет кинетической энергии всех вращающихся машин, работающих в сети. При этом, как и в случае одиночно работающего агрегата, частота вращения, а следовательно, и частота переменного тока будут снижаться. Наоборот, частота тока возрастает, когда генерируемая энергия превысит потребляемую.
Перемещение органов регулирования осуществляется маслом. Поэтому система регулирования часто сочетается с системой смазки.
В подшипниках турбины выделяется значительное количество тепла, которое необходимо отводить. Отвод тепла от подшипника обеспечивается циркуляционной системой смазки, при которой масло не только уменьшает трение, создавая пленку между валом и вкладышами подшипника, но и служит для охлаждения подшипника. Нагретое масло, покидающее подшипник, после охлаждения вновь используется для смазки.
Принципиальная простейшая схема регулирования и маслоснабжепия конденсационной паровой турбины показана на рис. 1-5.
Центробежный главный масляный насос 1 непосредственно соединен с валом турбины. Для повышения надежности работы насоса в его всасывающей линии поддерживается небольшое избыточное давление. Это достигается установкой инжектора 2, который погружен под уровень масла в бак 3.
Масло от инжектора направляется также к маслоохладителю 4 и через дозирующие шайбы 5 далее к подшипникам турбины и
14
Рис. 1-5. Принципиальная схема регулирования и масло-снабжения.
1 — центробежный главный масляный насос; 2 — инжектор; 3 — масляный бак; 4 — маслоохладитель; 5 — дозирующие шайбы; 6 — вспомогательный масляный насос высокого давления; 7 — вспомогательный масляный насос низкого давления; 8 — центробежный регулятор скорости; 9 — золотник сервомотора; 10— сервомотор; 11 — регулирующие клапаны; 12 — обратный клапан.
генератора. Отработавшее и нагретое в подшипниках масло стекает вновь в масляный бак.
Для обслуживания системы регулирования и смазки при пуске и остановке турбины в схему включен вспомогательный масляный насос высокого давления 6, приводимый специальной небольшой паровой турбинкой или электродвигателем переменного тока.
Для того чтобы в случае аварии с главным масляным насосом нс оставить подшипники без смазки, в схеме маслоснабжения предусмотрен вспомогательный масляный насос низкого давления 7, приводимый электродвигателем постоянного тока.
Муфта центробежного регулятора скорости 8, соединенного с валом турбины, связана с золотником 9, который управляет подводом масла в цилиндр сервомотора 10. Последний перемещает регулирующие клапаны турбины 11
В случае понижения нагрузки генератора частота вращения то возрастает, как эго видно из уравнения моментов. При этом грузы центробежного регулятора, преодолевая натяжение пружины, поднимают муфту и связанный с нею золотник. Масло, подаваемое насосом к золотниковой гильзе, получает доступ в верхнюю полость цилиндра сервомотора и, опуская поршень сервомотора, уменьшает открытие регулирующих клапанов, сокращая доступ пара в турбину и уменьшая момент турбины Мт до тех пор, пока он не станет равным моменту генератора Мг.
Детали ротора паровой турбины (лопатки^ диски) даже при нормальной частоте вращения турбины подвергаются высоким напряжениям, которые вызываются центробежными силами. Повышение частоты вращения турбины сверх номинального значения приводит к такому увеличению центробежных сил, которое может вызвать аварию турбины. Для того чтобы предохранить турбину от недопустимого повышения частоты вращения в случае неисправной работы основной системы регулирования, современные турбины снабжаются предохранительными выключателями. Предохранительный выключатель располагается на валу турбины. В случае, если частота вращения турбины превысит номинальную частоту на 10—12%, предохранительный выключатель вызывает быстрое закрытие стопорного клапана турбины и ее остановку.
1-3. ТЕПЛОВОЙ ЦИКЛ ТУРБИННОЙ УСТАНОВКИ И ВЛИЯНИЕ ПАРАМЕТРОВ ПАРА НА АБСОЛЮТНЫЙ К. П. Д.
Паровая турбина является одним из элементов теплоэнергетической установки. На рис. 1-6 представлена принципиальная схема простейшей такой установки.. Изменение состояния пара в цикле Ренкина при прохождении паром отдельных звеньев установки иллюстрируется в 75-диаграмме.
Питательный насос 1 повышает давление воды до давления и подает ее в парогенератор 2, затрачивая при этом на 1 кг питательной воды работу £ц. Процесс изоэнтро-пийпого сжатия воды насосом в утрированном масштабе изображен в 75-диаграмме линией а'а (рис. 1-7).
В парогенераторе происходят нагрев воды при постоянном давлении до температуры кипения (линия ab в 75-диаграмме) и испарение ее (изображено линией Ьс). Далее пар поступает в перегреватель 3, где температура его повышается до 70. Процесс подведения тепла в перегревателе представлен линией cd.
Рис. 1-6. Принципиальная схема теплоэнергетической установки.
1 — питательный насос; 2 — парогенератор; 3 — перегреватель^ 4 — турбина; 5 — конденсатор.
15
2£
Рис. 1-7. Идеальный цикл теплоэнергетической установки (цикл Репкина) в TS-диаграмме.
Подвод тепла в парогенераторе, в том числе в пароперегревателе, происходит при постоянном давлении р0, так что количество тепла qi, перешедшего к воде и пару, целиком расходуется на повышение энтальпии пара и может быть представлено для 1 кг участвующего в процессе пара разностью
qi— io—in. в, где io — энтальпия пара, вышедшего из перегревателя; г'п.в — энтальпия питательной воды при входе в парогенератор.
Тепло, сообщенное пару в парогенераторе и пароперегревателе, изображается в 75-диа-грамме площадью labcd21.
Вышедший из пароперегревателя с энтальпией to пар направляется к турбине 4 и, расширяясь в ней, совершает работу Ly. Для турбины, работающей без потерь и теплообмена с внешней средой, процесс расширения протекает по изоэнтропе, которая изображена линией de в 75-диаграмме. Отработавший в турбине пар поступает в конденсатор 5. Здесь при неизменном давлении рк производится отвод тепла от пара к охлаждающей воде, пар конденсируется, и конденсат с энтальпией Гк откачивается насосом 1 и снова подается в парогенератор. Отводу тепла в конденсаторе отвечает процесс еа' в 75-диаграмме.
Таким образом, замыкается цикл водяного пара в теплоэнергетической установке. Тепло <7г, отнятое от 1 кг пара при постоянном давлении в конденсаторе, при изоэнтропийном расширении пара в турбине определяется разностью энтальпий
qz — int—i к,
где iKt — энтальпия отработавшего в турбине пара при изоэнтропийном процессе расширения; i'K — энтальпия конденсата.
В рассмотренном замкнутом цикле работа, которую можно получить от 1 кг пара, выразится в тепловых единицах разностью
Qi Qz (io in. в) (ii<t—i к) -
Перепишем это уравнение таким образом:
L= (io —i'n) —
(1-1)
где LTt = i0—iKt— работа, которую может совершить 1 кг пара в идеальной турбине, называемая располагаемой работой, а 7н = гп.в—i'n—работа, затрачиваемая в насосе.
Площадь, эквивалентная работе L, заштрихована в 75-диаграмме рис. 1-7.
Абсолютный к. п. д. идеальной установки, работающей без потерь в турбине, т. е. при изоэнтропийном расширении пара, представляется отношением
__° 7____(t'o iKt) — (Й1.в — 1гк)
io — in.B
Это выражение можно переписать таким образом:
~ „ Go — iKt) — (in.B —~ 7К)
('о — 1гк) — ('п.в — i'v.)
Если не учитывать работу насоса, то абсолютный к. п. д. идеального цикла перепишется так:
В дальнейшем, кроме специально оговоренных случаев, будем рассматривать экономичность установки без учета работы насоса.
Разность начальной и конечной энтальпий при изоэнтропийном расширении пара Но = = Lrt = io—i1(l находится непосредственно из t'5-диаграммы (рис. 1-8). Но принято называть располагаемым т е п л о и е р е п а д о м.
Если расширение заканчивается в области влажного пара, то Но может быть также подсчитано по формуле (рис. 1-9)
7/о=io -i к 7К (50 57к) • (1-3)
Тогда
т|,= 1 - . (1-2а)
to —1'к 4 '
Если расширение заканчивается в области перегретого пара, то для подсчета Но можно воспользоваться уравнением идеального газа и написать:
fe-i
И. =*^1 /м>. [1 - (А/А) ‘ 1. (1 -За)
16
Рис. 1-8. Процесс расширения пара в турбине в fS-диаграмме.
где /с = 1 3 — показатель изоэнтропы для перегретого пара; povo— произведение начальных параметров, которые следует определять по таблицам водяного пара; рк — давление в конце расширения.
В действительности в турбине в результате потерь при расширении пара линия процесса отклоняется от изоэнтропы, как это показано в iS-диаграмме на рис. 1-8 линией df. Таким образом, энтальпия iK отработавшего пара выше, чем iKt, а фактически развиваемая 1 кг пара внутри турбины работа
L^-io—iK = Hi
меньше располагаемого теплоперепада Hq.
В TS-диаграмме действительный процесс расширения изображается линией df (рис.
Рис. 1-9. Действительный тепловой цикл в TS-диаграмме.
1-9). Тепло, затраченное в парогенераторе, по-прежнему представляется площадью labcd21; тепло, отданное охлаждающей воде конденсатора, cp^lafSl увеличится по сравнению с теплом идеального цикла, а работа, развиваемая паром внутри турбины, уменьшится и представится разностью Hi = q±—или разностью площадей abcdea—2ef32, откуда
H^H.-T^AS. (1-4)
Последняя площадь представляет собой отводимое охлаждающей водой тепло, обусловленное потерями при расширении пара в турбине. В том случае, когда конец процесса расширения лежит в области влажного пара, это тепло будет равно произведению TKAS, где AS—приращение энтропии, вызванное потерями при расширении пара в турбине. Работа, которую 1 кг пара развивает внутри турбины, называется использован н ы м теплой е-р е п а д о м Яг-.
Отношение использованного теплонерепа-да к располагаемому называется относительным внутренним к. п. д.
Для случая расширения в область влажного пара
Отношение тепла, превращенного в работу внутри турбины, к теплу, сообщенному рабочему телу в парогенераторе, называется абсолютным внутренним к. п. д.
^т Hi H0Hi . „
^ = -рг~Т__ТГ=7Г_н 1 и (1-6)
1/1 i-o 1 к По --- к) П о
Величина относительного внутреннего к. п. д. турбины может быть найдена также путем сравнения мощности, развиваемой паром внутри турбины, и мощности идеальной машины. В самом деле, умножив числитель и знаменатель отношения (1-5) па секундный расход массы пара G, получим в числителе внутреннюю мощность, развиваемую турбиной, а в знаменателе — мощность идеальной турбины:
T]oZ
LTG _ р, LTtG Р °
Точно так же абсолютный к. п. д. может быть представлен как о i ношение внутренней мощности к секундному расходу тепла, подведенного к рабочему телу в парогенераторе, г. е.
Pi
(1-6а)
2—326
17
Таблица 1-1
Классификация к. п. д. и мощностей
Наименование к. п. д. Относительный к. п. д. Абсолютный к. п. д. турбинной установки Мощность
Идеальной турбины 1 н0 Po = GH0
Внутренний Hi н0 ГЦ = Pi = GHi= P^oi
Эффективный rloe ~ rtoi 7]м ^е = Pe = GHif]M = Pofiae
Электрический 'Qo.s == 7)оЦ|м'*}э.г 'Qs = "QfQo.s Рэ — G H TQMVj3.r = P o?jo.3
Не вся мощность, развиваемая паром внутри турбины, используется потребителем, так как часть ее расходуется на преодоление механических потерь АРМ турбины.
Эффективная мощность, развиваемая турбиной на муфте, соединяющей вал турбины с валом приводимой машины, меньше внутренней мощности и равна:
Р е~ Р i—ЛРМ-
Отношение эффективной мощности к внутренней называется механическим к.п.д.
(1-7)
7]м----
Отношение эффективной мощности к мощности идеальной турбины называется относительным эффективным к. п. д. т]ое:
_ Ре Pi Ре „ /1
Т]ое Pq р^ (I”®/
а отношение эффективной мощности к расходуемому теплу — абсолют и ы м э ф ф е к-т и в н ы м к. п. д.
^==^-=71/^1 = 71^. (1-9)
Если паровая турбина служит в качестве привода генератора электрического тока, то электрическая мощность Рэ, отдаваемая с выводов генератора, меньше эффективной мощности Ре турбины на величину потерь АРэ.г генератора:
Рэ ~ Ре — ДРэ.г-
Отношение электрической мощности, отданной с выводов генератора, к эффективной мощности турбины, затрачиваемой на вращение ротора генератора, называется к. п. д. электрического генератора и обозначается
w=£. (1-10)
Отношение электрической мощности
к мощности идеальной турбины называется
относительным электрическим к. п. д.
7]о.э = -р~ = Т]ос7]э.г == 7]ОГЧм7]э.г- (1-11)
Наконец, отношение электрической мощности, выраженной в тепловых единицах, к расходуемому в парогенераторе в единицу времени теплу называется абсолютным электрическим к. п. д.
Р'
7]э —-- --Т]е7]э.г 7}/7]О1’Т]м7]э.г» (1-12)
Найденные выше обозначения к. п. д., а также мощности сопоставим в виде табл. 1-1, относящейся к простейшей схеме установки с конденсационной паровой турбиной (рис. 1-6).
Величина абсолютного к. п. д. г]0 не характеризует эффективности всей электрической станции в целом, так как не учитывает потерь гепла в парогенераторе, расхода энергии на привод насосов (основная составляющая так называемых собственных нужд станции), потерь давления в трубопроводах и т. д. Иногда подсчитывают абсолютный к. п. д. ту р б и н н о й установки нетто, вычитая из мощности агрегата мощность, необходимую для привода питательного насоса:
„нетто Рэ — Рн /1 1 о\
1)э =------5. (1-13)
В практических расчетах мощность измеряется в ваттах (Дж/с) или киловаттах (кДж/с). Связь между секундным расходом массы пара G, кг/с, работой 1 кг пара и мощностью, измеренной в киловаттах, представится так:
Pi = GHi [Дж/с] = 10-3бЯг [кВт].
(1-14)
Если теплоперепад Hi выражен в кДж/кг, а мощность Pi в кВт, то секундный массовый расход пара составит:
Р___Pi___ Pj
Hi H^oi ’
а часовой расход Af = 3600G.
18
Для конденсационных турбин широкое распространение имела величина удельного расхода пара на выработку 1 кВт-ч на выводах генератора. Эта величина может быть определена так:
Оценка экономичности современных конденсационных турбинных установок может производиться с помощью удельного расхода т е п л а на выработанный киловатт-час на выводах генератора. Этот расход тепла, [кДж/(кВт• ч)], найдется по формуле
, . 3600 "
С]э — da (io — I к)-•
Если расход тепла выражать в кДж/с и подсчитать его величину на 1 кВт, т. е. на 1 кДж/с, то расход тепла представится безразмерной величиной
(1-16)
которая одновременно представляет собой обратную величину абсолютного электрического к. н. д. "
Приведенное в табл. 1-1 выражение абсолютного электрического к. п. д. турбинной установки показывает, что доля тепла, преобразованного в электрическую энергию, определяется произведением двух коэффициентов: абсолютного к. п. д. теоретического теплового цикла гц и относительного электрического к. п. д. турбоагрегата -ц0.0.
Отсюда следует сделать вывод, что существуют два пути повышения экономичности установки.
Первый включает все мероприятия, которые связаны с увеличением термического к. п. д. цикла и в основном направлены к расширению пределов теплового процесса, что достигается увеличением разности среднего температурного уровня, на котором к рабочей среде подводится тепло в парогенераторе, и температуры, при которой происходит отвод тепла от рабочей среды в конденсаторе (охладителе). Второй путь заключается в повышении относительного электрического к. п. д. турбоагрегата; он состоит в том, чтобы сократить до минимума потери в самой турбине, и целиком определяется степенью совершенства ее конструкции, а также потерями в генераторе.
Влияние параметров пара на абсолютный к. п. д.
При рассмотрении влияния отдельных параметров пара на экономичность цикла Рен-кипа целесообразно этот цикл заменить экви
валентным циклом Карно. Заметим, что в установке, работающей водяным паром, отвод тепла в конденсаторе в пределах влажного пара происходит при постоянной температуре Тк, что совпадает с условием цикла Карно. Подвод тепла осуществляется на трех участках, отвечающих нагреву питательной воды до температуры насыщения (линия ab в TS-диа-грамме рис. 1-7), испарению воды при постоянной температуре — участок Ьс — и подводу тепла в зоне перегрева — участок cd.
Количество тепла, подведенного в цикле, определяется интегралом, взятым в пределах изменения энтропии от Si до Sg, который можно представить как произведение некоторой эквивалентной температуры Тэ на разность энтропий (5г—Si):
s2
91= jTdS=T,(S,-S.). (1-17)
Si
Эквивалентная температура Тэ представляет собой ту среднюю температуру подвода тепла, при которой экономичность цикла Рен-кина равняется экономичности эквивалентного цикла Карно (см. рис. 1-7). Очевидно, что эквивалентная температура То может быть найдена, если к. и. д. цикла Ренкина приравнять к. п. д. цикла Карно:
Тэ — Тк
= Чк= —~, J э
откуда
г’=т^- О-18)
Рассмотрим теперь влияние изменения различных параметров на экономичность теплового цикла.
а) Температура свежего пара То. Повышение температуры свежего пара приводит к повышению экономичности теплового цикла. Если сравнить, как это сделано на рис. 1-10, два цикла, отличающихся только температурой свежего пара, то легко заметить, что к. п. д. цикла с более высокой начальной температурой должен быть выше. В самом деле, повышение начальной температуры можно рассматривать как присоединение к начальному тепловому циклу labcde21 с эквивалентной начальной температурой Т-,, дополнительного небольшого цикла 2edd^e\2\2 (его полезная работа edd^e заштрихована на рис. 1-10).
Поскольку конечная температура в исходном и присоединенном циклах одинакова, то к. п. д. присоединенного цикла выше, чем к. и. д. исходного, а следовательно, эквивалентная начальная температура нового цикла T9i будет выше, чем Тя, и общий к. п. д. установки возрастет при увеличении начальной температуры.
2*
19
На рис. 1-11 построены кривые изменения располагаемых теплоперепадов в зависимости от начальной температуры пара to. Кривые построены для различных начальных давлений при неизменном конечном давлении рк=4 кПа. В нижней части рисунка для тех же условий показаны зависимости к. п. д. ф от начальной температуры цикла. Как располагаемые теплоперепады, так и к. п. д. тр монотонно возрастают по мере увеличения температуры пара.
В конденсационных паровых турбинах процесс расширения обычно заканчивается ниже пограничной кривой (см., например, рис. 1-9). Работа ступеней влажным паром оказывается менее эффективной, чем перегретым паром. Поскольку повышение начальной температуры То при неизменных начальном ро и конечном рк давлениях приводит к уменьшению влажности пара в последних ступенях, то тем самым возрастает не только абсолютный тр, но и относительный внутренний к. П. Д. турбины Г)ог.
Практические трудности, которые возникают при увеличении начальной температуры, связаны с тем обстоятельством, что применяемые в современном энергомашиностроении стали теряют прочность при высоких температурах. При увеличении температуры с определенного ее уровня резко падают пределы текучести и прочности, снижается предел длительной прочности. При высоких температурах возникает деформация ползучести, что связано с необходимостью снижать допускаемые напряжения или ограничивать срок службы деталей, испытывающих .высокую температуру пара. Для того чтобы обеспечить надежную работу в течение необходимого
Рис. 1-10. Сравнение идеальных циклов с разными начальными температурами пара в ^-диаграмме.
Рис. 1-11. Влияние начальной температуры пара t0 на располагаемый теплоперепад Но и абсолютный к. п. д. идеального цикла тц.
---— С. н. п. — сухой насыщенный пар.
длительного времени по мере увеличения температур приходится от простой углеродистой стали переходить к жаростойким сталям, в особенности для поверхностей нагрева пароперегревателя, паропроводов свежего пара и деталей головной части турбины.
Это приводит к заметному повышению стоимости всей электростанции. Так, по данным ЦКТИ стоимость конденсационных турбин с увеличением начальной температуры пара с 500°С до 535°С возрастает более чем на 10%, а при /0=565°С еще на 7—9%. Значительная стоимость сталей и. трудности их технологической обработки и сварки привели к тому, что в последнее время энергетические установки преимущественно рассчитываются на работу с начальной температурой пара не выше 540—565°С, хотя уже раньше было выполнено несколько установок на 600—650°С. Не исключена возможность, что стремление улучшить экономичность теплового цикла вновь поставит вопрос о повышении начальной температуры пара.
20
ре рк- В цикле lab^die^J с повышенным ро подвод тепла производится на уровне более высокой эквивалентной начальной температуры Т^>ТЭ; следовательно, этот цикл более экономичен, чем цикл labcde21.
Однако по мере увеличения начального давления эквивалентная температура цикла Та вначале возрастает, затем этот рост замедляется, и дальнейшее повышение давления сопровождается уже снижением и экономичности цикла. Располагаемый теплопере-пад турбины Но, т. е. числитель в формуле (1-2) '
1 ’
Рис. 1-12. Сравнение идеальных циклов с разными начальными давлениями пара в ГЗ-диаграмме.
б) Давление свежего пара ро. Повышение начального давления связано с увеличением температуры насыщения, эго вызывает также повышение эквивалентной температуры 7’э (при одинаковой температуре отвода тепла Тк) и рост экономичности цикла.
Для сравнения на рис. 1-12 в ^-диаграмме изображены два идеальных цикла водяного пара при различных начальных давлениях Ро, но одинаковых температурах перегретого пара То и одинаковом давлении в конденсато-
Рис. 1-13. Изменение располагаемого теплоперепада На в зависимости от начального давления р0 при неизменных начальной температуре 10 и конечном давлении рк. ab — линия, параллельная изобаре рк и касательная к изотерме to.
с ростом ро увеличивается до тех пор, пока в iS-диаграмме касательная ab к изотерме Zo=const не станет параллельной участку изобары рк—const (рис. 1-13).
Зависимость Яо от р0 и to при рк=4кПа изображена на рис. 1-14. Поскольку с ростом Ро при /o=€onst уменьшается энтальпия пара io, то максимум к. п. д. тц достигается при
Рис. 1-14. Влияние начального давления р0 на располагаемый тсплоперепад Но и абсолютный к. п. д. идеального цикла Т]ь
— —— с. н. п. —-сухой насыщенный пар
21
большем р0, чем максимум Яо- При этом чем выше С, тем при более высоком ро достигается наивысшее значение тц.
С увеличением ро при /o=const возрастает влажность в конце процесса расширения пара в турбине, что влечет снижение относительного внутреннего к. п. д. турбины При большой влажности в последних ступенях может появиться эрозия лопаток, и поэтому, несмотря на специальные меры по влагоуда-лению из проточной части турбины, максимально допустимая влажность составляет рк= = 0,10—0,18. В связи с этим повышение начального давления обычно осуществляется одновременно с повышением начальной температуры пара. Так, например, при ро = = 3,5—4 МПа начальная температура пара должна быть не менее С=400—435°С, при ро=9 МПа допустимо /о>480—500°С.
Следует учесть, что, как будет показано в гл. 4 и 5, в турбинах небольшой мощности с увеличением р0 снижается к. п. д. цОг и в связи с этим такие турбины проектируются на умеренное начальное давление.
При выборе начального давления надо учитывать ряд других факторов. С ростом ро увеличиваются напряжения в некоторых элементах установки, в том числе в корпусе и других деталях головной части турбины. Корпус, клапанные и сопловые коробки турбины приходится выполнять с более толстыми стенками, существенно утолщаются фланцы корпуса. Все это требует увеличения времени для прогрева и пуска турбины и тем самым ухудшает маневренность агрегата.
Начальное давление пара ро также влияет па стоимость оборудования, в частности стоимость турбины. Хотя с ростом ро сокращается расход пара и тем самым размеры проточной части, но одновременно возрастает число ступеней, требуется более развитое концевое уплотнение и, главное, увеличиваются толщины стенок корпуса и других элементов паро-впуска. Так, например, по данным ЦКТИпри повышении начального давления с 8,8 до 15,7 МПа стоимость конденсационной турбины возрастает примерно на 7%, а при ро= = 23,5 МПа увеличивается еще на 3%.
С ростом начального давления увеличивается напор, создаваемый питательным насосом, а следовательно, и мощность его. Поэтому зависимость абсолютного к. п. д. нетто, подсчитываемого по (1-13), от начального давления имеет максимум при меньшем /д, чем аналогичная зависимость для коэффициента 1р!=1]/Т]о.з- Однако и с учетом этих факторов рациональное повышение начального давления обычно ограничивается конечной влажностью и невозможностью повысить начальную температуру пара. В таком случае 22
Рис. 1-15. Схема теплоэнергетической установки с промежуточным перегревом пара.
1 — питательный насос; 2 — парогенератор; 3 — перегреватель;
4 — часть высокого давления турбины; 5 — промежуточный перегреватель; 6 — часть низкого давления турбины; 7 — конденсатор.
верхняя граница начального давления может быть поднята применением промежуточного перегрева пара.
в) Промежуточный перегрев пара. Схема установки с промежуточным перегревом пара показана па рис. 1-15. Пар после расширения от давления ро до давления pi в части высокого давления 4 турбины направляется в промежуточный перегреватель 5, где к пару дополнительно подводится тепло, и температура его повышается с С до Си. Далее пар снова возвращается в турбину, в часть низкого давления 6, где расширяется до давления в конденсаторе рк. Цикл с промежуточным перегревом пара и сверхкритическим начальным давлением в ТЗ-диаграмме показан на рис. 1-16. Этот цикл можно рассматривать как сочетание основного цикла la'abde21 и дополнительного цикла 2eeifg32. Допустим, что температура эквивалентного цикла Карно
Рис. 1-16. Идеальный тепловой цикл с промежуточным перегревом пара в 75-диаграмме.
основного цикла равна Тп, а эквивалентная температура дополнительного цикла (Г0)пп. Если последняя выше, чем температура 7% то экономичность дополнительного цикла будет выше экономичности основного цикла и теоретический к. п. д. цикла возрастет.
Повышение экономичности в установке с промежуточным перегревом происходит не только вследствие более экономичного теплового цикла. Значительный дополнительный выигрыш определяется тем, что благодаря меньшей влажности в последних ступенях (см. рис. 1-16) их относительные к. п. д. будут выше, что благоприятно сказывается на относительном внутреннем к. и. д. всей турбины.
При обозначениях рис. 1-15 располагаемая работа в цикле с промежуточным перегревом напишется как сумма располагаемых тепло-перепадов:
= = (<0 -/„) + (/,
с другой стороны, тепло, затрачиваемое в парогенераторе и промежуточном перегревателе на 1 кг пара, составит:
Qy — {io — /хк) ~(^пп — iit)t
и абсолютный к. п. д. идеального цикла будет равен:
«пп £Т/ । (й> — lit) Ч~ (?пп — У-кА /< । п\
* g™ 0 о — ^к) (*пп — iitY
а в случае изоэнтропийного процесса, оканчивающегося в области влажного пара (см. рис. 1-16), выразится как
TK(Snn-S'K)
1 - . (1 -19а)
(to— 1гк) + бпп — tit)
Внутренний абсолютный к. п. д. можно написать так:
пп___(г0 zlf) ^oi "В (гпп zk/) rloi ft ог\\
' Г'20)
где цтог, цпог — относительные внутренние к. п. д. частей высокого и низкого давления турбины; h — энтальпия пара при выходе из ЧВД.
Пар, направляемый в промежуточный перегреватель, теряет давление вследствие сопротивления тракта (паропровод от турбины к парогенератору, перегреватель, паропровод от парогенератора к турбине). Эта потеря давления приводит к уменьшению к. п. д. Поэтому стремятся понизить сопротивление тракта. Обычно считают допустимым, чтобы потеря давления во всем тракте АрПп (см. рис. 1-17) не превышала 10% абсолютного давления в промежуточном перегревателе.
Рис. 1-17. Процесс расширения пара в tS-диаграмме для турбины с промежуточным перегревом пара.
Дальнейшего повышения экономичности теплового цикла можно достигнуть, применяя двукратный промежуточный перегрев, выполняемый по аналогичной схеме, как и однократный. Однако из-за существенного усложнения установки двукратный промежуточный перегрев получил ограниченное распространение.
Уровень температуры, до которого производят промежуточный перегрев, обычно берется равным или близким к температуре свежего пара: t^=to± (15-п'30)оС.
Введение промежуточного перегрева приводит, естественно, к усложнению конструкции турбины и увеличению расхода высоколегированных сталей. Стоимость турбины при этом возрастает примерно на 10—12%.
Вернемся к рассмотрению теплового цикла с одним промежуточным перегревом, который изображен в ^-диаграмме рис. 1-16.
Представим располагаемый теплоперспад как сумму Но+АНо, где Но — теплоперепад основного цикла без промежуточного перегрева, который соответствует площади a'abdea'\ —дополнительный теплоперепад, обусловленный промежуточным перегревом и эквивалентный площади eetfge.
С другой стороны, расход тепла в этом усложненном цикле может быть также представлен суммой 7i + A<7i, в которой qt— затрата тепла на 1 кг свежего пара (площадь labd21), kq\— дополнительная затрата тепла в промежуточном перегревателе, эквивалентная площади 2eif32.
Коэффициент полезного действия цикла с промежуточным перегревом напишется как отношение
ПП _ _ Но +
Qi -р
23
Если предположить, что температура промежуточного перегрева равна температуре свежего пара, и изменять температуру при которой пар отводится к промежуточному перегревателю, то легко заметить следующие особенности. Чем выше эта температура, тем выше окажется к. п. д. присоединяемого цикла, однако удельный вес его в общем усложненном цикле уменьшается. В предельном случае, когда Тг совпадет с То, промежуточного перегрева уже нет. С другой стороны, если понижать температуру Л, то будет понижаться эквивалентная температура добавочного цикла (Гэ)пп, что может привести не к увеличению, а в конечном итоге к снижению к. п. д. общего цикла. Очевидно, что в процессе изменения температуры Л имеется Топ г
, , при котором к. п. д. общего цикла будет наибольшим.
Эта температура 7^пг может быть найдена на основании следующих соображений.
Работа дополнительного цикла (заштрихованная площадь на рис. 1-16) может быть представлена как
5ПП 5ПП
дя.= С ан. = С (T-rjds,
S0
где —TK)dS — элементарная работа
на приращении dS.
Каждый элементарный присоединенный цикл будет иметь к. п. д. выше, чем основной цикл, т. е. выше, чем (Ts—Т^)/Тк, если начальная для этого присоединенного цикла температура будет выше, чем То. Следовательно, если отвод пара к промежуточному перегревателю производить при температуре равной эквивалентной температуре основного цикла, то присоединенный цикл наверняка будет более экономичным, чем основной, и таким образом к. п. д. общего цикла будет выше, чем к. п. д. основного цикла, т. е.
КП -
Обычно Т°т = (1,02- 1,04) Тэ.
На рис. 1-18 представлены результаты расчета идеального цикла с промежуточным перегревом пара для начальных параметров пара ро= 13 МПа, /о=£Пп—560°С. На графике рис. 1-18 показаны зависимость выигрыша в теоретическом к. п. д.
епп С"7!*
* 'М
от температуры пара 7\ перед промежуточным перегревом, а также кривые относительного давления Pwlpo, при котором производится перегрев, и доли располагаемого теплоперепада турбины до перегрева Ято/#о-
Из рисунка видно, что в оптимальной зоне кривая BIIIIi==f(7i) протекает достаточно полого, что позволяет выбирать Ti в соответствии с некоторыми требованиями по конструированию агрегата и. всей установки.
i В оптимальной зоне, где выигрыш отклоняется от наибольшего на ДВ™ < 0,15%, температура 0,97^'т <71<4,17°гтг, относительное давление 0,12</?пп//7о<0,27, относительный теп-лоперепад 0,27<Я1о/^о<бО,39.
Следует иметь в виду, что приведенные на рис. 1-18 результаты расчета не учитывают ряда обстоятельств, которые имеют место в реальных установках, и влияют на некоторые отклонения от теоретически оптимальных значений температуры, при которой производится отвод пара к перегревателю. Применяемый во всех современных установках нерегулируемый отбор пара для регенеративного подогрева питательной воды вызывает повышение оптимального давления, отводимого на перегрев пара. С другой стороны, в расчетах не было учтено положительное влияние промежуточного перегрева на к. п. д. ступеней низкого давления турбины. Это обстоятельство делает целесообразным понижение давления в промежуточном перегревателе против
Термодинамически оптимальное начало дополнительного цикла Т°пт должно быть выбрано так, чтобы этот присоединенный цикл имея к. п. д., примерно равный к. п. д. общего цикла, т. е. 7^пт > Тэ. Определить , если не пользоваться сложными формулами, можно со второго приближения. Сначала находится Тэ по (1-18); затем по (1-19) или (1-19а) подсчитывается к. и. д. у™ сложного цикла при 7*1 — Тэ. После этого определяется
Рис. 1-18. Влияние параметров пара, отводимого па промежуточный перегрев, на экономичность идеального теплового цикла.
(1-21)
Т к
24
расчетного и существенно влияет на повышение экономичности установки.
Так, например, если теоретический выигрыш от промежуточного перегрева составляет В™ = = 3,8%, как это видно по рис. 1-18, то практически в результате снижения влажности в ступенях низкого давления и. повышения их к. п. д. выигрыш от промежуточного перегрева может доходить до В™== 4,5 —- 5%.
При проектировании турбинных установок состояние пара перед промежуточным перегревом обычно выбирают по относительному давлению, которое чаще всего составляет Рпп/ро=О,2—0,3. В случае двукратного промежуточного перегрева, который может дополнительно повысить экономичность установки на ДВ™'=1 —1,5%, давление второго перегрева выбирается в пределах Р^п ~ 0,2 - 0,3.
г) Давление в конце процесса расширения рк. Отработавший в турбине пар направляется в конденсатор и конденсируется в нем при соприкосновении с холодными трубками, внутри которых прокачивается охлаждающая вода. Процесс конденсации происходит при неизменном давлении, и, следовательно, пар, поступающий в конденсатор в насыщенном состоянии, сохраняет неизменную температуру ТК=Т'К в течение всего процесса конденсации. Давление в конденсаторе определяется уровнем температуры насыщения Т'к. Холодная вода, подаваемая в конденсатор, обеспечивает низкий уровень Т'к. Охлаждающая вода или борется из естественных водоемов (рек, озер), или используется так называемое оборотное водоснабжение, когда циркулирующая через конденсатор вода охлаждается в градирнях или брызгальных бассейнах.
Для поддержания глубокого вакуума необходимо создать хорошие условия теплопередачи в конденсаторе —- из парового пространства конденсатора эжектором отсасываются неконденсирующиеся газы.
В TS-диаграмме на рис. 1-19 представлены два тепловых цикла, отличающихся только давлением отработавшего пара и соответственно температурным уровнем, при котором тепло отводится от рабочего тела. Располагаемая работа в цикле abedea превышает располагаемую работу’ цикла atbcdeiai на величину, эквивалентную заштрихованной площади аа^еа. Таким образом, располагаемый теплоперепад в первом цикле больше располагаемого теплоперепада во втором цикле на величину
Д/70=(Т1г1-Ти) (So-ST-).
Рис. 1-19. Сравнение идеальных тепловых циклов с разными конечными давлениями в ГЗ-диаграмме.
Имея в виду, что изменение температуры Тк очень слабо влияет на затрату? тепла в парогенераторе, можно прийти к выводу, что понижение Тк всегда приводит к повышению экономичности теплового цикла.
Температурный уровень, на котором производится отвод тепла от рабочего тела, зависит от температуры охлаждающей воды, него можно найти из равенства
^к —/iB+AZ + 6/, (1-22)
где Zib —- температура охлаждающей воды при входе в конденсатор; Д^=/2В — Лв =
—нагрев охлаждающей воды в конденсаторе, зависящий от количества тепла (iK—г'к), кДж/кг,, отдаваемого охлаждающей воде от 1 кг пара при его конденсации, и от кратности охлаждения m (кратностью охлаждения называют расход охлаждающей воды в килограммах на 1 кг конденсируемого пара).
Через bt<=tK—t-2-в обозначена разность между? температурой (насыщения пара tK при давлении рк в конденсаторе и температурой выхода охлаждающей веды из конденсатора ^2В. Другими словами, bt представляет собой температурный напор между? отработавшим паром и охлаждающей водой при ее выходе из конденсатора, необходимый для передачи тепла от пара к воде через .стенки трубок конденсатора.
На рис. 1-19 пунктирная кривая характеризует нагрев охлаждающей воды по мере конденсации пара. Там же даны и температурные разности Д^ и bt. Формула (1-22) показывает, что при заданной температуре охлаждающей воды ^в, которая зависит от условий водоснабжения и климатических
25
условий, понижение температуры tK и, следовательно, давления в конденсаторе рк может быть достигнуто за счет уменьшения А/ и б/.
Разность энтальпий iK—i'K, входящая в числитель выражения А/, представляет в основном скрытую теплоту парообразования и мало меняется, составляя в конденсационных турбинах
Ц—Гк=2200—2300 кДж/кг.
Поэтому А/ зависит от кратности охлаждения т. Чем больше от, тем меньше А£ и тем ниже может быть давление в конденсаторе. Однако при увеличении кратности охлаждения возрастает расход охлаждающей воды и увеличивается затрата энергии на привод циркуляционных насосов, прокачивающих охлаждающую воду через конденсатор. Практически оказывается целесообразным применять кратность охлаждения в пределах от 50 до 90, чему соответствует повышение температуры воды в конденсаторе на Д/= = 11— 6°С.
Температурная разность 6/ зависит от нагрузки поверхности конденсатора, т. е. от количества пара, которое конденсируется на 1 м2 поверхности. Кроме того, 6t зависит в большой степени от чистоты поверхности, от воздушной плотности конденсатора и от температуры и скорости охлаждающей воды. Обычно 61 = = 5—10°С.
Если паровая турбина предназначается для установки в средней полосе СССР на станции, которая располагает в достаточном количестве проточной водой, то температура воды Цв в течение года меняется от 2°С в зимнее время, когда вода берется из-под ледяного покрова, до 25СС в летнее время. Для турбин с Рэ> >50 МВт средняя расчетная температура принимается Ав =10—12°С, чему соответствует давление в конденсаторе рк=3,5—4 кПа.
Если станция находятся вдали от естественных источников водоснабжения, что обычно бывает при расположении се в городской черте или в непосредственной близости от города (например, ТЭЦ), то приходится применять оборотное водоснабжение, охлаждая воду в градирнях. В этих условиях температура воды изменяется от 10—15°С зимой до 30—35СС в летнее время, и расчетная температура охлаждающей воды Ав = = 20—25°С, чему соответствует давление в конденсаторе рк = 5—7 кПа.
1-4. КОМБИНИРОВАННАЯ ВЫРАБОТКА ТЕПЛА И ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ЭНЕРГИИ
В городах и промышленных районах наряду с потребителями электрической энергии почти всегда имеются также и потребители тепла. К ним относятся системы отопления, а также различные технологические установки, служащие для подогрева, варки и сушки материалов. Расход тепла на отопление в большой степени зависит от времени года, достигая 26
26
Рис. 1-20. Сравнение идеальных тепловых циклов в TS-диаграмме для конденсационной турбины и турбины с противодавлением.
максимальной величины в наиболее холодные зимние месяцы и. почти полностью исчезая в летнее время. Промышленные потребители тепла обычно 'Нуждаются в тепле в течение всего года. Большое экономическое преимущество может быть достигнуто при комбинированной вырабоке электроэнергии и тепла. При этом в парогенераторе вырабатывается пар повышенного давления, который направляется в турбину, где расширяется только до давления, необходимого тепловому потребителю. Конденсируясь в технологических аппаратах нагрева или сушки, пар отдает скрытое тепло парообразования и в виде конденсата полностью или частично возвращается на ТЭЦ.
Сопоставим в AS-диаграмме тепловые процессы конденсационной турбины и турбины с противодавлением (рис. 1-20). Поскольку потребители тепла используют пар с повышенной температурой насыщения, давление пара, покидающего турбину с противодавлением, обычно превышает атмосферное давление и процесс отвода тепла производится на более высоком температурном уровне a^i, чем в конденсационной турбине. Поэтому работа 1 кг пара в турбине с противодавлением меньше, чем в конденсационной турбине, как это легко заметить, сопоставляя площади aibcdeifai и abedea, эквивалентные теплу, которое может быть превращено в работу в обеих установках. Однако в конденсационной установке тепло отработавшего пара, эквивалентное площади 1ае21 и равное TK(S2—Si), отводится в охлаждающую .воду и теряется, в то время как в установке, обслуживающей тепловых потребителей, тепло отработавшего пара (эквивалентное площади l[O.iei2h) может быть в значительной степени использовано. Иначе говоря, вместо того чтобы вырабатывать элек-
троэнергию на конденсационной станции, теряющей до 60—65% тепла с охлаждающей водой конденсаторов, и, кроме того, сжигать топливо для удовлетворения нужд тепловых потребителей, можно при комбинированной выработке энергии использовать почти все тепло, содержащееся в паре, т. е. почти всю площадь haibcd21i. При этом тепло, эквивалентное площади aibcdertti, используется для выработки электроэнергии, а тепло, изображаемое площадью ha\e^2h, передастся тепловому потребителю.
В большинстве случаев электрическая энергия, которую целесообразно вырабатывать на базе теплового потребления, не покрывает всей потребности района. Поэтому, помимо установок, отработавший пар которых направляется к тепловым потребителям, приходится также иметь чисто конденсационные установки. Однако, чем большее количество электроэнергии вырабатывается на базе теплового потребления, тем меньше необходимая мощность конденсационных установок и тем меньше количество тепла, непроизводительно отдаваемого охлаждающей воде.
Для того чтобы оценить выигрыш тепла при комбинированной выработке энергии, сравним установки, принципиальные схемы которых показаны на рис. 1-21.G и б. На первой схеме представлены две установки, в которых раздельно вырабатывается электроэнергия генератором, приводимым конденсационной турбиной, а теплопотребление обеспечивается самостоятельной котельной. На
рис. 1-21,6 представлена схема установки для комбинированной выработки тепла и электрической энергии. Установка состоит из турбины с противодавлением, отработавший пар которой отводится к тепловому потребителю, и конденсационной турбины. Пар к обеим турбинам подается из одного парогенератора.
Допустим, что требуется обеспечить электрическую мощность Ръ и снабдить потребителя теплом Qn- Рассмотрим, в какой из двух установок, представленных на схемах рис. 1-21, затраты тепла окажутся меньшими.
Рис. 1-21. Принципиальные схемы выработки электроэнергии и тепла а — раздельная установка; б — комбинированная установка.
Соответствующие использованные теплопере-пады для турбины с противодавлением и для конденсационной турбины обозначим Hri= = k—in и Hni^io—iK. При сравнении вариантов примем, что энтальпия воды на входе в парогенератор в обеих установках одинакова и равна i'K. Для упрощения последующих расчетов заметим, чго электрической мощности Рэ соответствует внутренняя мощность
Дм^Э.Г
Тогда расход тепла в раздельной установке будет равен:
фразд = Сразд Qn = (j0 - i'K)
+QK=v-+Qn- (1-23)
При комбинированной выработке энергии для турбин с противодавлением и конденсационной потребуется расход пара G1 и G11 соответственно. Мощность этих турбин составит:
Pi = р\ + рп. =
откуда расход, пара через конденсационную турбину G11 найдется из выражения
(1-24)
Н*1 нР v 7
Тогда расход тепла при комбинированной выработке энергии (рис. 1-21,6) будет равен:
Подставляя величину G1, определяемую в зависимости от количества тепла Qn, требуемого потребителем,
г/—. . Qn., ,
(п — t к
27
найдем:
Юкомб —____£
Vi
н~
(1-26)
Вычитая этот расход тепла QK0M6 из суммарного расхода тепла раздельной установки Овазд найденного по формуле (1-23), определим экономию тепла, достигнутую в результате комбинированной выработки энергии:
AQ = Qpa3« — Qkom6__
/Л / 1 \
= Qn--——-1 . (1-27)
in— I'к \ Vi ) V 7
Экономия .в расходе тепла .при комбинированной выработке энергии может быть выражена в долях от количества тепла, отдаваемого тепловому потребителю:
£комб — &Q — 1 ( J___1 —
Qn in — i'k у Vi J
= (1-28)
где
я; нд1 р]
/ = ----- —---------г = тг~ • (1-29)
гп — *'к (in — i'K) G1 Qn V 7
Коэффициент % характеризует выработанную мощность на базе теплового потребления.
Из формулы (1-28) видно, что экономия в расходе тепла в первую очередь зависит от коэффициента %. Кроме того, на дк<шб влияет абсолютный к. и. д. конденсационной установки. Очевидно, что чем ниже этот к. п. д, тц-, тем более рационально основную долю мощности при комбинированной выработке энергии создавать в турбине с противодавлением.
Оценка совершенства работы турбинной установки с противодавлением по абсолютному к. п. д. теряет смысл, коль скоро все или почти все тепло подводимого пара используется полностью. Вместе с тем далеко не безразлично количество энергии, выработанное турбиной с противодавлением, так как чем оно больше, тем меньше расход пара в конденсационной турбине и тем, следовательно, меньше потери тепла с охлаждающей водой. Поэтому для оценки установки, работающей с использованием тепла отработавшего пара, вместо абсолютного к. п. д. применяется найденный выше коэффициент %.
Так же как и абсолютный к. п. д. в конденсационной установке, коэффициент % за- 28
28
висит от располагаемого геплоперепада и тем больше, чем меньше рп, и от относительного к. п. д. турбины с противодавлением.
Если имеется не один, а несколько тепловых потребителей, требующих тепло при различных температурных уровнях, то, очевидно, выгодно иметь несколько турбин, отдающих пар при различных противодавлениях. Можно также создать турбину с одним или несколькими отборами пара для внешних потребителей из разных промежуточных ступеней, т. е. при различных давлениях отбираемого пара (см. гл. 10).
1-5. РЕГЕНЕРАТИВНЫЙ ПОДОГРЕВ ПИТАТЕЛЬНОЙ ВОДЫ
В термодинамическом цикле водяного пара при отсутствии внешних потребителей тепла определенное количество тепла отработавшего пара может быть использовано для поцогрева питательной воды. В самом деле, конденсат отработавшего пара откачивается из конденсатора при температуре, равной температуре насыщения, отвечающей давлению в конденсаторе. В зависимости от давления рк эта температура составляет 20—40°С.
Вместе с тем температура t'o, при которой происходит испарение воды в парогенераторе, отвечает начальному давлению р0- В диапазоне начальных давлений ро от 3 до 22,13 МПа (до критического состояния) температура насыщения t'o меняется от 234 до 374°С.
Вместо того, чтобы питательную воду греть в самом парогенераторе за счет тепла сжигаемого топлива, для повышения температуры питательной воды можно использовать пар, отбираемый из промежуточной ступени турбины и уже совершивший определенную работу при расширении от начального состояния до давления в отборе. Таким образом можно осуществить регенерацию тепла, т. е. передать питательной воде часть тепла, отдаваемого охлаждающей воде. Другими словами, нагрев питательной воды, требующий относительно небольшой затраты тепла, можно рассматривать как тепловое потребление в комбинированном цикле, причем выигрыш в экономичности, так же как и в цикле с внешним тепловым потреблением, пропорционален мощности, вырабатываемой на базе теплового потребления.
В установках, рассчитанных на комбинированную выработку тепла и электроэнергии для внешнего потребителя, система регенеративного подогрева питательной воды также находит применение.
Питательная вода чаще всего подогревается в подогревателях поверхностного типа; при низком давлении пара применяются также смешивающие подогреватели. В качестве
Рис. 1-22. Принципиальная схема турбинной установки с одной ступенью регенеративного подогрева питательной воды.
примера простейшей схемы регенеративного подогрева питательной воды на рис. 1-22 показана принципиальная схема установки конденсационной турбины с одним регенеративным подогревателем поверхностного типа. Питательный насос прокачивает воду, подаваемую в парогенератор через трубчатую систему теплообменника, обогреваемую паром из промежуточного отбора турбины. Конденсат греющего пара отводится в конденсатор турбины. В поверхностном подогревателе питательная вода может быть нагрета до температуры, близкой к температуре насыщения обогревающего пара. Допустим, что разность между энтальпией конденсата греющего пара i'-n и энтальпией питательной воды in.B при выходе из подогревателя составляет 6t = = tvn—i’n.B. Если обозначить через а количество отбираемого пара, выраженное в долях от расхода пара, подаваемого к турбине, и принять, что энтальпия воды на входе в подогреватель равна t'K, то уравнение теплового баланса подогревателя напишется так:
ос (tn i п) “t'n.B—i п 6t—-i к.
Отсюда доля отбираемого пара составит: i'n — i'k — /1
а =-----:-------, (1 -об)
и мощность, развиваемая отбираемым паром,
L = a (t. - t„) = <f~~~. (Ь31)
In - I п
Па рис. 1-23 приведена диаграмма, где по оси ординат отложены энтальпии in расширяющегося в турбине пара, при которых производится отбор, а по оси абсцисс—-энтальпии конденсата греющего пара i'n. Зависимость между этими величинами изображается пологой кривой 1. Линия 2 эквидистантна линии 1 и смещена на величину dt = t'n—tn.B,
определяемую недогревом питательной воды по отношению к энтальпии конденсата греющего пара. Другими словами, линия 2 изображает зависимость между энтальпией отбираемого пара и энтальпией tn.B питательной воды, покидающей подогреватель с педогре-вом di.
Следует отметить, что разность tn—Еп, стоящая в знаменателе формулы (1-31), мало зависит от изменения точки отбора пара из турбины. Поэтому мощность Еа, развиваемая отборным паром, пропорциональна заштрихованной площади прямоугольника со сторонами i'n—i'n—Ы и to—in на рис. 1-23.
Наибольшей эта площадь будет приблизительно при энтальпии отбираемого пара, близкой к средней величине между iK и to. Иначе говоря, максимум работы отбираемый пар совершит, если нагрев питательной воды в подогревателе составит приблизительно половину необходимого нагрева от температуры конденсата до температуры насыщения, отвечающей давлению в парогенераторе.
Дальнейшее повышение экономичности цикла с регенерацией можно получить, применяя несколько ступеней подогрева питательной воды.
Пользуясь для приближенной оценки выигрыша в экономичности диаграммой рис. 1-23, можно показать, что, например, при трех ступенях подогрева выработка энергии на тепловом потреблении пропорциональна площади ступенчатой фигуры AabcdefgA. Наибольший выигрыш в экономичности регенеративного цикла мог бы быть достигнут при бесконечном числе отборов пара, когда выработка на тепловом потреблении достигла бы величины, эквивалентной площади АСВА.
Рис. 1-23. Зависимость -энтальпии отбираемого пара от энтальпии его конденсата.
(в разности 1'0—iK—6i вместо <’к читать Гк).
29
Рис. 1-24. Идеальный регенеративный цикл (при бесконечном числе отборов) в TS-диаграмме.
Как можно судить на основании рис. 1-23, при ограниченном числе ступеней подогрева целесообразно выбирать точки отбора пара с таким расчетом, чтобы повышение энтальпии (или температуры) питательной воды было приблизительно одинаковым в каждой ступени подогрева или чтобы теплоперепады между ступенями отбора пара были приблизительно равны между собой.
Приведенное рассмотрение теплового цикла с регенерацией не учитывает, однако, некоторых обстоятельств, с которыми связано повышение температуры питательной воды. Дело в том, что с ростом йт.в становится все более трудным достаточно охладить уходящие из парогенератора газы. Поэтому теоретический выигрыш от повышения конечной температуры подогрева питательной воды может быть утрачен в связи с ростом потерь с уходящими газами парогенератора.
Часто для выбора температуры питательной воды используют формулу
4^=^ = (0,75 ч-0,85) (1-32)
где t'o— температура насыщения при р0, a z—• число точек отбора, или более простую зависимость £п.в= (0,65-4-0,75)t'o. При сверхкритических параметрах пара, в частности для распространенного в СССР давления свежего пара ро=23,5 МПа, температура питательной воды /п.в выбирается равной 265 или 274°С.
При любом заданном конечном уровне подогрева питательной воды теоретически наибольший выигрыш в экономичности от регенерации достигается при числе подогревателей, стремящемся к бесконечности. В этом случае регенеративный цикл с большой сте
30
пенью приближения может быть представлен в ^-диаграмме (рис. 1-24), где затрачиваемое в парогенераторе тепло соответствует площади la'bcd21, т. е. = /пв, а работоспособность пара эквивалентна заштрихованной площади aa'bcdea, т. с.
H^p = i0 - - TK(S0 - Sn.B). (1-33)
Коэффициент полезного действия такого идеального регенеративного ци-к ла представится отношением
»°° ^°Р 1 (So 5П.в) /1 пдд
,р~ С г.-in.. (I’
и аналогично для идеального регенеративного цикла с промежуточным перегревом пара (до Тдп и San), если верхний отбор производится При р<ртт.,
' (Ь35)
Со —• Окв) “Ь А/'ПП
где Ainn=inn—йг (см. рис. 1-17).
Определив тц и т]™г по (1-2а) и (1-19а), найдем повышение экономичности, которое может быть достигнуто в идеальном регенеративном цикле с бесконечным числом отборов:
для установки без промежуточного перегрева пара
1 1
------------= 1 -J5L; (1-36)
Р qt _1_ }
для установки с одним промежуточным перегревом пара л тпп
tnneo___ &q ___ . И /< 07ч
р ТпгГ „ппоо ' V ° )
4t Дгр
В этих формулах q — удельный расход тепла: qt— для теоретического цикла без промежуточного перегрева; q™t—для теоретического цикла с промежуточным перегревом пара.
Очевидно, что при конечном числе подогревателей выигрыш в к. п. д. будет меньше, и его можно оценить, пользуясь графиками на рис. 1-25. Здесь по оси ординат отложен относительный выигрыш 1Р и 1ЛПР по сравнению с максимальным выигрышем, достигаемым при бесконечном числе отборов и подогреве воды до температуры насыщения, соответствующей ро, т. с. до /п.в = ^о; по оси абсцисс
Й1.В- tv
отложена величина —г,----— •
'о — ?к
Чем больше число подогревателей, тем выше оптимальная величина /п.в, что понятно из рассмотрения рис. 1-23. Излом кривых для конечного числа отборов па рис. 1-25,6 обь-
е _ ?Э-Р ~
Рис. 1-25. Относительный выигрыш в удельном расходе тепла
по сравнению с максимально возможным при бесконечном числе отборов в зависимости от температуры питательной воды /п.в и числа подогревателей z.
а для установки без промежуточного перегрева пара- б — для установки с промежуточным перегревом пара.
ясняется тем, что если один из отборов попадает на давление промежуточного перегрева рпп, то его выгоднее организовать не после перегрева, а до пего.
Кривые на рис. 1-25 построены при неизменном для каждого графика к. п. д. турбины Лог; в расчете не учтены потери давления и педогрсва в регенеративных подогревателях. Для рис. 1-25,й были приняты параметры пара: ро = 4 МПа; ^=450°С, рк=5 кПа, а для рис. 1-25,6 начальные параметры: р0 = = 17,6 МПа, £о=52О°С; промежуточный перегрев до /щ1 = 520оС при рпп='0,2 ро и Арпп/Рпп= = 0,1; Рк=5 кПа. При других параметрах пара относительные значения £р/(£”)макс будут мало отличаться от значений, представленных на рис. 1-25,(7. и б.
Приведенные выше соображения, формулы и графики позволяют приближенно оценить выигрыш в экономичности за счет регенеративного подогрева питательной воды.
Рис. 1-26. Тепловая схема турбинной установки мощностью 800 МВт на начальные параметры пара р0=23,5 МПа, 4=560°С с промежуточным перегревом пара до i“nn = 540cC.
1 — ЦВД; 2 — ЦСД; 3, 4, 5— ЦНД; 6 — основные конденсаторы; 7 — электрический генератор; 8 — обессоливающая установка; ® конденсатные насосы; 10— сальниковые подогреватели; П1—Г18 — подогреватели питательной воды; Д — деаэратор; БН бустерный (предвключенный) насос; ПИ — питательные насосы; 11—турбоприводы питательных насосов; 12—конденсаторы турбоприводов; Б1, £2 —бойлеры; 13—расширительный бак; 14 — перекачивающий насос; /5 — подвод свежего пара; 16— на промпере-грев; 17 — после промперегрева; 18 — пар в ЦНД; 19 — на подогрев воздуха; 20 — из уплотнений; 21—из штоков клапанов и уплотнений; 22— на сушку топлива; 23—на разогрев растопочного мазута; 24 — выпар; 25—в коллектор; 26— после подогрева воздуха; 27—после сушки топлива; 28 — в бак низших точек; 29 — в парогенератор; 30—добавок химочищенной воды; 31 — охлаждающая вода в конденсаторы.
31
Рис. 1-27. Процесс расширения пара в tS-диаграмме для турбины с промежуточным перегревом и несколькими отборами пара.
При проектировании конкретной турбинной установки выполняется детальный расчет реальной тепловой схемы. Примером такой схемы может служить изображенная на рис. 1-26 тепловая схема установки с промежуточным перегревом пара. Из конденсатора конденсат откачивается конденсатным насосом и направляется сначала в холодильники воздушного эжектора (в схеме рис. 1-26 нет воздушного эжектора), а затем в систему регенеративного подогрева питательной воды. Пройдя последовательно через несколько поверхностных подогревателей, вода поступает в смешивающий подогреватель, обогреваемый паром из пятого отбора. Этот подогреватель используется в качестве деаэратора, в котором питательная вода освобождается от растворенного в ней кислорода. Из деаэратора, куда также сбрасывается конденсат греющего пара подогревателей высокого давления поверхностного типа, вода забирается питательным насосом, прокачивающим ее через остальные подогреватели в парогенератор.
В такой установке мощность агрегата находится по формуле
Рэ GH ГЦмУэ.Г,
(1-38)
где G— расход свежего пара; Hi — приведенная работа 1 кг .пара, подводимого к турбине. Подсчитывается Hi как сумма произведений использованных теплоперепадов (рис. 1-27) на относительное количество пара, протекающего через отсек турбины, т. е.
Я, = Н’+(1 -а1-«п)Д,11 + ...
(1-39)
Абсолютный электрический к. п. д. такой установки равен:
где т — число отборов до промежуточного перегрева (по потоку пара).
1-6. ТУРБИННЫЕ УСТАНОВКИ
АТОМНЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ
В настоящее время атомная энергетика характеризуется большим разнообразием типов атомных электростанций (АЭС), определяемым главным образом типами устанавливаемых ядерных реакторов [Л. 22]. Если рассмотреть строящиеся и проектируемые АЭС, то можно выделить три типа АЭС.
1. АЭС с турбинными установками, работающими паром высоких начальных параметров, иногда с промежуточным перегревом в парогенераторе. Пар, поступающий в турбину, нерадиоактивеи. Рассмотренные выше вопросы расчета турбинных установок и влияния параметров па их к. п. д. применимы п для этого типа АЭС, а сами турбины и турбинные установки мало отличаются от используемых на ТЭС.
2. АЭС с реакторами, выдающими воду под высоким давлением. В этих АЭС генерирование пара осуществляется в специальном теплообменнике — парогенераторе, и схема станции оказывается двухконтурной (рис. 1-28,с). В турбину .поступает нерадиоактивный пар, обычно насыщенный и реже слегка перегретый.
Рис. 1-28. Принципиальные схемы установок АЭС с водоохлаждаемыми реакторами.
а — двухконтурная установка с турбиной насыщенного или слабо перегретого пара; б — одноконтурная установка с турбиной насыщенного пара; 1 — реактор; 2 — парогенератор; 3 — циркуляционный насос первого контура; 4 — часть высокого давления турбины; 5 — часть низкого давления турбины; 6 — внешний сепаратор; 7 — вторичный перегреватель; 8 — конденсатор; 9 — конденсатный насос; 10— система регенеративного подогрева питательной воды; 11 — питательный насос.
32
Рис. 1-29. Процесс расширения пара в турбинах насыщенного пара в iS-диаграмме.
Линия 1—в турбине без внешней сепарации и промпсрегрева; линия // — в турбине с однократной внешней сепарацией; линия III — в турбине с двукратной внешней сепарацией; линия IV — в турбине с однократной внешней сепарацией и промежуточным перегревом пара.
3. АЭС с водоохлаждаемыми реакторами, выдающими радиоактивный насыщенный пар. направляемый в турбину. Такая одноконтурная схема показана на рис. 1-28,6.
Турбинные установки АЭС второго и третьего типа имеют некоторые специфические особенности, которые кратко рассматриваются ниже. Подробно эти особенности разбираются в [Л. 34].
а) Выбор начального давления р0. Как и в случае перегретого пара при to—const, так и для насыщенного пара повышение ро увеличивает теоретический к. п. д. цикла ту только до определенного значения р0~17 МПа (пунктирная кривая на рис. 1-14).
Относительный внутренний к. п. д. т)Ог турбины, где весь или почти весь процесс расширения пара проходит ниже пограничной кривой х=1 (рис. 1-29), существенно зависит от влажности пара в ступенях турбины. Так как с повышением ро влажность пара в последних степенях турбины увеличивается и к. п. д. Tjof снижается, то давление, при котором достигается максимум абсолютного внутреннего к. п. д. тц, оказывается меньшим, чем соответствующее максимуму ц/, а кривая тц = — f(p0) более пологой. Термодинамический макс
оптимум, т. е. > соответствует
— 13 МПа, причем с уменьшением р0 вдвое экономичность установки снижается на Аз]г/Т]г = 0,05—0,07.
Для кипящих реакторов, непосредственно снабжающих паром турбину, на выбор начального давления оказывает влияние коэффициент теплоотдачи от стенки тепловыделяющих элементов к воде при кипении, зависящий от давления и наивысший при р0~7МПа. В двухконтурной схеме из-за неизбежных температурных перепадов в реакторе и парогенераторе давление воды на выходе из реактора должно быть по меньшей мере на 8— 11 МПа выше, чем давление пара на входе в турбину. Увеличение же давления воды связано с трудностями создания реактора и обеспечения его надежности, особенно при больших размерах его корпуса.
В связи с этим давление пара на входе в турбину для АЭС третьего типа принимается не выше ро = 6,О-н7,3 МПа, а для АЭС второго типа до ро = 4,2д-7,2 МПа.
б) Внешняя сепарация влаги и промежуточный перегрев. В процессе расширения пара в турбине насыщенного пара, представленном в /5-диаграмме кривой / (рис. 1-29), влажность пара в последних ступенях будет очень велика, доходя в конце расширения до ук= = 0,2—0,25. В этих условиях лопатки будут подвергаться недопустимо сильной эрозии, а к. п. д. турбины Цо? окажется очень низким.
В связи с этим при определенном давлении /?разд, называемом разделительным, пар направляется в специальный сепаратор, после которого при у=1— 2% поступает в последующие ступени турбины (рис. 1-28). Процесс расширения пара в этом случае изобразится линией // (рис. 1-29). Иногда применяется двукратная сепарация (линия III на рис. 1-29). Сепарация пара повышает надежность работы последних ступеней т\рби-ны, увеличивает к. п. д. турбины т]0,. При этом также немного возрастает к. п. д. цикла, так как тепло сконденсировавшейся в сепараторе влаги обычно используется в системе регенеративного подогрева питательной воды.
Во многих случаях вслед за внешней сепарацией применяется еще промежуточный перегрев пара (рис. 1-28,а). Этот перегрев производится паром тех же параметров, что и перед турбиной, и обычно 1т=1о—(50-г-20) °C. Иногда перегрев выполняется двухступенчатым: сначала паром из промежуточной ступени турбины при давлении выше разделительного, а затем паром начальных параметров. Промежуточный перегрев снижает влажность пара в ступенях низкого давления (см. линию IV на рис. 1-29), повышая при этом Цог. Однако в отличие от промежуточного перегрева, осуществляемого в парогенераторе
3—326
33
Рис. 1-30. Идеальный цикл турбинной установки насыщенного пара с внешней сепарацией и промперегревом в TS-диаграмме.
Линия cf — изоэнтропа процесса расширения пара в части высокого давления; линия fg — изобара подсушки пара в сепараторе; линия ghd — изобара подсушки пара и вторичного перегрева в промперегревателе; линия de — изоэнтропа процесса расширения пара в части низкого давления турбины.
турбин с начальным перегревом, в турбинах насыщенного пара он не повышает теоретического к. п. д. цикла, так как уровень 'подвода тепла в нем ниже, чем в основном, первоначальном цикле.
Процесс в TS-диаграмме для идеального цикла турбинной установки насыщенного пара с сепарацией и промежуточным перегревом показан на рис. 1-30. Так же как и для промежуточного перегрева в турбинах высоких параметров, для турбин насыщенного пара имеется термодинамический оптимум разделительного давления. Он определяется выигрышем в т]Э (см. график на рис. 1-31); кроме того, учитываются допустимые значения влажности в конце процесса расширения пара и перед сепарацией. Следует указать, что до сих пор шла речь о так называемой диаграммной влажности. В действительности влажность в проточной части турбины будет меньше из-за специальных мер по влагоуда-лению (см. § 5-3). Термодинамический оптимум разделительного давления зависит от того, предусмотрен ли промежуточный перегрев или нет. В схеме без промежуточного перегрева (рразд/ро) ОПТ — О» 06—0,12, а б установке с промежуточным перегревом (рразд/ро)опт= = 0,10—0,2. Отметим, что при очень малом Рразд промежуточный перегрев термодинамически даже невыгоден.
в) Регенеративный подогрев питательной воды. Такой подогрев применяется и в турбинах насыщенного пара, но из-за малого те-
Рис. 1-31. Влияние разделительного давления Рразп/Р') на абсолютный к. и. д. турбинной установки насыщенного пара т]э.
/ — при однократной сепарации; 2— при однократной сепарации и одноступенчатом промперегреве.
плоперепада турбины число отборов меньше и обычно равно 4—6. Следует отметить, что отборы пара особенно целесообразны в турбинах насыщенного пара по следующим причинам:
подогрев воды насыщенным или влажным паром термодинамически более выгоден, чем перегретым паром;
в местах отбора пара особенно эффективно влагоудаление в проточной части турбины, широко применяемое в турбинах насыщенного пара, в то время как влагоудаление в ступенях, не связанных с отбором, приводит к неизбежному отсосу неиспользуемой далее части паровой среды.
Из-за невысоких начальных .параметров пара и пониженного к. п. д. турбины экономичность турбинных установок насыщенного' пара невелика.
1-7. ОСНОВНЫЕ ТИПЫ СТАЦИОНАРНЫХ ПАРОВЫХ ТУРБИН ДЛЯ ПРИВОДА ГЕНЕРАТОРОВ ЭЛЕКТРИЧЕСКОГО ТОКА
Для того чтобы наиболее рационально' организовать построение паровых турбин, комплектацию оборудования электрических станций и обеспечить заводам условия, при которых они быстрыми темпами могли бы выпустить турбины на большую суммарную мощность, число типоразмеров турбин, проектируемых к постройке, было в начале развития турбостроения в СССР весьма ограничено. Однако в силу требований энергетики и промышленности число типоразмеров турбин, выпускаемых нашими турбостроительными заводами, постепенно возрастает.
Последний стандарт паровых турбин— ГОСТ 3618-69 [Л. 36]—вступил в силу в 1969 г. В нем предусмотрены турбины конденсационные, с противодавлением, с одним и двумя регулируемыми отборами пара, а также с противодавлением и регулируемым отбором.
Ранее было введено обозначение паровых турбин. Первая буква обозначения характеризует тип турбины: К —конденсационная, Т — конденсационная с отопительным (теплофикационным) отбором пара, П — с производственным отбором пара для промышленного потребителя, ПТ — с двумя регулируемыми отборами пара, Р — с противодавлением, ПР—с производственным отбором и противодавлением. После буквы в обозначении указываются мощность турбины в Л4Вт (если дробь, то в числителе номинальная’ а в знаменателе— максимальная мощность) и начальное давление пара перед стопорным клапаном турбины в кгс/см2. Под чертой для турбин типов П, ПТ, Р и ПР отмечается но-
34
Таблица 1-2
Типоразмеры турбин, предусмотренные ГОСТ 3618-69
Мощность, МВт Типы турбин
номинальная максимальная конденсационная с противодавлением с отопительным отбором с производственным отбором с двумя отборами с отбором и противодавлением
2,5 2,75 (Р-2,5-35/3) (П-2,5-35/5)
2,5 2,75 (Р-2,5-35/5)
4,0 4,0 (К-4-35)
4,0 4,4 Р-4-35/1,2 (П-4-35/5)
4,0 4,4 Р-4-35/3
4,0 4,3 Р-4-35/5
4,0 4,4 Р-4-35/10
4.0 4,4 Р-4-35/12
6.0 6.0 (К-6-35)
6,0 6,6 Р-6-35/1,2 (Т-6-35) (П-6-35/5) ПР-6-35/5/1,2
6,0 6,6 Р-6-35/3 ПР-5-35/10/1,2
6,0 6,4 Р-6-35/5
6.0 6,6 Р-6-35/Ю ПР-6-35/10/5
6.0 6,6 (К-12-35) ПР-6-35/15/5
12,0 12,0
12,0 13,3 Р-12-35/1,2
12,0 12,8 Р-12-35/5
12,0 12,8 Р-12-90/7 Р-12-90/13
12,0 12,8
12,0 12,8 (Р-12-90/18)
12.0 12.3 (Р-12-90/31)
12,0 15,0 ПТ-12/15-35/10 ПР-12/15-35/15/5
12,0 15.0 (Р-25-90/18) ПТ-12/15-90/10 ПР-12/15-90/15/7
25 30 (Т-25/30-90) ПТ-25/30-90/10 ПР-25/30-90/10/0,9
40 43 Р-40-130/31
50 55 (К-50-90)
50 60 Р-50-130/13 (Т-50/60-130) ПТ-50/60-130/7
50 60 ПТ-50/60-130/15
60 75 (ПТ-60/75-90/13)
60 75 ПТ-60/75-130/13
100 НО (К-100-90)
100 110 Р-100-130/15
100 120 Т-100/120-130
135 165 (К-160-130) ПТ-135/165-130/15
160 165
200 210 К-200-130
250 300 Т-250/300-240
300 К-300-240
500 К-500-240 4
800 К-800-240
Примечание. Типоразмеры, указанные в скобках, применять не рекомендуется.
Величины максимальных мощностей турбин К-300-240, К-500-240 и К-800-240 устанавливаются в процессе длительной эксплуатации.
миналыюе давление производственного отбора и (или) противодавление турбины, т. е. давление пара в отборном патрубке турбины перед запорной задвижкой в кгс/см2.
Определенному начальному давлению пара соответствует начальная температура, как это указано ниже:
Начальное давление па- 35 90 130
ра, кгс/см2
То же, МПа 3,44 8,83 12,75
Начальная температура 435 535 565 и
пара, °C (540)*
240
23,5
560 и
540
* Начальная температура пара снижена пр указанию Минэнерго СССР с целью повышения надежности оборудования и паропроводов блоков, работающих в режимах частых пусков и остановок.
Конденсационные турбины мощностью 160 МВт и выше проектируются для работы с промежуточным перегревом пара до температуры на входе в .приемный патрубок турбины, равной 540, 560 и 565°С.
Расчетная температура охлаждающей воды для конденсационных турбин большой мощности (50 МВт и выше) принимается 10 и 12°С.
Для турбин с отбором пара, а также для турбин малой мощности расчетная температура охлаждающей воды принимается 20°С ввиду того, что такие турбины в большинстве случаев устанавливаются на ТЭЦ, расположенных в городской черте, или на площадке промышленного предприятия, где применяет-
3*
35
Основные показатели некоторых отечественных стационарных паровых турбин
Типоразмер К-9-35 К-12-35 Р-12-15 (ОР-12ПМ) К-18-35 К-18-16 (ОК-18ПУ) К-22-90 ПР-25-90/10/0,9 Т-30-90 Р-40-130/31 К-50 90 Р-50-130/13
Завод-изготовитель НЗЛ НЗЛ К 3 НЗЛ ктз НЗЛ УТМЗ НЗЛ УТМЗ ЛМЗ ЛМЗ
Год постройки 1968 1956 1962 1956 1971 1961 1962 1972 1965 1955 1962
Номинальная мощность, МВт 7,4 11,6 12,5 19 15 20,5 25 31,0 40 55 50
Максимальная мощность, МВт 9,0 12,8 12,5 19 19,4 — 30 31,0 43 57 60
Частота вращения, с"1 58,4—75,8 41,7—56,7 100 41,7—56,7 77,5 41,7—58,4 50 41,7—57,5 50 50 50
Начальное давление, МПа 3,44 3,44 1,47 3,44 1,52 8,83 8,83 8,83 12,75 8,83 12,75
Начальная температура, °C 435 435 450 435 443 535 535 535 565 535 565
Давление промежуточного перегрева (разделительное), МПа Нет Нет т Нет Нет Нет Нет Нет Нет Нет Нет
Температура промежуточного перегрева, °C Нет Нет Нет Нет Нет Нет Нет Нет Нет Нет Пет
Давление регулируемого отбора, МПа Нет Нет Нет Пет Нет Нет 0,98 0,12 Нет Нет Нет
Номинальная величина отбора пара, кг/с Нет Нет Нет Нет Нет Нет 18 20,8 Нет Нет Нет
Противодавление, МПа 0,225 0,09 3,04 1,18
или
конечное давление, кПа 5,3 5,5 5,4 5,9 5,2 8,5** 3,43
или
температура охлаждающей воды, °C 25 25 25 15 25 30 16
Температура питательной воды, °C 147 153 Нет 163 Нет 224 Нет 208* — 226 235
Число регенеративных отборов пара 3 3 Нет 3 Нет 6 3 6 1 8 3
Расход пара*, кг/с 9,0 14,4 31,4 23,5 18,2 22,0 44/53 33,9**/40 127/131 57,2/60 —/133
Число цилиндров и потоков К. р. д. установки, % 1X1 30,4 1X1 30,5 1X1 1X1 31,2 1X1 1X1 37,2 1X1 1X1 35,5** 1X1 1X1 38,8 1X1
Удельный расход пара, кг/(кВт-ч) 4,4 4,46 9,0 4,45 4,37 3,85 6,45 3,93** П,4 3,74 7,4
Удельная масса турбины (без конденсатора и вспомогательного оборудования), кг/кВт 3,34 3,58 1,0 2,39 2,93 2,45 3,9 2,0 2,75 3,3 2,7
Парораспределение свежего пара Сопловое Сопловое Дроссельное Сопловое Дроссельное Сочловое Сопловое и внутренний обвод Сопловое Сопловое Сопловое Сопловое и внутренний обвод
Регулирующая ступень Двухвене тая Двух венечная Нет Двух-венечная Нет Двух-венечная Одиовслсчпая Двух-венечиая Двухвенечная Одновен еч па я Одновенечная
Длина последней лопатки, мм 265 340 152 390 350 373 — 348 — 665 122
Примечания Для привода компрессоров Для привода компрессоров Для привода питательного насоса (блока К-300-240 Для привода компрессоров Для привода питательного насоса блока К-800-240 Для привода компрессоров Номинальное противодавление в пределах 1,0—1,8 (±0,3) МПа
П родолжение табл. 1-3
1 ипоразмср Т-50-130 Т-50-130 ПТ-53-130/7 ПТ-60-90/13 ПТ-60-130 13 К-ЮО-90 Р-100-130/15 Т-100-130 К-160-139 ПТ-135/165-130/15 К-200-130
Завод-изготовитель УТМЗ УТМЗ УТМЗ ЛМЗ ЛМЗ ЛМЗ УТМЗ УТМЗ ХТГЗ УТМЗ ЛМЗ
Год постройки I960 19G3 1959 1956 1957 1958 1968 1961 1958 1973 1958
Номинальная мощность, МВт 55 50 50 60 60 110 100 105 169 135 210
Максимальная мощность, МВт 65 60 60 75 75 115 107 120 165 165 215
Частота вращения, с"1 50 60 50 50 50 50 50 50 50 50 50
Начальное давление, МПа 12,75 12,75 12,75 8,83 12,75 8,83 12,75 12,75 12,75 12,75 12,75
Начальная температура, °C 555 565 555 535 565 535 555 555 565 555 565
Давление промежуточного перегрева (разделительное), МПа Пет Нет Нет Нет Нет Нет Нет Нет 2,8 Нет 2,31
Температура промежуточного перегрева, °C Нет Нет Нет Пет Нет Нет Нет Нет 565 Пет 563
Давление регулируемого отбора, МПа До 0,245 До 0,245 До 1,0/до 0,245 1,27/0,12 1,27/0,12 Нет Нет До 0,245 Нет До 2,06/до 0,245 Нет
Номинальная величина отбора пара, кг/с 400*** — 42/ — 4G н 32 39 и 28 Пет Нет 730*** Пет 89/460*** Нет
Противодавление, МПа 1,47
или
конечное давление, кПа 5,4 — 5,4 — — 3,43 — 3,43 7,35 3,46
или
температура охлаждающей воды, °C 20 20 20 20 20 10 20 12 10
Температура питательной воды, °C 232 — — 232 242 227 234 232 229 — 240
Число регенеративных отборов пара 7 7 7 7 7 8 3 7 7 8 7
Расход пара*, кг/с 92/95 86/90 99/108 -/112 —/108 111/117 25'1 127/129 127/143 208/211 165/186
Число цилиндров и потоков 1X1+1XI 1Х1+1Х1 1Х1+1Х1 1Х1+1Х1 1X14-1X1 1Х1+1Х2 1X1 1X1+1X1+ + 1X2 1Х1+1Х2 1X1 + 1X1 1Х1+1Х Х1+1Х2
К. п. д. установки, % 39,6 43,7 44,8
Удельный расход пара, кг/(кВт-ч) 4,63 6,51 5,85 3,64 7,6 4,20 2,86 — 2,82
Удельная масса турбины (без конденсатора и вспомогательного оборудования), кг/кВт 5,14 5,14 5,15 4,3 4,4 2,7 1,84 3,46 2,6 2,55 2,66
Парораспределение свежего пара Сопловое Сопловое Сопловое Сопловое Сопловое Сопловое Сопловое Сопловое Сопловое Сопловое Сопловое
00 •ч Регулирующая ступень Длина последней лопатки, мм Примечания Двух-венечная 550 Ступенчатый подогрев сетевой воды Двух-венечная 550 Двухвенечная 550 Двухвенечная 665 Одновенечная 665 Одно-веиечная 665 Турбина модернизирована Одновенечная Одно-венечиая 550 Ступенчатый подогрев сетевой воды Одно-вепечная 780 Турбина модернизирована Одновенечная 850 Ступенчатый подогрев сетевой воды Одновенечная 765 Полуторный выход, турбина модернизирована
Продолжение табл. /-<?
Типоразмер К-220-44 К-300-240 К-300-240 Т-250/300-240 К-500-166 К-500-240 К-500-65 К-500-60 К-800-240 К-800-240 Д-1200-240
Завод-изготовитель ХТГЗ ХТГЗ ЛМЗ УТМЗ ЛМЗ ХТГЗ ХТГЗ ХТГЗ ЛМЗ ЛМЗ ЛМЗ
Год постройки 1969 I960 1960 1971 1972 1964/1973 1970 1975 1964 1970 1976
Номинальная мощность, МВт 220 300 300 250 500 500 500 500 800 800 1200
Максимальная мощность, МВт 240 320 330 300 525 535 543 531 835 850 1380
Частота вращения, с"1 50 50 50 50 50 50 50 25 5J/50* **' 50 50
Начальное давление, МПа 4,3 23,5 23,5 23,5 16,3 23,5 6,46 5,88 23,5 23,5 23,Ь
Начальная^температура, °C 255 560 560 540 535 540 280 274 560 540 540
Давление промежуточного перегрева (раз- 0,27 3,53 3,53 3,73 3,7 3,63 0,3 1,15 3,38 3,8 3,9
делительное), МПа Температура" промежуточного перегрева, °C 240 565 565 540 535 540 265 250 565 540 540
Давление регулируемого отбора, МПа Нет Нет Нет 0,093 Пет Нет Нет Нет Нет Нет Нет
Номинальная величина отбора пара, кг/с Противодавление, МПа Нет Нет Нет 1380*** Нет Нет Нет Нет Нет Нет Нет
или 3,43
конечное давление, кПа 5,1 3,43 3,43 6,9 5,9 3,5 3,9 5,9 2,89/3 ,72**** 3,58
или
температура охлаждающей воды, °C 22 12 12 20 22 12 12 22 12 12 12
Температура питательной воды, °C 223 265 265 263 250 265 167 223 270 274 274
Число регенеративных отборов пара 8 9 8 8 7 9 7 7 8 8 9
Расход пара*, кг/с 517 —/264 247/258 265/272 430 —/458 745 840 —/695 670 1018
Число цилиндров и потоков 1Х1+2Х2 1X1 + 1X14- 1XI+1X1+ 1Х1+1Х1+ 1Х1+1Х2+ 1X1+1X1+ 1Х2+4Х2 1Х1+1Х2 1Х1+1Х1+ 1Х1+1Х2+ 1X1+1Х2+
+ 1X3 + 1X3 +1Х1+1Х2 + 2X2 + 2x2 +2X2 1Х1+2Х2 + 3X2 +3X2

К. п. д. установки, % 31,6 46,8 46,7 44,3 46,7 32,4 33,3 47,5 46,7 47,1
Удельный расход пара, кг/(кВт-ч) 8,46 2,89 2,97 3,64 3,1 3,05 5,36 ,05 — — 3,05
Удельная масса турбины (без конденсате- 3,23 2,05 2,3 3,2 1,89 1,8 3,1 2,8 2,0 1,625 1,58
ра и вспомогательного оборудования), к г/кВт
Парораспределение свежего пара Сопловое Сопловое Сопловое Сопловое Сопловое Сопловое Дроссельное Дроссельное Сопловое Сопловое Дроссельное
Регулирующая ступень Од нов е- Однове- Одно- Однове ечная Однове- Одною- Нет Нет Одновепечпая Однове- Нет
печная печная венечная печная печная нечная
Длина последней лопатки, мм 852 1050 960 940 960 1050 852 1450 960 960 1200
Примечания Расход пара Турбина Ступенчатый В одноконтур- Расход пара Турбина
с учетом модерни- подогрев ной схеме.. с учетом отоо- двухвальная
внешних зироваиа сетевой воды Расход пара ра па вторую
Расход па- отборов с учетом отбор'а ступень пром-
ра с учетом отбора на вторую ступень промпере- на вторую ступень иром-перегрева перегрева

грева
* Дробные числа означают поминальное и максимальное значения.
** При конденсационном режиме.
*** Номинальная тепловая нагрузка, ГДж/ч.
**** К первому и второму валу.
ся оборотное водоснабжение (градирни), которое дает более высокие значения температур воды.
Под номинальной мощностью турбин понимается наибольшая мощность, которую турбина должна развивать длительно на зажимах генератора Рэ при номинальных значениях всех других основных 'параметров. При этом номинальная мощность для конденсационных турбин и турбин с противодавлением (т. е. для турбин типов К и Р) обеспечивается при использовании нерегулируемых отборов пара для внешних потребителей тепла, предусмотренных техническими требованиями. Для турбин с регулируемыми отборами пара (типов П, Т, ПТ и ПР) номинальная мощность обеспечивается при номинальных значениях всех других основных параметров, а также при отклонениях отдельных из них, допускаемых ГОСТ 3618-69.
Максимальная мощность для конденсационных турбин типа К — наибольшая мощность, которую турбина должна длительно развивать на зажимах генератора Рэ при номинальных значениях всех других основных параметров, чистой проточной части и при отсутствии отбора пара для внешних потребителей тепла. Для других типов турбин (П, Т, Р и ПР) максимальная мощность — мощность, которую турбина должна длительно развивать па зажимах генератора при соответствующих изменениях количества отбираемого пара, а также при отклонениях от поминальных значений давлений пара в отборах или противодавления в пределах, допу
скаемых ГОСТ 3618-69, и при номинальных значениях всех других основных параметров.
Давление отбираемого пара для отопительных цепей установлено 1,2 кгс/см2, а для турбин со ступенчатым подогревом сетевой воды (см. § 10-5)—усреднение — 0,9 кгс/см2.
В табл. 1-2 приведены типоразмеры паровых турбин, предусмотренных ГОСТ 3618-69.
Обращает на себя внимание большое число типов турбин с противодавлением, которые помещены в таблице. Это связано с разнообразием расчетных противодавлений, которые могут потребоваться. Вместе с тем благодаря простоте конструкции турбины с противодавлением это разнообразие не вызывает больших осложнений для выпуска их заводами. В ГОСТ указываются также некоторые особенности, которые должны быть учтены при конструировании турбин, а также приведены допускаемые отклонения параметров пара.
Конденсационная турбина К-1200-240 и другие перспективные агрегаты крупной мощности, все турбины для АЭС, а также новые разрабатываемые типоразмеры турбин с регулируемыми отборами пара мощностью 175— 180 МВт, пиковые турбины и ряд других выпускаются и проектируются нашими заводами по техническим условиям Минэнерго СССР. По особым условиям выпускаются турбины для экспорта.
В табл. 1-3 представлены основные параметры и характеристики значительной части крупных турбин, выпускаемых нашей промышленностью [Л. 25, 41].
ГЛАВА ВТОРАЯ
ТЕЧЕНИЕ ПАРА В ТУРБИННЫХ РЕШЕТКАХ
2-1. ОСНОВНЫЕ УРАВНЕНИЯ ДВИЖЕНИЯ СЖИМАЕМОЙ жидкости
Преобразование энергии в ступени турбины происходит в результате обтекания паровым потоком сопловых неподвижных и рабочих вращающихся лопаток турбины. В потоке возникают потери, которые снижают к. п. д. турбины. Задачей инженера, .проектирующего турбину, является такая организация потока, при которой потери имеют наименьшую величину, и тем самым обеспечивается высокий к. п. д. турбины. Законы течения сжимаемой жидкости имеют большое значение для изучения тепловых -процессов турбины. Они подробно излагаются в курсах газовой динамики.
В настоящей главе рассматриваются лишь
некоторые основные уравнения, необходимые для теплового расчета турбины: для определения основных размеров ее каналов, ее к. п. д., а также для критической оценки явлений, возникающих в процессе эксплуатации турбины. Чтобы получить достаточно простые уравнения, применимые при инженерных расчетах, в основу их вывода приходится вводить ряд упрощающих предположений. В частности, рассматривается установившийся одномерный поток пара, т. е. предполагается, что параметры потока в любой точке сохраняются неизменными во времени и что их изменение возникает только при переходе от одного сечения к другому.
Такое предположение не является точным. В действительности в турбинной ступени поток подвергается периодическому возмуще
39
нию. Рабочие лопатки, укрепленные на ободе диска и вращающиеся вместе с ним, попеременно то проходят мимо центральной части сопловых каналов, то пересекают след, образующийся за выходными кромками предыдущих лопаток. Таким образом, рабочая лопатка обтекается потоком с периодически меняющейся скоростью. Для упрощения в первом приближении предполагают, что поток пара является установившимся, и отдельно учитывают искажающий эффект, обусловленный неравномерностью парового потока. Условие стационарности потока не соблюдается также в особых случаях работы турбины, например при быстром изменении пропуска пара через турбину и при колебаниях начальных или конечных параметров пара.
Для многих практических задач, которые приходится решать при расчете турбины, можно использовать уравнения одномерного течения, выведенные в предположении, что изменения параметров и скорости потока в канале происходят в одном направлении. В ряде случаев (см., например, § 2-4 и 3-4) необходимо рассматривать двух-, иногда и трехмерный поток в ступени.
Там, где теоретический анализ пока не обеспечивает падежного определения истинного характера течения, па помощь приходит эксперимент, позволяющий сочетать упрощенный математический аппарат с экспериментальными коэффициентами и получать таким образом достаточно достоверный результат.
Для расчетов течения сжимаемой жидкости в дальнейшем используются следующие уравнения:
1) уравнение состояния;
2) уравнение неразрывности;
3) уравнение количества движения;
4) уравнение сохранения энергии.
Уравнение состояния
Для идеального газа уравнение состояния имеет вид:
pv—RT, (2-1)
где R— газовая постоянная.
Для перегретого пара это уравнение неточно, так как коэффициент R зависит от давления и температуры. Значительно точнее соблюдается зависимость
h
i = Pv consB (2-2)
которая говорит о том, что линии постоянной энтальпии отвечает постоянное произведение pv. Иногда пар, свойства которого удовлетворяют уравнению (2-2), называют «идеальным».
Если предположить, что расширение пара происходит без потерь и без теплообмена с внешней средой, то этот процесс называется и з о э н т р о п и й н ы м и изменение состояния пара подчиняется уравнению изоэнтропы:
pvht=const, (2-3)
где индекс t характеризует в данном случае удельный объем пара при изоэнтропийном процессе, т. е. на линии S = S0=const.
Показатель изоэнтропы k для перегретого водяного пара изменяется в пределах k= = 1,26—1,33 и в среднем принимается &=1,3; для сухого насыщенного пара /г = 1,135.
Недостаточная точность, которая получается, если пользоваться приведенными формулами, а также то обстоятельство, что при расширении пара часто процесс переходит из области перегретого в область влажного пара,, когда подсчет по формулам ненадежен, заставляют пользоваться таблицами водяного пара.
Широкое распространение при расчетах получили также различные диаграммы водяного пара, в особенности hS-диаграмма. Вместе с тем следует помнить, что точность расчетов с помощью /S-диаграммы зависит от масштаба, в котором опа построена, и от пределов изменения состояния. Если приходится определять изменения состояния при небольших его отклонениях, то может оказаться более достоверным аналитический расчет.
Уравнение неразрывности
Допустим, что по каналу (рис. 2-1) протекает пар и что течение является установившимся. Кроме того, будем предполагать, что ось канала близка к прямолинейной и что
Рис. 2-1. Схема потока в канале и распределение скоростей в поперечных сечениях канала.
40
поперечное сечение или неизменно, или меняется плавно. На этом же рисунке изображено распределение скоростей в поперечном сечении канала. В то время как в центральной части сечения потока (в пределах отрезка Ь) скорость сохраняется более или менее постоянной и равной с1} в слое, прилегающем к стенкам канала, скорости потока меняются от нуля (непосредственно на стенке) до щ. Прилегающая к неподвижным стенкам зона потока называется пограничным слоем.
Рассматривая течение в пределах участка канала, показанного на рис. 2-1, выделим около точки А в сечении 0—0 элементарную площадку dF0 и обозначим нормальный к этой площадке вектор скорости через Со. Если удельный объем в точке А обозначить через По, то секундный расход массы пара через площадку dFo сечения 0—0 составит dG0= = F^dF0. Суммируя элементарные расходы пара во всем сечении 0—0, находим полный секундный расход пара, протекающего в единицу времени через сечение Fo:
Go =
) Vo (Fo)
Рассуждая таким же образом по отношению к расходу пара, покидающего рассматриваемый участок канала через сечение 1—1, найдем:
G,= \±dF,. (2-4)
(Л)
При установившемся движении секундный расход пара, протекающего через рассматриваемый отсек канала, постоянен, а следовательно, Go=Gi или
[' F^dF0=\ — dFx.
J Vo J V1
(Fo) (F,)
(2-5)
Результат суммирования элементарных расходов пара по поперечному сечению канала можно представить как произведение
С Fh-dF. ficp ) fl
(F-.)
в котором Cicp и Шер — средние по расходу величины скорости и удельного объема пара.
В большинстве практических случаев расчеты производятся по средним значениям сСр И Ь'ср-
Отбрасывая в дальнейшем индекс «ср», напишем уравнение неразрывности в форме
fo fl
или
G = F — const. (2-6)
Логарифм этого равенства запишется так: In G = ln F + ln с—In v.
Дифференцируя это выражение, получаем: iL-L-tF_______________^ = 0 (2-7)
F ' С V
или
с1Г dv de /су q\
Г v с ' V' )
Последнее уравнение показывает, что приращение площади поперечного сечения канала определяется суммой приращения скорости истечения и приращения удельного объема, которое зависит от термодинамического изменения состояния при истечении.
Уравнение количества движения
Рассмотрим участок прямолинейного канала с постепенно изменяющимся поперечным сечением, представленный на рис. 2-1.
Выделим внутри канала трубку тока, определяемую сечениями fo на входе и Д на выходе из рассматриваемого участка канала.
Напомним, что трубкой тока называется поверхность, выделенная в потоке линиями тока, т. е. такими линиями, вдоль которых вектор скорости сохраняет касательное к ним направление.
Рассматривая массу пара, заполняющую-выделенный участок трубки тока dm, напишем уравнение сил, действующих на эту массу.
Если обозначить давление в сечении fo через ро, то на расстоянии dx в сечении fi давление будет равно ро + Силы давления, действующие на образующую поверхность трубки тока, взаимно уравновешиваются.
В реальном потоке следует учитывать силы сопротивления, передаваемые внешней средой на образующую поверхность трубки тока и направленные против движения. Обозначим элементарную силу сопротивления dRi. Тогда можно написать:
Дро — fi (р<> + -ff- dx} — J7?i = dm (2-9) где defdx — ускорение массы пара dm.
При плавно меняющемся сечении выделенной трубки тока по мере уменьшения dx площадь fo—>fi—>-f, так что равенство (2-9) может быть переписано:
_ f ilP. dx - dR^ dm (2-10)
1 дх dr v ’
41
Разделив обе части на dm и замечая, что
, £ d-X
dm = f~, находим:
(2-1П
где R — dRi/dm — сила сопротивления, отнесенная к 1 кг массы протекающего пара.
Заметим, что в общем случае полная производная от изменения давления по времени в каком-либо сечении прямолинейного потока выражается:
dp__др ,др dx
di di'dx di
В рассматриваемом установившемся движении местное изменение давления по време-др п ни равно нулю: =0, так что
dp др dx dp др
а следовательно, di дх di dx дх
Таким образом, уравнение (2-11) может быть переписано так:
— V dp — R dx = de, 1 az
d
или так как <? = —, то
di
—v dp—R dx=cdc.
(2-12)
Это выражение представляет собой уравнение изменения количества движения (уравнение импульсов) в одномерном потоке.
Интегрируя это уравнение на участке конечного пути перемещения пара, перейдем от уравнения количества движения к частному случаю уравнения сохранения энергии:
Ро Xi
г21 — С20 _ f J Г г> г -----2------ | v dp — I R dx.
Pi X0
(2-13)
Здесь левая часть равенства представляет собой приращение кинетической энергии потока, которая равняется разности работы расширения пара при истечении (первый интеграл правой части равенства) и работы сил трения (второй интеграл правой части).
Для того чтобы найти приращение кинетической энергии, надо проинтегрировать правую часть равенства, что может быть выполнено, если известен закон изменения состояния o = f(p) и закон изменения сил сопротивления R=f(x). Особенно просто эта задача решается в случае изоэнтропийного течения, т. е. течения без потерь и без теплообмена с внешней средой. При этом R = 0, 42
а уравнение изменения состояния выражается изоэнтропой (2-3):
ppo^t = pavkb = pvkt == const.
Найдя отсюда и/—о0Г—lk и подставляя \ р J
в подынтегральное выражение (2-13), получаем:
£ГГ[(А^ - AM-
(2-14)
Следует иметь в виду, что вывод рассмотренных уравнений был выполнен для трубки тока, опирающейся на элементарные площади /о и (см. рис. 2-1). Вывод можно распространить на полное сечение канала, однако в этом случае под с, v, р следует подразумевать осредненные по сечению скорости и осредненные параметры состояния протекающей среды.
Уравнение сохранения энергии
Применим уравнение сохранения энергии к установившемуся паровому потоку. Пусть пар протекает через произвольную систему, которая условно представлена на рис. 2-2.
Секундный массовый расход пара составляет G. Допустим, что в пределах системы к пару проводится тепло Q и что одновременно во внешнюю среду в единицу времени отдается работа Р.
Уравнение сохранения энергии выражается равенством сумм всех видов энергии, подводимой к системе и отводимой от нее.
' Обозначая индексом 0 осредненные параметры пара в сечении 0—0 при входе, а индексом 1 — параметры пара в сечении 1—1 при выходе из системы и рассматривая прошедшее через систему за время dx количество
Рис. 2-2. Произвольная система, через которую протекает поток пара.
пара, составим сумму всех видов подводимой энергци:
u0G dx-\-^~ G dx-j- peF0 dx0 -J- Q dx,
где Uo — внутренняя энергия 1 кг массы подводимого пара; с2о/2— кинетическая энергия 1 кг массы подводимого пара, перемещающегося со скоростью с0; poFodxo— работа пара при перемещении его на пути dxo, Qdx— количество подводимого к системе тепла за время dx.
Таким же образом составим сумму всех видов энергии, отводимой от рассматриваемой системы:
UiG dx G dx-\- piFi dXi Р dx,
где Р — работа, отдаваемая в единицу времени.
Приравнивая эти два выражения и разделив на G dx, найдем:
, с2р । PqF0 dx0~ Q
2 ' G di ‘ G
I c2i i pdF\ dx-i i P “l- 2 ' G dx'G'
(2-15)
Учитывая, что по уравнению неразрывности Fcjv = G и dxQldx = CQ, dxddx=c^, и обозначая Q/G = q — количество тепла, подводимого к 1 кг протекающего пара, PfG = L — работу, развиваемую 1 кг протекающего пара, перепишем уравнение (2-15) таким образом:
Цо + роУо-|-^+9о = и1 + /71С,1 +^- + ^1 (2-16)
или, поскольку сумма u + pv = i представляет собой энтальпию пара,
*o+^2°-~|-<7o== G + (2-17)
Это выражение является уравнением сохранения энергии для установившегося движения пара; оно справедливо независимо от того, сопровождается ли течение пара в системе потерями (J?=^0) или происходит без потерь (7? = 0).
В дифференциальной форме уравнение (2-17) может быть представлено так:
di+cdc—dq + dL—Q. (2-18)
Полученные выше уравнения позволяют решать ряд практических задач расчета каналов. Воспользуемся уравнением (2-17) и допустим, что пар протекает через канал, в котором отсутствует обмен энергией с внешней средой. Тогда найдем приращение кинетической энергии при расширении пара:
С2! — С20 .
---о го G-
(2-19)
Рис. 2-3. Процесс расширения пара в канале, изображенный в ^-диаграмме.
Таким образом, изменение кинетической энергии потока пара определяется изменением энтальпии.
Учитывая равенство (2-2), формулу (2-19) можно написать:
(₽Л - А».). (2-20)
где для реального потока в отличие от формул (2-14), выведенных в предположении изо-энтропийного течения, Vi соответствует реальному состоянию пара в конце процесса расширения (рис. 2-3). Для того чтобы воспользоваться равенством (2-.19), не обязательно знать закон изменения потерь R = f(x) и изменения состояния v=f(p), а необходимо иметь лишь значения энтальпий в начале и конце процесса.
Таким образом, при отсутствии теплообмена с внешней средой (при адиабатическом течении) приращение кинетической энергии определяется лишь начальным и конечным состоянием пара и не зависит от закона изменения потерь (в процессе расширения).
Если энтальпия пара уменьшается в результате расширения, то кинетическая энергия струи возрастает, скорость Ci при выходе из решетки становится больше, чем скорость со при входе в решетку. Такое течение называется конфузорным.
Если при расширении пара энтальпия его не меняется, т. е. ii=io, что, например, имеет место при дросселировании пара, то скорость парового потока остается неизменной: ci=co. Наконец, возможен случай, когда энтальпия пара при выходе из канала больше, чем при
43
входе. Рост энтальпии возможен (при отсутствии теплообмена с внешней средой), если скорость в конце процесса оказывается меньше, чем в начале. Такое течение называется диффузорным.
Зная энтальпии i0 и ц, можно подсчитать изменение кинетической энергии, а зная Со — определить также и скорость при выходе из канала.
Рассмотрим различные случаи применения найденных уравнений для расчета канала.
Решая уравнение (2-19) относительно ci, находим:
с, =K2(i0-i,) + A , (2-21)
где единицы измерения I— Дж/кг, а с — м/с.
Энтальпия i0 подводимого пара находится непосредственно из iS-диаграммы (рис. 2-3). Если энтальпия ii в конце процесса расширения также задана, то формула (2-21) позволяет найти скорость пара. Допустим, что течение происходит без потерь и теплообмена с внешней средой, тогда процесс расширения пара в канале протекает по изоэнтропе. Зная давление pi пара при выходе из канала и проведя в iS-диаграмме (рис. 2-3) изоэнтропу А—В, найдем in, а следовательно, и скорость Си при изоэнтропийпом расширении.
Канал, в котором поток плавно ускоряется, называется сопловым или просто соплом.
Если при заданном расходе пара G требуется определить выходное сечение сопла, то по состоянию пара в точке В следует найти удельный объем Vu в конце расширения и, применяя уравнение неразрывности, подсчитать площадь сечения:
си
Из формулы (2-14) получаем для изоэн-тропийного процесса
£Т-=Дт(№-А«.<) + £г' (2-22)
Таким образом, кинетическая энергия потока определяется изменением термодинамических параметров и начальной кинетической энергией. Когда величина с20/2 мала и ею можно пренебречь, то скорость потока является лишь функцией термодинамических параметров и уравнение (2-22) упрощается. Если начальной кинетической энергией пренебречь нельзя, то можно предположить, что она возникла в результате изоэнтропийного расширения пара от некоторых фиктивных параметров р0, vo, при которых начальная скорость равнялась нулю, до параметров перед, соплом ро, v0. Иными словами, параметры р0, v0 воз
никли бы в том случае, если поток, текущий со скоростью со, изоэнтропийно затормозить до нулевой скорости. Отсюда принято называть параметры р0, vo, io параметрами изоэнтропийно заторможенного потока, или параметрами т о р м о ж е н и я.
Выразим начальную кинетическую энергию потока через параметры торможения:
^-= (рл - РЛ), (2-23)
и, подставив се в уравнение (2-22), получим: ^=ДТ(АА-Р.М (2-24) или
fe-1
Р°^ (1 - е * у (2-25) где &i = pilpo— отношение давления pi к давлению заторможенного потока р0.
Давления ро и pi в отличие от давлений заторможенного потока (полных давлений) называют статическими.
Найти параметры торможения можно по-разпому. Если расчет ведется при помощи iS-диаграммы (рис. 2-3), то, откладывая по изоэнтропе отрезок ЛЛ = с20/2 от точки, соответствующей начальным параметрам ро и t0, находим в точке А параметры заторможенного потока ро, vo, to- Если расчет ведется аналитически для перегретого пара, то для определения ро, vo соотношение (2-23) должно быть дополнено уравнением изоэнтропы pvk = = const, решение которого совместно с (2-23) позволяет найти параметры торможения.
Наконец, если скорость с0 невелика и не превышает 100—150 м/с, то для определения параметров торможения удобно пользоваться следующими приближенными формулами:
(2-26)
Учитывая, что распространение звука происходит со скоростью
а = ]/г kpv,
можно, преобразовав формулу (2-20) с учетом (2-23), привести ее к такому виду:
C2i , (Z2i
~2 г"й— 1
«20
/е — 1’
(2-27)
где (к — скорость звука при параметрах пара pi, ср, а0 — ykpovo — скорость звука при параметрах торможения.
44
Если разделить уравнение k
- pLVi, то получим:
(2-27) на
(2-28)

___ РоУо P1V1
здесь Mi=Ci/ai — скорость потока, выраженная .в долях от местной скорости звука. Это отношение называется числом Маха по имени ученого, .исследовавшего поток при скоростях, превышающих скорости звука.
В случае изоэнтропийного расширения,используя
(2-3), можно написать:
и тогда
РоУо__ k
PiVit £1
из уравнения (2-28) получим:
Mlt=
(2-29)
скорость потока в процессе расшито
Одновременно дим критическую
Если
рения достигнет скорости звука = такую скорость и соответствующие ей параметры называют критическими и обозначают звездочкой. Очевидно, что при критической скорости М равно единице. Подставляя М= 1,0 в (2-29), находим критическое отношение давлений:
k ( 2 y-i “ (^£+"1) ' из уравнения (2-27) скорость потока:
, <?2 £2п ,
(2-30)
е
нахо-
Рис. 2-5. Диаграмма изменения параметров пара р и Vt скорости потока ct и площади поперечного сечения сопла Д в зависимости от изоэнтропийного теплоперепа-да /го-
няются относительное давление г=р/ро и скорость 'k = Ctla*. Если же, наоборот, определить, как должна изменяться площадь сечения сопла по мере расширения пара, то для изоэнтропийного процесса получим зависимость, представленную на рис. 2-5. Для этого возьмем несколько промежуточных точек на изоэнтропе А—В (рис. 2-3) и, подсчитав по найденным уравнениям скорости и площади сечения, построим соответствующие зависимости. На рис. 2-5 по оси абсцисс отложен располагаемый теплоперепад ho, подсчитываемый от параметров торможения. Построены кривые изменения давления р, удельного объема vt, скорости пара ct и площади F поперечного сечения сопла.
Последняя кривая показывает, что при определенной величине теплоперепада 7г* площадь проходного сечения сопла имеет минимум F* и что дальнейшее расширение пара требует постепенного увеличения площади проходного сечения. При изоэптропийном течении минимальное сечение сопла, а также параметры пара, которые соответствуют этому сечению, совпадают с критическими, т. е. скорость потока Ct в минимальном сечении сопла достигает скорости распространения звука а, т. е. ct = a = a*. Используя уравнение неразрывности
Fct = Gvt, подставив в него критические параметры / G \ а*
( — \ ~~F~t И Учитывая’ чт0 ПРИ изоэнтропии-ном течении
v0 \P* J
находим:
i fe+i
45
Таблица 2-1
Критические параметры потока при изоэнтропийном расширении
Протекающая среда Показатель изоэнтропы k Критическое отношение давлений е. Критическая скорость с*. м/с Критический расход , кг/(м2-с) \ F )*
Воздух 1,4 0,5283 с* = 0,913 «0=1,08//Wo f =0,578 ~ = 0,6851///too V /* »о
Перегретый пар 1,3 0,5457 с* = 0,932 «о=1,064/ pov0 =0,585 —° = 0,667)/ До/Уо
Сухой насыщенный пар 1,135 0,5774 ’ с* = 0,967°«^=1,032)/ povo =0,598 ^° = 0,635/Jotoo V Л Уо
Здесь приняты следующие размерности: р0,
Па; too» м3/кг; «0> м/с; F, № и G, кг/с.
Преобразуя это равенство, получаем также
/г+1
2 V— 1
Л + 1/
(2-32)
Если в формулы (2-30), (2-32) подставить показатель изоэнтропы k, то выражения для критических параметров примут вид, представленный в табл. 2-1.
Проследим, как меняются параметры и сечения канала при расширении пара. В качестве переменной величины примем степень расширения, определяемую относительным давлением &=р!ръ. Преобразуем уравнение (2-25) и представим его в следующем виде:
ct = aa
(2-33)
Если разделить обе части равенства на критическую скорость а*., то получим следующее выражение:
(2-34)
которое представляет зависимость оезразмер-ной скорости X, выраженной в долях от критической скорости, от отношения давлений е.
Нетрудно заметить, что максимальная скорость, которая может быть теоретически достигнута при расширении в абсолютный вакуум (е—>0), составит:
Атаке— у
Для перегретого водяного пара при показателе изоэнтропы &=1,3 эта скорость равна Хмакс = 2,77.
Применяя уравнение неразрывности, найдем:
(2-35)
а также приведенный (относительный) расход, выраженный в долях от критического;
Полученные зависимости построены па диаграмме рис. 2-6.
Эта диаграмма показывает, что для потока сжимаемой жидкости характерны две области: область дозвукового течения в пределах изменения е от 1 до е* и сверхзвуковая область в пределах изменения е от е* до 0.
Если при заданном расходе проследить изменение площади поперечного сечения, выраженной в долях от критической F*, то эта величина FIF* является обратной величиной приведенного расхода q и равна:
k— 1
fe+i fe—i
(2-37)
В дозвуковой области сечение канала
уменьшается по мере расширения пара. В сверхзвуковой области дальнейшее ускорение потока требует постепенного расширения сечения канала, (см. также рис. 2-4). Как уже указывалось, минимальное сечение канала при изоэнтропийном течении отвечает крити-
46
Рис. 2-6. Диаграмма изменения скоростей потока Z и М, температуры Т, удельного объема пара v и относительного расхода q=GjGt в зависимости от отношения давлений г=р)ро. Графики построены для перегретого пара (Л=1,3) при изоэнтропийном процессе расширения.
ческому состоянию, которое достигается тогда, когда скорость потока становится равной скорости распространения звука в паровой среде. Для того чтобы наглядно показать причину, вызывающую сокращение площади поперечного сечения F в докритической зоне и рост ее в сверхкритической области, используем уравнение неразрывности в дифференциальной форме (2-8):
dF dv de
F v с ’
Это выражение показывает, что приращение площади сечения канала имеет отрицательное или положительное значение в зависимости от того, какое, из слагаемых правой части равенства больше по абсолютной величине. Нетрудно убедиться, что если в докритической области величина dc/c превышает dvjv, что приводит к отрицательному dF/F, т. е. к уменьшению площади проходного сечения, то при переходе в сверхкритическую область приращение объема пара в процессе расширения начинает превалировать над приращением скорости потока и проходное сечение канала увеличивается.
Необходимость перехода к расширяющимся соплам при сверхкритическом расширении пара была установлена Лавалем, который впервые применил расширяющиеся сопла в своей турбине. Поэтому расширяющиеся сопла часто называют соплами Лаваля.
Формулой (2-35) можно пользоваться также в том случае, когда требуется найти зависимость расхода лара через суживающееся сопло с постоянным выходным сечением F от давления за соплом. Построенная по (2-36) кривая (е) изображена на диаграмме
рис. 2-6. Правая ветвь кривой от е* до 8=1 подтверждается результатами опытов. Однако, начиная от критического отношения давлений и- ниже, фактический расход пара сохраняется постоянным и равен критическому G*, т. е. q=G/G*=l. Этот расход достигается при критическом отношении давлений е*. Такое расхождение действительного расхода пара с подсчитанным по формуле (2-35) объясняется тем, что в области 8<8* нельзя использовать уравнение неразрывности, подставляя для выходного сечения сопла конечные параметры.
В самом деле, основанная на уравнении неразрывности формула (2-35) справедлива, если при заданных начальных параметрах давление р в выходном сечении сопла устанавливается равным давлению которое соответствует относительному давлению еь Рассмотрим, при каких обстоятельствах это условие выполняется. Как известно, распространение давления в упругой среде происходит со скоростью звука а. Если струя пара вытекает из сопла со скоростью Ci, то скорость распространения давления в направлении навстречу паровому потоку равна разности at—Ci. Поэтому распространение давления навстречу потоку возможно лишь в том случае, когда Ci<ai. При режимах, когда с± достигает скорости звука, т. е. становится равной критической скорости а* (а также при Ci>£Zi), состояние пара в любом сечении суживающегося сопла перестает зависеть от состояния пара за соплом. Расширение пара от критического давления р* до давления pi, меньшего, чем критическое, происходит за суживающимся соплом, ib то время как при всех значениях plf меньших критического, в выходном сечении сопла сохраняется постоянное давление р* и расход пара сохраняет неизменную величину, равную критическому расходу G*, т. е. q= G/G* = 1 —const. Таким образом, при определении расхода пара через суживающееся сечение можно пользоваться формулой (2-35) только в пределах изменения от 81=1 до критического 8*.
Формула (2-36) может быть заменена приближенной формулой, основанной на предположении, что кривая на рис. 2-6 может быть представлена с достаточным приближением дугой эллипса. В этом случае напишем:
9=™/1 - (^Мг== =тТг
(2-38)
Для большинства практических расчетов формула (2-38) дает вполне удовлетворительную точность.
47
Для многих расчетов необходимо знать зависимость таких газодинамических параметров, как М, A, q, Т/То и v/vo, от отношения давлений z=p!p$. В случае изоэнтропийного процесса, описываемого уравнением (2-3), в предположении справедливости уравнения идеального газа (2-1) эти зависимости для различных показателей изоэнтропы k приводятся в газодинамических таблицах [Л. 8]. Для /г=1,3 они представлены графически на рис. 2-6.
2-2. ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ ПРИ РЕАЛЬНОМ ТЕЧЕНИИ В КАНАЛАХ
При расчете реального потока в отличие от изоэнтропийного процесса использование рассмотренных в предыдущем параграфе уравнений (2-4), (2-13), (2-17), (2-20), (2-27) требует учета сил сопротивления, или коэффициентов трения, или коэффициентов потерь. Расчет каналов и характеристик потока без учета потерь, т. е. в предположении изоэнтро-пийпого характера течения пара, может привести к результатам, существенно отличающимся от действительных. Это в свою очередь снизит эффективность турбины. В некоторых же случаях не будет достигнута расчетная мощность агрегата.
При обтекании паром стенки канала и, в частности, при обтекании турбинной лопатки влияние вязкости и вызванных ею сил трения обычно ограничивается небольшой зоной непосредственно около стенки. Очевидно, и это подтверждается опытами, что скорость потока в этой зоне должна меняться от с— 0 па стенке, где поток как бы «прилипает» к стенке и полностью заторможен, до скорости с в так называемом ядре потока, где влияние сил трения практически уже не сказывается.
Как уже упоминалось выше, узкая, прилегающая к стенке часть потока, где в данном сечении скорость течения возрастает от нуля до своего полного значения во внешнем потоке, называется пограничным слоем.
Теория пограничного слоя и результаты исследования подробно рассматриваются в специальных трудах, в общих и прикладных курсах гидроаэромеханики (см., например, [Л. 8, 21, 40]). Здесь кратко представлены только общие понятия и некоторые формулы, относящиеся к простым частным случаям.
В зависимости от режима течения различают ламинарный и турбулентный пограничные слои. Последний отличается интенсивным перемешиванием, образованием «мелких» вихрей, пульсацией скорости, наличием значительной поперечной скорости, тепло- и массообменом с внешним потоком.
48
Рис. 2-7. Схема пограничного слоя при обтекании плоской стенки.
I — ламинарный режим; II— переходная зона; III — турбулентный режим; IV— ламинарный подслой; /—эпюра скоростей идеального потока; 2 — то же в ламинарном слое; 3 — то же в турбулентном слое; 4— обтекаемая стенка.
В связи с плавным характером перехода пограничного слоя в ядро потока принято условно считать, что пограничный слой заканчивается при толщине б, где скорость отличается от скорости внешнего потока на 1% (рис. 2-7).
По мере обтекания стенки с мало меняющейся скоростью внешнего потока толщина пограничного.слоя 6 увеличивается (рис. 2-7). Если вначале слой ламинарный (участок /), то при определенных условиях из-за образования и интенсификации пульсаций слой начинает турбулизироваться. Участок II, где происходит этот процесс, называется переходным, а на участке III слой уже можно считать турбулентным. Однако и здесь между степкой и турбулентным слоем находится весьма тонкий ламинарный подслой.
Толщина турбулентного слоя заметно больше, чем предшествующего ему ламинарного слоя. Турбулентный слой имеет более полную эпюру скоростей, чем ламинарный (см. эпюры скоростей на рис. 2-7), что объясняется интенсивным перемешиванием внутри слоя.
Основным критерием, определяющим влияние вязкости и, в частности, режим пограничного слоя и его толщину, является число Рейнольдса
Re=^-, (2-39)
где с —скорость потока; х— характерный размер; v — кинематическая вязкость. Число Рейнольдса — величина безразмерная.
Для анализа обтекания лопаток очень важно установить возможность отрыва пограничного слоя от обтекаемой поверхности. Рассмотрим обтекание криволинейной поверхности с различным характером основного потока — конфузорным (ускоряющимся) и диффу-
Рис. 2-8. Эпюры 'Скоростей в пограничном слое при обтекании плавной криволинейной поверхности с переменным давлением p=f(x) и схема образования отрыва пограничного слоя.
зорным (замедляющимся). На рис. 2-8 показано изменение давления по направлению основного потока p = f(x) и соответственно изменение эпюры скоростей с — F(х) в пограничном слое. Под с понимается составляющая скорости в направлении, параллельном касательной к стенке, в данной точке. На первом участке др/дх<0, и поток конфузорный. В таком потоке толщина пограничного слоя 6 у величивается незначительно, а при больших ускорениях потока может даже уменьшиться, т. е. возможно утонение пограничного слоя. Когда др/дх = 0, то ускорение потока заканчивается и с = Смаке (точка А на рис. 2-8). Начиная с точки А, течение становится диффузорным, так как др/дх>0. Скорость с вблизи обтекаемой стенки вследствие повышения давления уменьшается, эпюра скоростей с = /£(у) становится около стенки уже не выпуклой, а вогнутой, т. е. вблизи стенки д2с/ду2>0. В точке Б кинетическая энергия частиц в пограничном слое оказывается уже недостаточной для преодоления повышения давления. Скорость с = 0 в некоторой прилегающей к самой стенке части слоя, а не только у самой стенки.
Средняя высота элементов шероховатости Дш, мм
Дальнейшее повышение давления вследствие тормозящего воздействия перепада давления, направленного против потока, приводит к возникновению возвратного движения [см. эпюру скоростей в пограничном слое в сечении В (рис. 2-8)]. При этом пограничный слой за счет оттеснения от стенки существенно утолщается, происходит его отрыв, и потери при обтекании стенки резко возрастают.
Эти рассуждения, подтвержденные экспериментально, показывают, что отрыв пограничного слоя при обтекании плавной стенки может происходить только в диффузорном (замедляющемся) потоке.
Важно отметить, что более полная эпюра скоростей в турбулентном слое, большая кинетическая энергия частиц, движущихся вблизи стенки, приводят к тому, что турбулентный слой отрывается по сравнению с ламинарным ниже по потоку.
Если обтекаемая поверхность гидравлически шероховата, когда бугорки неровной поверхности выходят за ламинарный подслой, и поток у стенки, срываясь с этих бугорков, интенсивно завихривается, то потери при обтекании стенки будут зависеть только от величины этой шероховатости.
Гидравлически совершенно шероховатой поверхностью считают поверхность при сАш/т>70, где Дш — средняя величина элементов шероховатости.
В паровых турбинах величина Дш зависит от обработки лопаток и. изменения их поверхности при эксплуатации вследствие эрозии, коррозии и отложения солей. Средние значения Дш представлены в табл. 2-2.
Кинематическая вязкость v водяного пара находится по термодинамическим таблицам. Она увеличивается с уменьшением давления и температуры и на входе в паровую турбину в несколько сотен раз меньше, чем на выходе из нее.
Для расчетов обтекания турбинных лопаток и анализа проводимых экспериментальных исследований используются характеристики пограничного слоя, в том числе так называемые условные толщины пограничного слоя.
Толщина вытеснения
характеризует «вытеснение» жидкости пограничным слоем, определяемое из уравнения неразрывности.
Таблица 2-2
Шлифованные и полированные лопатки Фрезерованные и тянутые лопатки Лопатки точного литья Лопатки грубого литья Корродированные поверхности лопаток Лопатки, занесенные солями
0,001—0,002 0,015—0,025 0,015—0,03 0,06—0,25 0,01—0,03 0,1—0,4
4—326
49
Таблица 2-3
Некоторые характеристики пограничного слоя при обтекании плоской стенки безградиентным потоком
Наименование Режим пограничного слоя Гидравлически шероховатая поверхность
ламинарный турбулентный
Толщина слоя 8 5,83xRe“1/2 0,211xRe-1/7 —
Толщина вытеснения 3* l,72xRe~1/2 0,02xRe“1/7 —
Толщина потери импульса о** 0,664xRe“1/2 0,015xRe~I/7 —
Местный коэффициент трения Лтр 0,664Re“1/2 0,026Re~1/7 (2,87+1 .SSlg-^)"2-
Коэффициент сопротивления трения cf l,328Re-1/2 0,031Re~l/7 (1.89+1.621^)-
Толщина потери импульса
8
представляет как бы «потерянный импульс» (количество движения) c2/v.
Толщина движущейся вне слоя жидкости, обладающей кинетической энергией, потерянной в пограничном слое, называется толщиной потери энергии
8
сил трения, базирующиеся на уравнении изоэнтропы (2-3), а для узкой зоны пограничного слоя используются полуэмпирические зависимости, учитывающие влияние сил трения.
Записав уравнение энергии (2-19) как для общего случая реального потока при отсутствии обмена энергии с внешней средой
с21-с2о„. •
9 --10 — 1ц
g***___
С Vo ( С2 и Со ~’ С2о
dy,
так и для процесса
частного случая изоэнтропийного
здесь Со и Vq относятся к внешнему потоку.
В табл. 2-3 для ламинарного и турбулентного режимов пограничного слоя приведены формулы для определения толщины слоя б и условных толщин б* и б**. Формулы для условных толщин даны в предположении безградиентного (скорость внешнего потока Co=const) потока несжимаемой жидкости.
Под несжимаемой жидкостью здесь и ниже понимается газ (пар), движущийся с настолько малыми скоростями (М<0,3—0,4), что -можно пренебречь изменениями его объема V.
Кроме того, в табл. 2-3 приведены значения местно
го коэффициента трения Лтр
где т-напряже-
ние трения на стенке, и коэффициента сопротивления R
трения cf = fC2q/2v ’ где ° — сила сопротивления,
F — площадь обтекаемой поверхности. Эти коэффициенты представлены в табл. 2-3 и для гидравлически шероховатой поверхности. Значения коэффициентов и толщин (вычислены для случая обтекания плоской стенки; для ламинарного и турбулентного слоя они даются в зависимости от числа Рейнольдса Re = cox/v, подсчитываемого по х — осевой координате движения потока. Более общие зависимости для характеристик пограничного слоя см. [Л. 8, 21, 40].
Теория и основные зависимости пограничного слоя являются весьма удобным аппаратом для расчета реального потока. При решении, практических задач для большей части потока вне пограничного слоя можно использовать уравнения, движения без учета
— С2о
-----2------— to — lit
можно найти разность кинетических энергий теоретического и реального потоков:
Дйе=^~(2-40)
Относительная величина этой потери называется коэффициентом потерь и находится как
• _ Д/zc । / Ci \2
,с—^/2—1 “ I •
(2-41)
В результате потерь процесс расширения отклоняется от изоэнтропы в сторону возрастания энтропии, как это показано на рис. 2-3. Это отклонение тем больше, чем больше потери, возникающие в потоке. В предельном случае можно представить себе такое течение, при котором кинетическая энергия полностью теряется и переходит в тепло. В этом случае разность энтальпий в начале и. конце расширения обращается в нуль:
io—ii=0. (2-42)
Такой процесс называется дросселированием. Если пренебречь разностью кинетических энергий на входе и выходе, как это
50
Рис. 2-9. Линия постоянных критических скоростей в iS-диаграмме.
сделано в формуле (2-42), то начало и конец процесса будут лежать в /S-диаграмме на линии постоянной энтальпии, показанной на рис. 2-9 пунктирной прямой.
Рассматривая различные процессы течения с потерями, изображенные в /S-диаграмме рис. 2-9, заметим, что независимо от характера потерь в различных процессах течения всегда будет достигаться одна и та же критическая скорость, зависящая только от параметров изоэнтропийно заторможенного потока.
В самом деле, скорость звука определяется равенством a = yrkpv и сохраняется постоянной при неизменном произведении pv. Следовательно, геометрическое место точек постоянной звуковой скорости в /S-диаграмме представляется горизонтальной прямой неизменной энтальпии /*=const. [Указанное справедливо в пределах точности соблюдения равенства (2-2).] Перепад, эквивалентный критической скорости,
, a- kpv = =
также сохраняется неизменным для звуковых скоростей, отвечающих неизменной энтальпии /*. Следовательно, при заданном начальном состоянии заторможенного потока критическая скорость будет достигаться тогда, когда в процессе расширения энтальпия понизится до /* = /о—//* (рис. 2-9).
Легко заметить, что при с = а отношение давлений pdpo не является постоянной величиной, а зависит от протекания процесса, т. е. от потерь, которые при этом возникают. В самом деле, из рис. 2-9 видно, что критическая скорость будет достигаться при различных pi в зависимости от протекания линии изменения состояния. Приведенные в табл. 2-1 значения отношений давлений, выражаемые формулой (2-30), справедливы только для идеального течения без потерь.
Отношение давлений еКр<е*, при котором скорость потока равна критической, можно найти из (2-25), (2-30) и (2-41):
k k — \ 1 \*-i £кр Л4-11 —
В то же время отношение давления ри к давлению торможения, подсчитываемому по действительной скорости Ci, т. е. к рн (рис. 2-9), независимо от коэффициента потерь остается критическим: рн/рц = е*. Чем больше коэффициент потерь, тем меньше отношение еКр и тем меньше pnlpn.
2-3. ТУРБИННЫЕ РЕШЕТКИ
Турбинная ступень образуется из неподвижной (сопловой) и вращающейся (рабочей) лопаточных решеток. В каждой решетке лопатки одинаковы, установлены под одним и тем же углом и расположены относительно друг друга на одинаковом расстоянии. Все турбинные решетки — кольцевые.
Рассматриваемые в этой главе решетки принадлежат главным образом осевым ступеням, где в меридиональной плоскости направление потока примерно параллельно оси ступени. Другие виды ступеней (радиальные и радиально-осевые) рассматриваются в § 3-7.
Геометрическое представление о решетке дается меридиональным сечением и цилиндрическими сечениями — развертками — на одном или нескольких диаметрах (рис. 2-10). В связи с тем, что по радиусу решетки могут меняться как профиль, представляющий цилиндрическое (в развертке) сечение лопатки, так и его установка, а в кольцевой решетке обязательно меняется шаг — расстояние между соседними лопатками, то цилиндрические сечения всегда различны по радиусу.
Геометрическими параметрами кольцевой лопаточной решетки являются в меридиональной плоскости — диаметры, измеряемые по минимальному сечению канала (иногда — по выходному сечению): средний d, корневой и периферийный dn; высота (длина) лопатки на входе I' и выходе 1= = dT1—d=d—dK, форма и наклон меридиональных обводов — корневого со средним углом vK и периферийного с vn.
Развертка цилиндрического сечения называется решеткой профилей. На радиусе г она характеризуется формой и размерами самого профиля и канала, образуемого соседними профилями.
Характерные размеры профилей: хорда Ь, толщина выходной Дкр и входной Д'кр кромок, форма спинки профиля в выходной части: вы-
4*
51
Рис. 2-10. Геометрические характеристики турбинных решеток — сопловой (а) и рабочей (б).
пуклая, прямая, вогнутая или сложная (см. ниже рис. 2-12).
Очертание профиля должно обеспечивать высокую эффективность обтекания и удовлетворять требованиям надежности. В некоторых случаях, например при изготовлении лопаток на фрезерных станках, профиль образуется несколькими дугами окружностей и прямыми, 52
касательными к ним. Выбирая или заново проектируя профиль, определяют такие важные геометрические характеристики, как площадь профиля f, моменты инерции J и сопротивления W относительно главных осей инерции хх и уу (рис. 2-11).
Профили в количестве z располагаются относительно друг друга на расстоянии шага
Рис. 2-11. Главные оси инерции профиля турбинной лопатки и направление усилия действующего на профиль.
t=2nrjz и устанавливаются по отношению к линии выходных кромок под углом установки ау (для рабочих лопаток (Д). Угол направления входной кромки, (рис. 2-10) а^к или называется скелетным углом.
Канал, образуемый соседними профилями, делится на три участка: входной — от линий входных кромок до сечения О'; собственно капал— от О' до расчетного выходного сечения О (в суживающихся решетках называемого горлом) и косой срез — от выходного сечения О до линии выходных кромок.
Выпуклая поверхность профиля называется спинкой или стороной разрежения, вогнутая поверхность — стороной давления.
Принципиально сопловые и рабочие решетки не отличаются друг от друга, хотя во многих частных случаях между ними имеется большое различие. Все характеристики, относящиеся к входу в сопловую решетку, имеют индекс 0, к выходу из сопловой решетки и входу в рабочую решетку — индекс 1, к выходу из рабочей решетки — индекс 2. Абсолютные скорости, характеризующие обтекание сопловой решетки, обозначаются буквой с, а углы — буквой а; соответственно для относительного движения, определяющего обтекание рабочей решетки, обозначают скорости через да, а углы — [3.
Поскольку в геометрически подобных каналах при одинаковых параметрах на входе и выходе характер потока сохраняется приблизительно одинаковым, не зависящим от абсолютных размеров решетки, то целесообразно величины, определяющие форму канала, выражать в безразмерных относительных величинах, называемых относительными геометрическими п а р а м е т-р а м и.
Для кольцевой решетки этими параметрами являются веерность решетки и относительная высота (длина) 1 = = 1/Ь.
Для решетки профилей (т. е. для сечения на данном радиусе г кольцевой решетки.) —
относительный шаг t = tfb9 так эффективный угол выхода
ai3 = arcsin^-,
41
П ___ • (?2
B23 = arcsin —,
42
называемый
(2-43)
(2-43а).
относительная толщина выходной кромки Акр/О, к о н ф у з о р н о с т ь канала сопловой решетки профилей
О', _ sinKo
01 sin <Х1Э
и рабочей решетки профилей
0'2 _ sinisiK О2 sin р2Э
(2-44)
(2-44а)
В зависимости от конфузорпости канала и изменения его ширины по потоку пара различают конфузорные суживающиеся решетки профилей с ^>1 (рис. 2-12,а, б, в, г, е, и),
часто называемые реактивными и расширяющиеся решетки профилей — сопла Лаваля, в которых после минимального сечения О мин капал снова расширяется до Oi (см. рис. 2-12Д, к). Основной геометрической характеристикой этих решеток является степень расширения OJOyi,m. Кроме того, применяются активные решетки профилей с каналом постоянного сечения (рис. 2 12,ж).
Относительно редко в турбинах встречаются диффузорные решетки профилей с каналом, расширяющимся от входного сечения О'/О<1, и решетки, сначала расширяющиеся, а затем суживающиеся (рис. 2-12,з).
Важной характеристикой решеток профилей является поворот канала в них
Да = 180° — (асок -ф- а1Э); (2-45)
Д-^= 180° —(^к-ф-р2э). (2-45а)
В сопловык решетках паровых турбин обычно сфк = 60 ч- 90°, а а1Э = 8-н25о, таким образом, Да — 65= 110°. В рабочих решетках ^к = = 15-4-170°, а р2э = 10-4- 35°, таким образом, др = 3-4-145°.
Формы профиля и канала в первую очередь определяются безразмерной скоростью потока (числом Л1) на выходе из решетки Мн (или М2<) и углом поворота Да (или А|3).
В зависимости от числа М рекомендуются следующие типы решеток:
для М<0,7—0.9 типа А (дозвуковые);
для 0,9<М<1,15 типа Б (околозвуковые); для 1,1<М<1,3 типа В (сверхзвуковые); для М>1,3—1,5 типа Р (расширяющиеся—
сопла Лаваля);
53
для широкого диапазона чисел М типа И (с изломом профиля).
Обозначения решеток приняты следующие: первая буква С — сопловые или Р — рабочие;
число — среднее значение угла входа, для которого предназначена решетка, «о (или ₽i);
следующее число — среднее значение эффективного угла выхода (или р2о);
последняя буква — тип профиля.
Рис. 2-12. Различные типы решеток профилей.
а — сопловые суживающиеся решетки, предназначенные для дозвуковых скоростей (тип А); б — сопловые суживающиеся для околозвуковых скоростей (тип Б): в — сопловые суживающиеся для небольших сверхзвуковых скоростей (тип В); г — сопловые суживающиеся, с изломом — для широкого диапазона скоростей (тип И); д — сопловые расширяющиеся для больших сверхзвуковых скоростей (тип Р); е — рабочие суживающиеся для дозвуковых скоростей (тип А); ж —рабочие с каналом постоянного сечения для дозвуковых скоростей (тип А); з — рабочие расширяющиеся — суживающиеся для дозвуковых скоростей и малых относительных высот лопаток (тип Ак); и — рабочие суживающиеся для околозвуковых скоростей (тип Б): к — рабочие расширяющиеся для больших сверхзвуковых скоростей (тип Р).
(На рис, ж и з вместо O't следует читать О'г).
Например, С-90-12Б обозначает сопловую решетку, предназначенную для околозвуковых скоростей, с углом входа «0^90° и эффективным углом выхода Gi3~12°.
На рис. 2-12 представлены различные типы решеток. Принципы профилирования решеток, рассчитанных на дозвуковые скорости потока (типа А), рассматриваются в этом параграфе; основы профилирования для решеток, обтекаемых сверхзвуковыми скоростями, изложены в § 2-5. Особенности проектирования решеток для ступеней с малыми l — ljb и ®=d]l соответственно рассматриваются в § 2-4 и в § 3-5.
Для заданного профиля, меняя шаг и угол установки, можно изменить и эффективный угол._ Зависимости ai3=f(t1, ay) и р2о = =f(i2, |3у) обычно прилагаются к чертежу профиля. Примеры этих зависимостей для решеток профилей С-90-15А и Р-30-21 А приведены на рис. 2-13.
Выходные площади кольцевых решеток определяются из выражений:
для кольцевых сопловых решеток
ГП гп
F1=zJ§ O1drl — zl t^sina^drr —
’к rK
rn
— 2т; C sinaiafi^r,. (2-46)
Рис. 2-13. Эффективный угол решетки в зависимости от относительного шага I и угла установки ау(ру). а — для сопловой решетки С 90-15А; б — для рабочей решетки Р-30-21А
54
Если
Oi sm ai9=— li
Oicpr i/f icp ЛсрГi ricp
const
TO
Fi = ZtOicp^ = 2-nricp/i sin (Xia = sin а1Э. (2-47)
Для рабочих решеток
гп гп
F2 —— Zz у — 22 у /2 Sin ^гэ^Гг
гк гк
Если
'п
= 2<гс j sin ЗгэГгб/Гг-гк
(2-48)
sin р!Э = °!L=r. Oj£Pf^i2_= const, 12 *2СрГ2/Г2Ср
то
F2 —- ZzO^cplz — 2'ГСГ2ср^2 sin jj2Э — Иб/гА Sill ргэ- (2-49)
Для расширяющихся сопловых решеток определяется также площадь минимального сечения
F мин — 2}
Ot.mudr 1.
(2-50)
Если
то
Хотя цевыми,
Омпн— (Омип) срГ 1/Гicp,
(2-51)
FМИН — (Омин) Cp^lMHH-турбинные решетки являются коль-более просто экспериментально полу-
Рис. 2-14. Турбинные решетки.
а — сектор кольцевой лопаточной решетки; б — пакет плоской решетки профилей.
чить аэродинамические характеристики плоских решеток, т. е. решеток с одинаковыми по высоте профилями и каналами, ограниченными плоскими стенками, нормальными цилиндрическим образующим профилей. На рис. 2-14 показаны сектор кольцевой лопаточной решетки и плоский пакет решетки профилей. Преимуществом плоских решеток является их универсальность, т. е. возможность использования их характеристик (с определенными оговорками, как правило, поправками, см. § 3-2) для кольцевых решеток различных форм и размеров.
В результате теоретического, а чаще экспериментального исследования определяются аэродинамические характеристики плоских решеток.
Основная характеристика — коэффициент потерь энергии (2-41):
для сопловой решетки
£с = 1— (ci/M2; (2-52)
для рабочей решетки
Д>=1—(w2/w2t)2, (2-52а)
где и w2 — действительные, а Си и w2t — теоретические скорости выхода из решетки (для рабочей решетки — в относительном движении) .
Другой важной характеристикой решетки является коэффициент расхода
p=G/Gt, (2-53)
представляющий отношение действительного расхода пара G через решетку к теоретическому Gt (см. § 2-6). И, наконец, для расчета турбинной ступени требуется знание третьей характеристики — угла выхода потока из решетки щ (или |32)•
Аэродинамические характеристики определяются в зависимости от режимных и геометрических параметров решетки.
Для перегретого пара режимными параметрами являются:
1) скорость пара на выходе из решетки (число Маха М) М^—сц/д, и —-w2z/a2, где a-i — УkpiVtt и а* — Уkp2v2t — скорость распространения звука соответственно на выходе из сопловой и рабочей решеток;
2) число Рейнольдса, характеризующее влияние сил вязкости. Для решеток число Рейнольдса подсчитывается по b — хорде профиля: Rei = 6iCif/vi и Re2=^2^2z/v2, где vi и v2— кинематическая вязкость на выходе соответственно из сопловой и рабочей решеток;
3) угол входа потока в решетку ао (или РО;
55
4)начальная турбулентность Ео:
_ Г~ дт
£"=г-=4-1 / 4? (dx’ <2-54’
Сер Сер / j
У °
где Сер — средняя скорость установившегося движения; с' и с'— местное и среднеквадратичное отклонения скорости с от сср; Ат — интервал времени осреднения;
5) неравномерность поля скоростей и других параметров на входе в решетку.
В настоящее время в паровых турбинах, как правило, используются так называемые нормализованные профили, теоретически и экспериментально отработанные, аэродинамические характеристики которых достаточно полно известны. Эти профили в СССР создавались на ЛМЗ, в ЦКТИ, МЭИ и других организациях. Геометрические и аэродинамические характеристики значительного числа решеток представлены в специальных нормалях ЦКТИ и атласе профилей МЭИ [Л. 12]. Поскольку многие из этих решеток исследовались экспериментально, рассмотрим условия, в которых такие опыты проводятся (подробно о методике экспериментального исследования турбинных решеток см. [Л. 10, 12]).
Основными требованиями к этим испытаниям являются полное геометрическое подобие модели и натуры, на которую переносятся результаты исследований, и соблюдение критериев подобия, а именно равенство чисел Маха и Рейнольдса, тот же показатель изоэнтропы k, а также совпадение условий входа (угол входа, турбулентность, неравномерность) и выхода. Обычно не удается удовлетворить все эти требования и приходится ограничиваться выполнением только некоторых из них, т. е. эксперимент проводится в условиях частичного моделирования. В этом случае при переносе результатов испытаний на условия течения в реальной решетке вносятся соответствующие поправки.
В подавляющем большинстве исследования решеток проводятся на специальных аэродинамических трубах, где рабочей средой является воздух. Обычно в них противодавление неизменно. Более сложными, но позволяющими менять давление за решеткой и тем самым независимо менять числа М и Re, являются трубы, работающие на водяном паре и воздухе с p2=var.
В приложении приведены упрощенные и обобщенные аэродинамические характеристики некоторых наиболее распространенных решеток, разработанных в МЭИ. Эти характеристики могут использоваться в предварительных и учебных расчетах ступеней и проектировании турбин.
Для анализа обтекания решетки профилей большое значение имеет распределение давления р и соответственно скорости с по обводу профиля. Это распределение показывает, какой поток в решетке — конфузорный или диффузорный, позволяет определить характер пограничного слоя, вычислить его характеристики, выявить возможность и место отрыва. Существует несколько методов теоретического расчета распределения давления р и скорости с в случае потенциального характера обтекания, т. е. в предположении безвихревого потока (без учета влияния сил вязкости). Во многих случаях характер этого распределения весьма близок к полученному экспериментально.
Рис. 2-15. Распределение давления по обводу профиля решетки.
а — для сопловой решетки С-90-12А при /1=0,75; (Хо=90°; Мц —
=0,5; б — для рабочей решетки Р-23-14А при/а =0,7; 01=ЗО;>;
М2г=0,7.
На рис. 2-15 представлено изменение давления по профилю для двух решеток — сопловой и рабочей с малой конфузорностью канала.
В сопловой решетке (рис. 2-15,а) на передней, входной кромке поток разветвляется. В точке разветвления скорость равна нулю и давление достигает наибольшего значения. За точкой разветвления при обтекании скругленной входной кромки поток ускоряется. Дальше распределение давления зависит от формы профиля и межлопаточпого канала. На выпуклой поверхности (спинке) профиля рассматриваемой решетки продолжается интенсивное ускорение потока до точек 9—11 в косом срезе решетки. На этом участке спинки давление р меньше, чем давление за решеткой р^ На участке спинки между точками II и 15 давление повышается и у выходной кромки достигает величины, близкой к pi.
Характер распределения давления на вогнутой поверхности оказывается иным. Вслед за резким ускорением потока у входной кромки давление сохраняется почти неизменным до точки 27. Только вблизи выходной кромки
56
Рис. 2-16. Схема образования пограничного слоя на профиле сопловой решетки.
а — при безотрывном обтекании; б —при обтекании с отрывом, наблюдается снижение р (точки 27—30) и, следовательно, новое ускорение потока.
Таким образом, на спинке и па вогнутой поверхности образуются области с отрицательным, пулевым и положительным градиентами давлений, т. е. с ускорением, неизменной скоростью и замедлением потока. В данной решетке область с положительным градиентом давления (диффузорная) имеется на выходном участке спинки профиля.
На основе рассмотренных в предыдущем параграфе особенностей обтекания криволинейной поверхности можно сказать, что наиболее благоприятно конфузорное течение (с отрицательным градиентом давления dp< <0). Здесь по потоку толщина пограничного слоя 6, начиная с точки 2 на спинке профиля и с точки 27 на вогнутой стороне, увеличивается незначительно, а при некоторых условиях можно наблюдать даже утонение слоя.
Участок dp~Q (точки 19 - 27) характерен ростом толщины слоя. Основное первоначальное наращивание слоя происходит при обтекании входной кромки, где ла небольшом участке давление р возрастает. На спинке профиля в косом срезе толщина слоя существенно увеличивается; здесь во многих случаях наблюдается турбулизация слоя, а в диффу
зорной области, где dp~>Q (точки 11—16) возможен отрыв слоя.
Схема образования пограничного слоя и изменения его толщины б при обтекании сопловой решетки показана на рис. 2-16. Здесь представлены случаи безотрывного течения и течения с отрывом. Для наглядности толщина пограничного слоя на рисунке утрированно, увеличена.
Распределение давлений по профилю решетки активного типа, т. е. с малой коифузор-постыо канала, показано па рис. 2-15,6.
На входном участке спинки профиля происходит расширение потока, как и в сопловой решетке. Далее вновь происходит ускорение потока, и давление падает до минимального значения вблизи выходной кромки (точки 2, 3). Вслед за тем образуется диффузорный участок, на котором давление повышается до рг — давления за решеткой.
На вогнутой поверхности давление также интенсивно понижается вблизи входной кромки, затем возрастает и потом медленно понижается до точек 21—22. В дальнейшем (за точкой 23) наблюдается интенсивное падение давления до р2-
Из-за менее благоприятных условий на входе в решетку, большого участка неизменной скорости потока, начала перерасширения (р<р2.) еще до косого среза (точка 7) и более резкого повышения давления в диффузорной области следует ожидать, и это подтверждается опытами, что коэффициент потерь энергии при обтекании решетки активного типа будет выше, чем при обтекании сопловой решетки. Распределение давления по профилю можно представить в виде векторной диаграммы, откладывая значения р по нормалям от линии профиля (рис. 2-17).
Как видно из рис. 2-15, давление ръог на вогнутой поверхности значительно выше, чем на спинке рСп-
Рис. 2-17. Эпюра давлений на профиле рабочей решетки (а) и проекции в окружном направлении давлений на вогнутую и выпуклую поверхности профиля (б).
57
Эта разность давлений создает окружное усилие, которое можно определить, проинтегрировав разность давлений по высоте I и длине обвода S каждого профиля:
Ru = J J (рвог — реп) cos р dS dl, (2-55) U.S)
где 5 — длина обвода профиля; р — угол между направлением и и нормалью к элементу поверхности профиля dS\ I — высота лопатки.
Качество рабочей решетки при заданных расходах пара G, параметрах до решетки, давлении за ней, повороте потока и числе лопаток определяется величиной усилия Ru, действующего на лопатку. Чем больше это \силие, тем эффективнее решетка.
2-4. ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ ПРИ ОБТЕКАНИИ ТУРБИННЫХ РЕШЕТОК
Потери энергии, связанные с течением пара в кольцевых турбинных решетках, можно условно разделить на несколько составляющих.
1) Профильные потери, характеризуемые коэффициентом £Пр и определяемые при обтекании решетки профилей с бесконечной длиной l — lfb—>оо, т. е. при Профильные потери в свою очередь можно разделить па:
потери на т р е н и е в пограничном слое и вихревые потери при отрывах потока на профиле, £тр;
вихревые потери за выходной кромкой, называемые кромочными, £кр;
волновые потери при обтекании решетки сверхзвуковым потоком, £Волн;
ъпр---£тр + £кр 4“ Чво лн-
(2-56)
2) Концевые потери, характеризуемые коэффициентом £Коиц и связанные с пространственным характером движения решетки при конечной длине лопаток. Сюда следует отнести потери, добавляющиеся из-за нецилиндрической формы меридиональных обводов решетки (см., например, форму мериди-альных обводов сопловой решетки на рис. 2-10,а).
3) Потери от веерност и, учитываемые коэффициентом че , характерные для решеток с большой веерностью, т. е. с малой величиной 0, и вызванные изменением условий обтекания решеток профилей по высоте решетки (см. § 3-5).
4) Потери, вызванные взаимодействием соседних решеток в ступе-
ни и в многоступенчатой турбине, £вз.
58
5) Потери, связанные с ухудшением обтекания решеток вследствие протечек в ступени, в том числе для рабочей решетки в ступени, с лопатками, не имеющими периферийного ограничения канала (безбандажные ступени). Эти потери обычно учитывают отдельно при расчете эффективности всей ступени в целом.
6) Дополнительные потери при течении в решетках влажного пара, учитываемые коэффициентом £вл.
Строго говоря, многие из перечисленных составляющих потерь взаимосвязаны, однако принято коэффициент потерь энергии в решетках вычислять как сумму:
£ = £пр Д- £конц -J- Д- £вз Д- £в.Ч. ( 257)
В общем случае, особенно в решетках большой веерноегп, надо учитывать изменение по высоте как геометрических, так и режимных параметров, и под коэффициентом потерь энергии понимают интегральную, средневзвешенную (по расходу) величину
J (?пр 4“ ?конц 4- ?вз 4- ?вл) A*-1 dl
I=—-----------р—---------------+ Св) (2-58)
\ hGdl *
Й)
где АС—расход пара на текущем радиусе на единицу длины лопатки. Естественно, что в формуле (2-58) величину концевых потерь £конц следует подставлять только для тех участков по высоте, где ощутимо влияние концов.
В настоящее время наиболее подробно исследованы профильные и концевые потери в плоских решетках. Другие составляющие потерь исследованы недостаточно полно, и надежные сведения о них имеются только для некоторых частных случаев.
Профильные потери при обтекании решеток дозвуковым потоком
Первую составляющую профильных потерь— потери на трение в пограничном слое — можно определить теоретически, если известен режим пограничного слоя и его условные толщины у выхода из решетки (рис. 2-16,а):
__ А^тр , §СП 4~ 2 3 4 5ВОГН Н* (§**сп + д**вогн) .
Р" C'Gtl‘2. ~ Zsina13 /sina13 ’
(2-59)
здесь индексы «сп» и «вогн» относятся соответственно к спинке и вогнутой поверхности профиля; Я* = 6***/6** — характеристика пограничного слоя, причем для конфузорных решеток Н* — 1,8. Для рабочей решетки в (2-59) вместо слэ надо подставлять угол [Згэ-
Поскольку для теоретического определения условной толщины потери импульса 6** сегодня нет достаточно универсальных методов, пригодных для всего многообразия турбинных решеток и режимных параметров, то обычно используются экспериментальные данные. В то же время для некоторых типов решеток при дозвуковых скоростях потока и безотрывном характере обтекания потери грения можно вычислить по формулам и графикам, приводимым в книгах по аэродинамике решеток и турбомашин (см., например, [Л. 8, 12, 17, 32]).
Следует учитывать, что потери на трение в решетке в значительной степени зависят от качества (шероховатости) поверхности профиля, особенно спинки профиля в косом срезе. поэтому при изготовлении сопловых и рабочих лопаток большое внимание уделяется чистоте обработки этих поверхностей.
Вторую часть профильных потерь составляют кромочные потери. При сходе с выходных кромок профиля поток отрывается. В результате отрыва за выходной кромкой возникают вихри, которые образуют начальный участок кромочного следа (рис. 2-16). Взаимодействие между кромочным следом и ядром потока приводит к выравниванию поля потока за решеткой. Статическое давление потока увеличивается, а средняя скорость уменьшается, в результате возникают потери кинетической энергии, аналогичные потерям при внезапном расширении.
По опытным данным выравнивание потока за решеткой происходит достаточно интенсивно и в зависимости от геометрических параметров решетки и толщины кромки практически заканчивается на расстоянии z= (1,3-н 1,9)/ от выходных кромок.
На малых расстояниях за выходными кромками поток имеет периодически неравномерное поле скоростей, давлений и углов (рис. 2-18). По мере удаления от решетки скорости в ядре потока уменьшаются, а в кромочных следах возрастают, поток за решеткой выравнивается; при этом благодаря перемешиванию ширина кромочного следа увеличивается.
Коэффициент кромочных потерь £кр зависит в первую очередь от относительной толщины выходной кромки Дкр/О, где О — ширина минимального сечения капала. Следовательно, для снижения £кр следует утонять выходную кромку до величины, минимально допустимой по условиям прочности и технологии изготовления.
Коэффициент кромочных потерь зависит также от относительного шага t и может быть определен по формуле
чКр = £кРо'+ 0,088 ; (2-60)
Рис. 2-18. Распределение скоростей, относительных давлений и углов выхода потока за решеткой на разном расстоянии.
---------при z=0,It;--------при z=l,8Z.
здесь цкр0~0,01 — коэффициент кромочных потерь при нулевой толщине выходной кромки, т. е. когда кромочный след образуется только из-за смыкания пограничного слоя.
Кромочные потери зависят от z—-расстояния измеряемого сечения от линии выходных кромок, монотонно возрастая с его увеличением (до полного выравнивания потока).
Рассмотрим влияние основных геометрических и режимных параметров решеток на профильные потери.
Изменение относительного шага решетки t—tjb влияет на форму межлопаточного канала, на распределение давлений и характер пограничного слоя на профиле. Следовательно, потери на трение и кромочные потери зависят от t. Величина ^кр меняется главным образом из-за изменения относительной толщины выходной кромки
Акр Акр О 6/sin[?23
с увеличением шага несколько ухудшается обтекание спинки профиля сопловой решетки — растет относительная протяженность спинки профиля в косом срезе и, следовательно, растет протяженность диффузорной области на выходном участке спинки. При уменьшении шага эпюра давлений становится более благоприятной, однако при очень малом шаге могут возникнуть диффузорные участки, так как канал на выходе становится менее конфузорным.
Кроме того, при уменьшении t возрастают кромочные потери, поэтому коэффициент про-
59
Рис. 2-19. Коэффициент профильных потерь в зависимости от относительного шага решетки t и толщины выходной кромки Дкр.
--------для сопловой решетки С-90-15А с fc>=50 мм; --------для рабочей решетки Р-30-21 А с Ь2=25 мм.
фильных потерь для сопловой решетки имеет минимальное значение при некотором оптимальном шаге Гопт~0,7—0,85 (рис. 2-19).
Аналогично сказывается влияние шага па коэффициент потерь в активной решетке (рис. 2-19). При малом шаге диффузорный участок на спинке вблизи выходной кромки оказывается более коротким, но появляется слабый диффузорный участок па вогнутой поверхности, вблизи входной кромки. Минимальное значение Хпр соответствует шагу 70пт~ «0,55—0,65.
Следует подчеркнуть, что при уменьшении шага межлопаточный канал может стать па выходе расширяющимся. В этом случае скорость дозвукового потока в выходной части канала уменьшается (поток тормозится), что приводит к резкому возрастанию профильных потерь. Большее влияние шага в решетках активного типа объясняется тем, чго при изменении t форма межлопаточного капала меняется существеннее.
Профильные потери зависят от поворота потока в решетке. Обычно чем больше поворот потока, тем £пр выше. Для сопловой решетки с ао~9О° уменьшение а<9 означает (при неизменной хорде b и оптимальном шаге /) уменьшение ширины минимального сечения канала и тем самым рост е,тр [см. формулу (2-59)]; при той же толщине выходной кромки Дкр растет Акр/Ol и вследствие этого по (2-60) увеличиваются кромочные потери £кр. Кроме того, чем меньше ащ, тем больше протяженность косого среза решетки, в котором на спинке профиля из-за диффузорного характера потока (рис. 2-15,67) существенно возрастает толщина пограничного слоя, обычно происходит турбулизация его и возможен отрыв. В связи с этим в решетках с сцэ<8—10° потери энергии заметно выше, чем при ai9=13—18°, а решетки с ai3<8° почти не применяются в турбинах. В то же время при очень больших уг
лах ai9>30°, профилируя решетку, трудно обеспечить достаточную конфузорность на всем протяжении канала и вследствие этого £тр могут возрасти.
Влияние угла установки профиля ау (или РУ), как правило, исследуется при различных углах входа и переменном шаге i. Оптимальный шаг зависит от угла установки, увеличиваясь с уменьшением последнего. Очевидно, что один и тот же профиль может быть использован для различных условий обтекания. Изменение угла выхода потока (щ0 или р2э) можно осуществлять путем изменения шага либо угла установки. Имея в виду достаточно пологий характер кривых спр в зависимости о г t и С4У (или Ру), обычно можно использовать один и тот же профиль при разных шагах и углах установки, близких к оптимальным.
При изменении угла входа потока в решетку заданных размеров будут меняться распределение давления по профилю, характер и толщина пограничного слоя и место его отрыва; следовательно, будут меняться и профильные потери. Опыты показали, что для каждой решетки (и, строго говоря, для каждого режима: М, Re, Eq) существует оптимальный угол входа Р1опт, при котором профильные потери минимальны £>1ПИир.
Обычно этот угол несколько больше скелетного (при < 90°):
?1ОПТ=^К+(3-6С)- С2’61)
При меньшем угле входа |3i<Pionr ухудшается обтекание входного участка на спинке профиля, где может появиться диффузорный участок, в решетках активного типа захватывающий значительную часть канала. При pi> >Р1опт, наоборот, ухудшается обтекание вогнутой поверхности профиля.
Увеличение профильных потерь Спр по сравнению с С™ в зависимости от угла входа для пр
двух типов решеток показано на рис. 2-20. В активной решетке из-за малой копфузорно-сти капала и обычно небольших углов £iCK влияние угла входа на профильные потери сказывается существенно сильнее, чем в реактивной (сопловой) решетке.
Рис. 2-20. Влияние угла входа на профильные потери в решетках.
/ — для сопловой решетки С-90-15А; 2— для рабочей решетки Р-30-21 А.
60
Рис. 2-21. Влияние числа Рейнольдса на коэффициент профильных потерь при дозвуковых скоростях потока и весьма слабой начальной турбулентности.
1 — для рабочей решетки активного типа; 2— для сопловой решетки.
Приближенная оценка влияния угла входа потока на профильные потери может быть произведена по формуле
^ПР=С + 0,22
sin (31 — [?юпт) sin Згэ sin 3j sin ^юпт
При расчете сопловых решеток в (2-62) вместо углов р следует подставлять углы а.
Влияние числа М на профильные потери начинает сказываться при М>0,4—0,6, когда ощутимо воздействие сжимаемости. С росюм числа М в дозвуковом потоке за счет благоприятного утонения пограничного слоя и меньшей вероятности его отрыва профильные потери немного снижаются.
Влияние числа Re на профильные потери, как показал эксперимент, практически ощутимо только при Re< (З-е-5) • 105. Режимы Re>ReaBT = (З-т-5) • 105 называют автомодельными. Величина ReaBT и влияние числа Re иа £цр в значительной мере зависят от начальной турбулентности, режима пограничного слоя и от того, отрывное или безотрывное обтекание соответствует рассматриваемому случаю.
На рис. 2-21 показаны некоторые результаты исследования решеток при переменных числах Re. Следует иметь в виду, что в паровых турбинах режимы Rc<ReaBT обычно встречаются в последних ступенях конденсационных турбин.
При повышенной турбулентности потока на входе в решетку, что характерно для действительного процесса течения в турбинных ступенях, профильные потери возрастают, так как слон уже на входном участке решетки турбулентный. Так, например, увеличение Ео ог £о=О до £о=10%' обычно означает рост профильных потерь в 1,5—2 раза; большее влияние характерно для активного типа решеток.
Несмотря на большое разнообразие дозвуковых турбинных решеток, разработанных научными организациями и турбостроительными заводами и частично представленных в атласах и нормалях профилей, иногда приходится проектировать решетку заново.
Профилирование решеток может вестись различными путями. Во многих случаях удобен способ, основанный на небольшом изменении входных и выходных участков исходных, ранее отработанных профилей [Л. 14]. Другие способы базируются на вычерчивании всего обвода профиля. При этом профиль почти полностью или по участкам описывается уравнением кривой с плавно меняющейся кривизной, например квадратичной параболой [Л. 32] или лемнискатой [Л. 12].
Для некоторых типов решеток разработаны программы па ЭВМ, позволяющие при заданных геометрических характеристиках и режимах течения построить профиль, обеспечивающий благоприятные условия обтекания.
При построении решетки профилей следует обратить внимание па следующее:
1. Решетка, если позволяют условия прочности лопатки, должна проектироваться с оптимальным относительным шагом t, который выбирается по аналогии с известными решетками подобного типа (см., например, рис. 2-19).
2. При построении надо строго выдерживать заданный размер горла Oi = £sinaio (или О2=/2 sin р20), который определяет расход пара.
3. Скелетный угол профиля, т. е. угол касательной к средней линии входного участка профиля, должен выбираться согласно формуле (2-61) в зависимости от расчетного угла входа а0 (или |R).
4. Необходима проверка плавного изменения конфузорности капала. Эта проверка легко выполняется графически — в межпрофильный канал вписываются окружности, центры которых образуют среднюю линию капала. Радиусы этих вписанных окружностей должны но потоку плавно уменьшаться (рис. 2-10,а). Минимальный радиус должна обязательно иметь окружность, вписанная в выходное (горловое) сечение.
Для активных решеток со степенью конфузорности sin^K/sin[j23—1 необходимо, чтобы межпрофильный канал имел постоянную ширину.
Если в решетке по потоку пара на каком-либо участке канал будет расширяться, то это приведет к диффузорному течению и связанному с ним утолщению пограничного слоя и возможному его отрыву, т. е. в конечном счете к повышенным потерям энергии. Также будет неблагоприятен (кроме вынужденного профилирования чисто активной решетки) участок канала постоянной ширины, так как при этом течение будет безградиентным, т. е. с неизменной скоростью.
Исключением являются некоторые специальные типы решеток [Л. 10, 12].
61
5. Обвод профиля должен быть плавным. Если он строится из нескольких кривых или из участков, описанных дугами окружностей разного радиуса и прямыми (что иногда делают для упрощения изготовления лопаток на фрезерных станках), то следует строго следить за плавным переходом на стыке этих участков. Собственно межпрофилыгый канал (за исключением входного участка), как правило, должен иметь обвод с увеличивающимся по потоку пара радиусом кривизны.
6. Дозвуковые решетки профилируются со спинкой в косом срезе, имеющей небольшую выпуклость. При прочих равных условиях чем больше число М на выходе, тем ближе к прямолинейному должно быть очертание этого участка спинки. Очень важным для благоприятного обтекания решетки является плавный с возможно меньшей кривизной переход межпрофильного участка к косому срезу на спинке профиля.
Концевые потери
В каналах турбинных решеток конечной высоты поток имеет пространственный характер. Здесь возникают поперечные (вторичные) течения, создающие дополнительные потери энергии. Причинами образования вторичных токов в межлопаточных каналах являются вязкость пара и поперечный градиент давления, обусловленный кривизной каналов.
Благодаря повышенному давлению у вогнутой поверхности профиля (см., например, кривые распределения давлений на рис. 2-15) в пограничном слое возникает перетекание по торцевым стенкам, ограничивающим каналы по высоте, к спинке лопатки, где давление ниже (рис. 2-22,а). На спинке у концов лопатки пограничный слой, стекающий с торцевых стенок, взаимодействует с пограничным слоем, движущимся вдоль спинки по траекториям, параллельным торцевым стенкам. В результате этого взаимодействия на спинке вблизи концов лопатки происходит интенсивное набухание пограничного слоя: толщина слоя значительно увеличивается (рис. 2-22,в). На вогнутой поверхности в направлении к торцевым стенкам давление несколько уменьшается, а на выпуклой возрастает.
Следует подчеркнуть, что составляющие скоростей поперечного (вторичного) движения в пограничном слое на спинке и на торцевых стенках будут различны в зависимости от положения рассматриваемого сечения в канале. Частицы пара, наиболее близкие к торцевым стенкам и спинке профиля, обладают наименьшим запасом кинетической энергии и под воздействием поперечного градиента давления
Рис. 2-22. Образование вторичных течений в канале плоской решетки.
а — линии тока на ограничивающей (торцевой) стенке и на спинке профиля у конца лопатки; б - следы вторичного течения на спинке профиля; в — распределение толщин погранич-сотр канале РеШ€ТКИ и распределение давления по вы-
ылс лопатки.
наиболее сильно отклоняются от направления основного движения.
Перетекание пара в пограничных слоях от вогнутой поверхности к спинке лопатки компенсируется в ядре потока у торцевых стенок соответствующим течением от спинки к вогнутой поверхности.
В результате этих вторичных течений в межлопаточных каналах решетки возникают две вихревые области, симметрично расположенные по высоте плоской решетки, вблизи
62
торцевых стенок каналов. В этих вихревых областях имеет место винтообразное движение пара, причем вращение частиц происходит в противоположных направлениях (рис. 2-22,з).
Схема образования вторичных течений в межлопаточном канале подтверждается опытами.
На фотографии следов потока (рис. 2-22,6) отчетливо видно перетекание в пограничном слое от торцевых стенок к спинке.
Характер изменения коэффициентов потерь энергии по высоте решетки показан на рис. 2-23. При удалении от торцевых стенок потери вначале уменьшаются, затем резко возрастают и потом вновь уменьшаются к среднему сечению, где они соответствуют профильным потерям.
Наибольшие потери по высоте возникают в зонах утолщенного пограничного слоя на спинке профиля, а также непосредственно на ограничивающих (торцевых) стенках.
Концевые потери зависят от геометрических и режимных параметров решетки. Наибольшее, решающее влияние на коэффициент концевых потерь имеет относительная высота лопатки l = lfb. Как показывают опыты, структура потока в канале, а следовательно, и абсолютная величина концевых потерь с уменьшением высоты лопаток I до известных пределов сохраняются неизменными, а относительная потеря растет.
При малой высоте, когда происходит смыкание вторичных течений, начинает возрастать не только относительная, но и абсолютная величина концевых потерь. Это объясняется слиянием утолщенных пограничных слоев на спинке и интенсификацией вихревого движения. Концевые потери экспериментально определяются вычитанием профильных потерь £пр из полных, усредненных по высоте потерь £. До тех пор, пока не произошло смыкания вторичных течений, концевые потери пропорциональны величине \fl = b/l. Обычно в характеристиках решеток приводятся кривые изменения £ (или £кощ) от Ь/1, в общем случае различные для каждой решетки и данного режима течения.
Для приближенной оценки концевых потерь в дозвуковых решетках в зависимости от угла поворота потока _Лр=180°—(Pi + W при оптимальных р2э, t и М можно вос-
Рис. 2-24. Изменение концевых потерь в плоской решетке в зависимости от относительной высоты лопатки и от угла поворота канала решетки Д|3=180с—(pi+ipss).
пользоваться обобщенными графиками, построенными на рис. 2-24. Для сопловых решеток вместо углов р надо подставлять углы а.
Чем меньше угол поворота потока, тем меньше разнйца в давлениях па вогнутой и выпуклой сторонах профиля и, следовательно, меньше концевые потери.
При заданной величине Ifb концевые потери будут меньше при утонении пограничного слоя в зоне наибольшей кривизны канала, а также при уменьшении поперечного градиента давления в этой области. Очевидно, что если вблизи выходного сечения специальными мерами повысить конфузорность потока, то концевые потери сократятся.
Этой цели подчинено профилирование решеток активного типа малой высоты Z<14-1,5. Если вместо канала постоянного сечения с неизменной скоростью от входа до выхода из решетки выполнить канал сначала расширяющимся, а затем суживающимся (рис. 2-12,з), то вследствие большой конфузорности перед «горлом» пограничный слой в этом месте утонится и концевые потери уменьшатся. В то же время потери трения возрастут.
Уменьшения концевых потерь в сопловых решетках можно добиться специальным меридиональным профилированием каналов (рис. 2-25). Такое профилирование позволяет уменьшить поперечные градиенты давления в месте максимальной кривизны канала и тем самым уменьшить вторичные перетекания; уменьшить толщину пограничного слоя в выходном сечении на спинке профиля за счет увеличения конфузорности канала в косом срезе; кроме того, уменьшаются потери, специфические для кольцевых решеток, а именно за счет поджа-
У/////////////////Л
Рис. 2-25. Меридиональное профилирование сопловых лопаток малой относительной высоты Ifb.
в

63
тия потока к корневому сечению лопаток снижаются потери у нижнего цилиндрического бандажа. Меридиональное профилирование позволяет частично выравнять статические давления по высоте за сопловыми лопатками.
Очевидно, что влияние меридионального профилирования тем больше, чем меньше относительная высота решетки, поскольку концевые потери сказываются особенно сильно в коротких решетках, а меридиональное профилирование призвано сократить эти потери. По сравнению с решеткой постоянной высоты при Г=0 5 удается за счет меридионального профилирования сократить потери в сопловой решетке на Д';г = 2,5°/о.
С увеличением чисел М и Re (в пределах Re<ReaBT) благодаря утонению пограничного слоя концевые потери уменьшаются. С уменьшением угла входа потока в данную решетку из-за большего поперечного градиента давления концевые потери возрастают.
2-5. СВЕРХЗВУКОВОЕ ОБТЕКАНИЕ РЕШЕТОК
При достижении потоком скорости, превышающей скорость распространения звука, происходит качественное изменение характера обтекания турбинной решетки. Это изменение определяется главным образом тем, что при обтекании сверхзвуковым потоком выходной кромки профиля проявляется волновой характер потока.
В газовой динамике [Л. 8] рассматриваются особенности сверхзвукового обтекания угловой точки, являющейся источником возмущения потока. В этой точке при движении газа в область пониженного давления возникает волна разрежения, в которой происходит поворот потока; давление и плотность уменьшаются, а скорость растет. Постепенное изменение параметров потока в волне разрежения может быть условно представлено серией дискретных слабых волн (так называемых характеристик).
При движении газа в область повышенного давления при возмущении сверхзвукового потока возникает скачок уплотнения. В этом случае скачком увеличиваются давление и плотность, а скорость падает; также происходит поворот потока.
Скачок уплотнения может быть п р я м ы м, когда фронт скачка нормален основному потоку, и косым.
В скачке уплотнения происходит увеличение энтропии, т. е. процесс скачкообразного роста давления 'сопровождается потерями энергии. Эти потери, называемые волновыми, возрастают с увеличением числа Mi и с ростом утла Рек, достигая максимального значе-
Рис. 2-26. Изменение параметров пара при переходе через скачок уплотнения. Пунктиром условно изображена линия процесса повышения давления в скачке.
пия при прямом скачке рСк=90°, после которого поток всегда дозвуковой.
На рис. 2-26 в i’S-диа-грамме показано изменение параметров при переходе через скачок уплотнения, где пунктиром условно изображена линия процесса в самом скачке.
График изменения потерь £Ск и отношения дав-
ления торможения до и за скачком pzl'p\ в зависимости от скорости потока до скачка Mi и угла скачка рск представлен на рис. 2-27.
Для анализа сверхзвукового течения в тур-
бинных решетках большое значение имеет характер отражения воли от твердой (поверхность профиля) и от свободной границы (например, границы кромочного следа). При взаимодействии с твердой границей скачок
уплотнения отражается также скачком уплотнения, волна разрежения — волной разрежения.
При отражении от свободной границы волна разрежения отражается волной сжатия, где в отличие от скачка уплотнения происходит постепенное изменение параметров потока. На некотором расстоянии от границы волна сжатия переходит в скачок уплотнения. Скачок уплотнения от свободной границы отражается в виде волны разрежения. При
Рис. 2-27. Потери энергии в скачке уплотнения £Ск и отношение давлений торможения за скачком и перед ним pzlpo в зависимости от угла скачка |3Ск и скорости потока до скачка Mi для k='1,3.
64
взаимодействии с вихревым кромочным следом скачок уплотнения может проникать через него. Если скорости потока в следе дозвуковые, то возникает отраженный скачок уплотнения, несколько сдвинутый по потоку от места падения первичного скачка. Следует отметить, что при пересечении волн происходит изменение их направления, и волны, как и скачки уплотнения, могут стать криволинейными.
Обтекание решеток профилей сверхзвуковым потоком и вследствие этого аэродинамические характеристики решеток принципиально различны для решеток с суживающимися и расширяющимися каналами.
Решетки с суживающимися каналами
При сверхзвуковом потоке на выходе из решетки в ее минимальном сечении (горле О) давление равно критическому и к выходной кромке подходит сверхзвуковой поток. Обтекание выходной кромки со стороны спинки профиля (стороны разрежения) аналогично обтеканию вогнутого угла, в результате которого появляется скачок уплотнения Ki (рис. 2-28,а), называемый внешним кромочным скачком, поскольку он располагается вне решетки. Обтекание этой же кромки со стороны давления профиля аналогично обтеканию выпуклого угла, в результате чего возникает волна разрежения Ei.
В реальной турбинной решетке к поверхности профиля примыкает пограничный слой, а за выходными кромками имеется вихревой кромочный след N, причем давление непосредственно за кромками, называемое закро-мочным, обычно несколько ниже давления на срезе решетки, В кромочном следе со стороны спинки профиля вследствие деформации следа и выпуклой в этом месте его границы вслед за волной разрежения Ei появляется волна сжатия 7? (см. утрированную схему на рис. 2-28,а). Как огибающий волну сжатия возникает скачок уплотнения К2) начинающийся на некотором расстоянии за выходной кромкой решетки и называемый внутренним кромочным скачком.
Волна разрежения Ei отражается от спинки соседнего профиля волной разрежения Е2, а первичный скачок уплотнения /С2 — скачком уплотнения Кз-
Таким образом, область протекания пара через суживающуюся решетку при сверхзвуковых скоростях потока на выходе (Mi>l) можно разделить на несколько зон. Зона I— от входа в решетку до минимального сечения АВ, где давление падает до критического; зона II, ограниченная линией горла АВ, участком спинки профиля BD и скачком уплотне-
Рис. 2-28. Сверхзвуковое обтекание суживающихся решеток.
а — решетки с прямой спинкой в косом срезе при М(/=1,1—1,4;
6 — то же при е — с изломом на спинке профиля при
Мп-1,2—1,4.
ния К2, где давление постепенно уменьшается. При пересечении линии скачка К2 давление скачком возрастает, а далее в зоне III в системе отраженной волны разрежения Е2 постепенно понижается; при пересечении линий Кз и Ki давление возрастает.
Все рассмотренные выше скачки уплотнения косые, причем изменение параметров потока в них, так же как и в волнах Ех и Е2, зависит от закромочного давления и конфигурации спинки профиля в косом срезе, а также угла ее направления. С увеличением скорости потока за решеткой Mi фронт скачка К? поворачивается по потоку и точка падения скачка на спинку соседнего профиля смещается к выходной кромке. При определенной для данной решетки величине Mi местом падения скачка К2 становится выходная кромка. При еще большем значении скорости Mi внутри решетки уже нет скачков уплотнения и вся область косого среза занята системой первичной и отраженной волн разрежения Ei—Е2. Первичный скачок К2 оказывается уже внешним скач-
5—326
65
Рис. 2-29. Профильные потери при обтекании суживающихся сопловых решеток разного типа в зависимости от числа .Мн.
1 — решетки типа А; 2 — типа Б; 3 — типа В; 4 — тина И. ком (рис. 2-28,6) и пересекает линию другого внешнего скачка Дь
Естественно, чго в реальном потоке первичный скачок, падая на спинку профиля, взаимодействует с пограничным слоем. Это взаимодействие зависит от режима слоя и интенсивности скачка. Если до точки падения скачка слой ламинарный, что при благоприятных условиях входа, как правило, соответствует режимам течения в сопловых и реактивных рабочих решетках, то после точки D (рис. 2-28,а) происходит турбулизация слоя, вызванная большими положительными градиентами давления в этой точке.
В некоторых случаях при значительной интенсивности скачка 7Q наблюдается локальный отрыв пограничного слоя. Как правило, отрыв возникает при больших скоростях потока и перемещении скачка /<2 в зону выходной кромки.
Турбулизация слоя и особенно его отрыв приводят к увеличению потерь энергии при обтекании решеток. Это увеличение потерь обычно оказывается существенно большим, чем потери энергии в самих скачках, которые при числах Mi, характерных для турбин, из-за малого угла косого скачка [3Ск невелики (см. рис. 2-27).
Поскольку потери энергии при сверхзвуковом обтекании решеток определяются волновым спектром потока в косом срезе и за ним, то очевидно, что, воздействуя на этот волновой спектр, можно уменьшить эти потери. Это воздействие осуществляется изменением формы спинки профиля в косом срезе. Значительное увеличение скорости потока в косом срезе, вызванное иерерасширением в системе волн Ei—Е2, может быть ослаблено. Для этого спинка профиля должна быть в косом срезе прямой (решетки типа Б, см. рис. 2-12,6) или даже вогнутой (решетки типа В, см. рис. 2-12,в). Этими мерами удается сдвинуть зону кризисного увеличения потерь в сторону больших чисел М=1,2—1,3. Можно спинку профиля выполнить так, чтобы после горла она была бы вогнутой, а затем имела неболь
шой, порядка 3—5°, выпуклый угол излома, после которого до выходной кромки оставалась прямой (см. рис. 2-12,а).
В точке излома возникает волна разрежения Е3 (рис. 2-28,в), и после нее из-за отрицательного градиента давления турбулентный перед изломом пограничный слой ламинизи-руется и потери энергии оказываются умеренными. При обтекании таких решеток типа И удается снизить потери энергии вплоть до М= = 1,5—1,6.
На рис. 2-29 представлены результаты опытов с суживающимися решетками, проведенных в широком диапазоне изменения чисел М. В зависимости от режима течения следует выбирать тот или иной тип решетки.
Решетки с расширяющимися каналами
При больших скоростях потока Мц>1,3—-1,5 в турбинах иногда применяют решетки с расширяющимися каналами — сопла Лаваля. В этом случае при расчетном режиме течения в минимальном сечении Емин, т. е. в ©мин, достигаются критическое давление р* = £*ро и критическая скорость Л/1=1, а в выходном сечении Fif т. е. в (рис. 2-30),— давление за решеткой pi и расчетная скорость Мп. Отношение сечений Е1/Емин является функцией от числа (или отношения давлений z=pilpo) и может быть найдено по газодинамическим таблицам: Fi/Fmm=l/q (рис. 2-6). Для уменьшения потерь при обтекании такой решетки она специально профилируется и спинка профиля в косом срезе выполняется прямой или вогнутой (см., например, [Л. 8, 10]).
При скоростях М.п>М.1<Расч характер течения в решетке вплоть до выходного сечения Fi сохраняется таким же, как и при Мцрасч. а в косом срезе образуе1ся волновой спектр, аналогичный рассмотренному выше спектру в косом срезе суживающихся решеток, но начинающийся не с Мц = 1, а с М.прасч. Однако при Некоторой СКОРОСТИ М'п<МпРасч (см. [Л. 8]) внутри расширяющейся части канала появляется скачок уплотнения. В этом скачке поток переходит в дозвуковой. Положение скачка, и тем самым потери энергии при обте-
Рис. 2-30. Сопловая решетка с расширяющимся каналом С-90-15Р.
66
Рис. 2-31. Профильные потери при обтекании сопловой решетки с расширяющимися каналами в зависимости от скорости потека Мн и степени расширения канала /= — F 1Дм ип-
кании решетки зависят о г степени расширения канала Fi/FMlm и скорости Ми. С уменьшением числа Мп скачок перемещается вверх по потоку. При давлении /лтр = ещД0, где епр>е*, скачок перемещается к горлу Гм1та, и в связи с тем, что перед ним М=1, скачок уплотнения вырождается в слабую волну уплотнения. При еще больших р>рпр течение в канале решетки происходит всюду с дозвуковыми скоростями.
На рис. 2-31 показано изменение профильных потерь для нескольких расширяющихся решеток в зависимости от числа Мп. Как видно из графика, потери tnp существенно возрастают при Мп<МпРасч вследствие отрыва, появляющегося после взаимодействия скачка уплотнения с пограничным слоем, и потерь энергии в самом прямом скачке.
При некотором iM.it, зависящим в первую очередь от К1/КМИн, потери достигают наибольшего значения. Дальнейшее уменьшение числа Мп связано уже с меньшими потерями, так как, несмотря на то, что скачок перемещается внутрь капала, его интенсивность падает. При полностью дозвуковом режиме потери энергии еще меньше. Очевидно, и это подтверждается опытами, что чем больше Мпрасч, т. е. чем больше Fi/FymH, тем больше будут потери при нерасчетном режиме. Вследствие этого расширяющиеся решетки в энергетических паровых турбинах встречаются очень редко, так как максимальные числа Маха нс превышают 54=1,5—2,0. В то же время в транспортных турбинах, где в целях уменьшения габаритов агрегата в ступенях часто перерабатывается весьма большой теплопсре-пад, расширяющиеся решетки нашли более широкое применение.
2-6. КОЭФФИЦИЕНТЫ РАСХОДА И УГЛЫ ВЫХОДА ПОТОКА ИЗ ТУРБИННЫХ РЕШЕТОК
При определении выходных сечений сопловых и рабочих решеток необходимо знать действительный характер течения в решетке. На
личие пограничного слоя, неравномерность полей скоростей и вторичные течения приводят к тому, что действительный расход отличается от теоретического. Это отличие учитывается коэффициентом расхода р,, который согласно (2-53) представляет собой отношение действительного расхода G к теоре тическому Gt.
Значения ц зависят от того, каким образом формулируется понятие теоретического расхода Gt.
Пользуясь уравнением неразрывности и выражением (2-47), представим теоретический расход массы пара, проходящего через суживающуюся сопловую решетку при Mitsui, таким образом:
Gt = F. = Td.F sin а,э (2-63)
Vit Vit v '
где ин и Си—теоретические удельный объем и скорость пара в выходном сечении. Эффективный угол Щэ определяется согласно (2-43).
В том случае, когда истечение происходит с дозвуковыми скоростями, можно принимать в выходном сечении параметры, отвечающие давлению щ на выходе из решетки1.
В случае сверхзвукового истечения для выходного сечения суживающейся решетки следует принимать критические параметры и*, с*, подсчитываемьрсу1рт0нач#л.ьнрго состояния изо-эптропийно заторможенного потока ро, to, или определить сечение выхода по (2-32).
При указанном определении теоретического расхода истинный расход массы пара найдется как
Gi = |xiGit.
Коэффициент расхода щ в предположении равенства давлений в выходном сечении и за решеткой можно подсчитать по известным значениям условных толщин вытеснения б* (см. § 2-2), определяемым по табл. 2-3 или экспериментально— у выходной кромки на стороне давления б*вогн и на спинке профиля в горле б*СП.Г-
щ = 1
° *ВОГН о *сп. г /sin а1Э
(2-64)
Для рабочей решетки коэффициент ц2 определяется по (2-64) с заменой угла ощ на Р2Э.
1 При расчете по (2-63) предполагается, что давление в выходном сечении решетки равно р\ и постоянно по сечению. В реальных условиях структура потока и распределение давления более сложны. Как показывают непосредственные измерения давлений по обводам профиля, давление в выходном сечении различно на выпуклой и вогнутой поверхностях профиля. Таким образом, давление по поперечному сечению горла решетки можно лишь в первом приближении считать постоянным и равным давлению за решеткой.
5*
67
Рис. 2-32. Влияние режимных параме1ров на коэффициент расхода щ
а — влияние числа Маха М; б — влияние числа Рейнольдса Re; 1— для решеток с /=//6—>-оо; 2 — для решеток с 1=11Ь=й,Ъ‘, ---------для сопловых решеток;------------для рабочих решеток активного типа.
разумеваются осредненные с помощью уравнения количества движения по шагу t и высоте I углы направления скорости
sin «1 —
J J sin ai dt dl
(I) (t)
~^~dtdl
(I) (O
(2-65)
оказывают заметное влияние на расчет ступени и подбор следующей решетки. Поэтому при экспериментальных исследованиях решеток обычно определяется величина ai или соответственно р2. Для плоских решеток профилей
Следует учесть, что подсчитываемые таким образом коэффициенты расхода относятся к сечениям, достаточно отдаленным от концов лопаток, т. е. не учитывают концевых явлений.
Обычно используют экспериментально полученные значения коэффициентов расхода с учетом отклонения давления в выходном сечении (горле) от давления за решеткой.
Так же как и коэффициенты потерь энергии £, коэффициенты расхода р зависят от геометрических параметров, в первую очередь от высоты l=ljb и угла выхода сщ (или Ргэ), и от параметров потока — чисел Рейнольдса и Маха, а также от условий на входе в решетку.
Зависимость коэффициента расхода от числа М показана на рис. 2-32,а. При дозвуковых режимах коэффициент расхода несколько увеличивается с ростом М из-за утонения пограничного слоя в конфузорном потоке. В сверхзвуковой области влияние скорости на коэффициент расхода почти неощутимо, так как ускорение потока от с* до щ происходит в косом срезе решетки и не сказывается на параметрах потока и характеристиках пограничного слоя в горле. В решетках небольшой высоты 7<1—1,5, где существенно влияние концевых явлений, увеличение числа М сказывается сильнее и на коэффициенты потерь £ и на коэффициенты расхода р.
Влияние числа Рейнольдса на коэффициент расхода, как видно из рис. 2-32,6, оказывается существенным при Re< (3—5) -105.
В первом приближении коэффициенты расхода для сопловых решеток при течении перегретого пара можно принять pi=0,97, а для активных рабочих решеток р2=0,93. При детальном расчете, если экспериментальные данные по конкретным решеткам отсутствуют, следует воспользоваться обобщенными кривыми, приведенными на рис. 3-9.
Углы выхода потока из сопловой щ и рабочей решетки р2, под которыми обычно под-68
]ИП“‘~Л sina‘= (<) с -------• (2-66)
(О
Осреднение проводится по количеству движения.
Если экспериментальные данные отсутствуют, то при Mi/<1 можно воспользоваться выражением
sin ai = misin сид. (2-67)
Во многих случаях, особенно при обтекании современных аэродинамически отработанных решеток с малыми потерями энергии mt 1 и sin a, == sin a19 = . При обтекании решеток
с большими потерями энергии угол щ заметно больше эффективного угла ai9, т. е. mi>l. Приближенно величину угла ai можно определить, зная коэффициенты потерь энергии £ и коэффициенты расхода р.
Запишем уравнение неразрывности для выходного сечения сопловой решетки G—yn^-% sina19, где cxt и vtt относятся к измеряемому сечению за решеткой. С другой стороны, уравнение неразрывности согласно (2-6) можно для этого сечения записать в виде
G= — nd Ji sin ал
здесь Ci — 1 —- t,'cCit — действительная скорость, полученная осреднением по расходу. Это означает, что коэффициент потерь энергии £zc определялся как среднерасходный в отличие от £с, подсчитываемого, например, по (2-41) или определяемого экспериментально по потерям кинетической энергии. В первом приближении можно эти коэффициенты £ и принять одинаковыми. Удельный объем пара Vi больше теоретического vtt; их отношение ui/uit находится по газодинамическим
таблицам или t'S-диаграмме или формуле
Тогда, приравнивая расходы, получаем:
sin а, = Л1___: — sin а1э. (2-69)
К1—С'с Vlt
Поскольку 1 И обычно р-1 > )/1— Сс,
ТО ГП1 > 1.
Для рабочих решеток вместо (2-69) надо использовать формулу
sin fy>=mz sin £29, (2-67а)
где
Расширение пара в косом срезе решетки
Вернемся к рассмотрению сверхзвукового потока в суживающейся решетке. При Mif = l, т. е. при в минимальном выход-
ке
ном сечении решетки АС (рис. 2-33) устанавливаются критическое давление рл = ълро и скорость с*.
При уменьшении pi ниже р* расширение пара от давления р* в сечении АС до более низкого давления pi будет происходить уже не в суживающихся каналах решетки, а внутри косого среза.
Когда давление pi за решеткой меньше критического, расширение пара от входного сечения до выходного сечения АС будет происходить так же, как и при критическом режиме Ми=1, и изобара критического давления р* приблизительно будет совпадать с линией АС.
Дальнейшее расширение будет происходить в пределах косого среза. При этом очевидно, что в точке А давление должно понижаться от р* до pi, т. е. в этой точке возникает возмущение потока. Это возмущение распростра-
Рис. 2-33. Схема отклонения потока в косом срезе суживающейся решетки.
няется в движущейся среде со скоростью звука, и расположение изобар в пределах косого среза будет определяться линиями, проведенными из точки А. Направление потока пара, выходящего из решетки, перестает совпадать с нормалью к прямой АВ (угол наклона этой нормали условно можно принять равным ai9), и весь поток отклоняется на угол 6 от направления ai9, т. е. ai=ai9+6. Справедливость этой картины расширения подтверждается результатами опытов.
В том случае, когда расширение пара происходит в пределах косого среза, угол отклонения потока пара при выходе из решетки может быть приближенно найден из уравнения неразрывности.
При изоэнтропийном процессе расширения уравнение неразрывности для выходного сечения, параметры и скорость в котором будут равны критическим, напишется так:
q___ FiC* __ hti sin «1ЭС*
С'* ~~ щ '
При выходе из решетки угол между направлением скорости и линией, ограничивающей косой срез, составляет спэ + б. Применяя уравнение неразрывности к сечению струи пара, вышедшей из сопловой решетки, напишем:
G— F1Cit ___ Z"i6 sin (а1Э + о)
Vit Vit
Приравнивая эти два выражения расхода пара и преобразовывая их, находим:
sin (ап? + 5) _ IxC^Vit sinaJ9
Если считать, что высота струи I" х после выхода из сопловой решетки осталась равной высоте в выходном сечении Zi, то получим:
sin (<%1э 8) = sin а1Э . (2-70)
и* Cit
Эта формула выведена Бэром и носит его имя. Из нее легко определить угол 6 отклонения потока пара в косом срезе сопла.
Формулу (2-70) можно преобразовать, используя уравнения истечения идеального газа. Для этого подставим:
_ ( Р* — ( Р* е* =
\ Р* J \ ро P1 J \ ei )
69
тогда
sin (счэ + а) sin <Х1э
(2-70а)
Таким образом, на основании уравнения неразрывности можно установить зависимость между отклонением струи пара в косом срезе сопловой решетки и степенью расширения £ь
Определяемая уравнением (2-70а) функция подсчитана для перегретого водяного пара (/? = 1,3) и построена на рис. 2-34.
При некотором отношении давлений е , называемым предельным, полностью исчерпывается расширительная способность косого среза. Это предельное расширение соответствует тому случаю, когда линия постоянного давления, выходящая из точки А (рис. 2-33), приблизительно совпадает с плоскостью АВ, ограничивающей косой срез. При щ<еа расширение пара будет происходить уже за пределами косого среза решетки и давления по обводу профиля не будут меняться, и в соответствии с (2-55) усилие Ru, действующее на профиль в окружном направлении, будет постоянным:
Ru = const.
С другой стороны, при заданном расходе пара, который при 81<е* остается неизменным, по уравнению количества движения усилие Ru будет пропорционально разности окружных составляющих скоростей до и за решеткой. Следовательно, при неизменных
Рис. 2-34. К расчету отклонения потока в косом срезе решетки.
Sin (а1Э + S)
----------------функция-sin~g----в зависимости от отношения давлений е;-------------------------предельное отношение давлений еа, при котором
исчерпывается расширительная способность косого среза, в зависимости от угла а1Э, Показатель изоэнтропы k = 1,3.
Рис. 2-35. Годограф скоростей при расширении пара (/г=1,3) до различных противодавлений (с!!э=15о). Скорость Z=cIf/at.
условиях входа в решетку постоянство усилия Ru означает постоянство окружной составляющей скорости ciu = cicosai.
Таким образом, при ei<ea вплоть до 8—>0 окружная составляющая скорости Ci cos си, достигнув наибольшей величины, будет оставаться неизменной, что показано на годографе скоростей па рис. 2-35:
ci cos at= (ci cos сц) макс = const.
Поскольку понижение давления за решеткой не будет передаваться вверх по потоку в косой срез решетки, начиная с &^£а, то этому режиму еа должна соответствовать осевая скорость, равная скорости звука а, т. е.
(Cia)a = (cr sina^ — ar.
Отсюда легко получить выражение для угла потока а1о и отношения давлений еа при режи
ме предельного расширения в косом срезе решетки:
sin(a„ + 8o) = f^r') . (2-71)
\ / а
Из последнего равенства найдем: (^~sinaie=p/A+le4-' .
Решив это уравнение относительно е , получим:
/ о ~к
= (ттгд 1 <sin 4+1 • (2-72)
Предельная степень расширения sa в зависимости от угла ai9 представлена в диаграмме рис. 2-34 пунктирной линией.
70
Характер изменения скорости и отклонение потока при расширении в косом срезе сопловой решетки показаны на рис. 2-35, где построен годограф относительных скоростей Х= = си!а.„ для решетки с углом выхода ai3=15° при k= 1,3.
Предельное расширение в косом срезе возникает при еа. Дальнейшее расширение происходит за пределами косого среза. При истечении пара в пустоту (81—>-0) и ХмаКс=2,77 отклонение струи достигает максимальной величины.
Предельный вектор ^.макс также представлен в диаграмме рис. 2-35. Построение диаграммы произведено по формулам (2-34), (2-70а) для изоэнтропийного процесса расширения идеального газа.
Следует отметить, что здесь допущена условность, так как в действительности при глубоком расширении водяной пар переходит в область насыщения, для которой исходные уравнения несправедливы. Поэтому рис. 2-35 можно рассматривать лишь как пример, иллюстрирующий характер отклонения в косом срезе и за его пределами при глубоком расширении парового потока.
Реальный процесс обтекания решеток отличается от описанного выше, и формулы (2-70) и (2-72) поэтому являются приближенными. В действительности коэффициенты потерь энергии с зависят от режима истечения 81, а представленная на рис. 2-33 схема расположения изобар в косом срезе решетки не учитывает волнового спектра, рассмотренного в § 2-5. При расширении пара в косом срезе на спинке профиля происходит перерасшире-пие потока.
На рис. 2-36 показано изменение угла выхода щ из сопловой решетки по опытным данным и расчетное по формуле (2-70а). Увеличение углов си по сравнению с расчетом объясняется реальным характером потока, в частности значительными потерями энергии в этой решетке при Мц>1. Сблизить теоретическую и опытную зависимости можно, используя выражение (2-69).
Для расширяющихся решеток отклонение потока начинается не с режима 8i=^e*, а при
Рис. 2-36. Влияние скорости Мп на угол выхода потока из суживающейся сопловой решетки.
----- —расчет по формуле (2-70); О — опытные данные
81^8Расч- Используя выражение (2-37), в этом случае можно получить формулу, аналогичную (2-70а), а именно
(2-73)
2-7. ТЕЧЕНИЕ ВЛАЖНОГО ПАРА В ТУРБИННЫХ РЕШЕТКАХ
В последних ступенях конденсационных турбин и в большинстве ступеней турбин насыщенного или елабоперегретого пара, применяемых па атомных электростанциях, процесс расширения проходит ниже пограничной кривой. Таким образом, решетки этих ступеней обтекаются двухфазной средой, включающей как паровую, так и жидкую фазу одного вещества— воды. Жидкая фаза во влажном паре может находиться в мелкодисперсном состоянии— в виде тумана, в крупнодисперсном состоянии — в виде капель, в виде пленки, движущейся по поверхностям профилей лопаток и торцевым стенкам, а также в виде струй. Дисперсность влаги характеризуется размером капель, и так как в общем случае в данном объеме имеются капли разного размера, то при этом подразумевается некоторый средний диаметр капли d.
Двухфазная среда может находиться в термодинамически устойчивом равновесном состоянии, в состоянии временного, неустойчивого равновесия (гак называемое мета-стабильное состояние) и в процессе фазового перехода, когда происходит конденсация или испарение.
В равновесном состоянии термодинамическим параметром влажного пара является влажность у, характеризующая относительную массу жидкой фазы в определенном объеме среды:
т' __ т’
т т' -р т" ’
(2-74)
или сухость пара х=1—у; здесь т' и т" — масса жидкой и паровой фаз.
Для влажного пара в отличие от перегретого в равновесном состоянии давление р и температура t не являются взаимно независимыми параметрами, так как температура пара
71
Рис. 2-37. Линии Вильсона %B=const в зависимости от изменения давления р.
равна температуре насыщения ts и однозначно определяется давлением ts=f(p).
Если процесс расширения пара в турбинной решетке начинается от состояния пара выше пограничной кривой х=1, а заканчивается ниже ее (рис. 2-37), то, как правило, при прохождении пара через решетку конденсация произойти не успевает. Это связано с большими скоростями расширения пара, характеризуемыми величиной
П 1 dp — Са др
р— Р dx-
где а — осевое направление потока; са — осевая составляющая скорости.
Такой процесс происходит без возникновения жидкой фазы, без выделения скрытой теплоты испарения, т. е. с переохлаждением. Переохлажденный пар не является устойчивым и находится в метастабильном состоянии, которое в процессе возникновения жидкой фазы может перейти в термодинамически равновесное состояние.
При переохлаждении объем пара меньше, чем в случае термодинамически равновесного процесса. Поэтому располагаемая работа — J vdp оказывается также меньше. Относительное уменьшение величины h0 называется потерей от переохлаждения. При полном переохлаждении теоретически подсчитанная величина этой потери для 8=0,7—0,4 составляет 2,5—5%.
С увеличением располагаемого теплопере-пада в решетке при какой-то величине %в начинается процесс конденсации. Линия Хв = — const, зависящая, в частности, от р, называется линией Вильсона. Поскольку каждому р соответствует своя линия Вильсона, а р зависит от размеров и формы решетки, от режима течения и от давления пара, то правильнее в общем случае говорить о некоторой области или зоне Вильсона, ограниченной реальными значениями %в=Нр)- На рис. 2-37 показаны линии Вильсона в зависимости от р.
При расчетах в области между линией насыщения х=1 и линией хв параметры влаж
ного пара приближенно можно принимать, как и для перегретого пара.
Практически для сопловых решеток с началом процесса выше х = 1 пересечение линии Вильсона возможно только при сверхзвуковых скоростях. При дозвуковых скоростях пара конденсация происходит главным образом в кромочных следах решетки и на поверхности вращающейся рабочей лопатки. В кромочном следе в центрах вихрей, срывающихся с выходной кромки профиля, имеется зона пониженной температуры. Переохлажденный пар, попадая в эту зону, бурно конденсируется, образовавшиеся капли выносятся из вихря в ядро потока.
Процесс расширения пара в решетках с начальной влажностью на входе весьма сложен. Поскольку в реальных условиях турбины на входе в решетку влага имеет разную концентрацию и разную дисперсность, а скорости капель влаги отличаются от скорости пара и по величине и по направлению, то практически нельзя дать какой-либо общей схемы движения влажного пара. Траектории капель влаги в канале решетки могут быть различными (рис. 2-38). Капли влаги в паровом потоке могут при этом терять устойчивость, дробиться.
Важной характеристикой движения двухфазной среды является коэффициент скольжения у —с'/с", т. е. отношение скорости частиц влаги к скорости паровой фазы. Чем крупнее капли, тем меньше коэффициент скольжения v. Мелкие капли следуют линиям тока основного потока; скорость их по величине и по направлению мало отличается от скорости пара.
Анализ распределения влаги и дисперсности ее в сечении за решеткой показывает, что*
Рис. 2-38. Траектории водяных капель в канале сопловой решетки.
а — капли на входе разного размера: I — dK—2 мкм; // — dK—> —20 мкм; III — <2к“200 мкм; б — капли на входе одинакового размера dK = 10 мкм; в — капли на входе одинакового размера dK<l мкм.
72
основная доля жидкой фазы сконцентрирована в виде капель крупного размера. При этом большое значение приобретает механическое воздействие со стороны крупных капель на паровой поток вследствие скольжения между фазами.
Течение влажного пара в неподвижных турбинных решетках имеет в общем случае следующие особенности:
а) расширение влажного пара происходит с запаздыванием конденсации, т. е. с переохлаждением, которое может быть различным не только в продольном направлении (по потоку), но и в поперечных сечениях канала, а также по высоте решетки;
б) на входе в решетку пар может включать разного размера капли влаги, имеющие скорости, разные по величине и направлению; внутри канала могут образовываться новые капли, может происходить испарение капель, их разрушение, переход в водяную пленку;
в) траектории капель в общем случае отклоняются от линий тока паровой среды;
г) на поверхности профиля и на торцевых стенках каналов образуется водяная пленка, которая в зависимости от места и режима обтекания решетки имеет разную толщину и форму поверхности. С поверхности пленки срываются жидкие частицы, при ударе капель о пленку часть жидкости может выбрасываться в поток;
д) в канале происходят трение, тепло- и массообмен между фазами.
В результате этого сложного процесса по сравнению с течением перегретого пара меняются истинные параметры потока на выходе из решетки, как интегральные, так и локальные; в частности, меняются скорости и углы потока, распределение давления по обводу профиля и по высоте. Иными оказываются такие интегральные характеристики обтекания решеток, как коэффициенты потерь энергии и расхода.
Проведенные исследования течения влажного пара в турбинных решетках дают в основном качественную картину и только в некоторых частных случаях позволяют внести поправки в аэродинамические характеристики решеток.
Траектории капель в канале показаны на рис. 2-38. Очень мелкие капли диаметром (в зависимости от давления) d<l—5 мкм практически следуют линиями тока основного потока и вместе с ним проходят через решетку, не соприкасаясь с поверхностью профиля. Капли большого размера отклоняются от линий тока, причем тем сильнее, чем больше d. Очень крупные капли (d>50—100 мкм) движутся через сопловой канал почти независимо от направления потока. Размеры и форма боль-
Рис. 2-39. Схема движения частиц влаги в канале сопловой решетки с а'о=90° и с'о=с"о.
1 — «кромочный» капельный поток; 2 и 3 — срывные капельные потоки; 4 — отраженный капельный поток.
шинства решеток таковы, что канал или вообще не имеет просвета, т. е. осевая линия, проведенная от входного участка спинки профиля, пересекает соседний профиль, или этот просвет невелик. В первом случае практически все крупные капли будут попадать на вогнутую поверхность; во втором случае это касается только части крупных капель.
Общая схема движения основных потоков частиц жидкости в канале сопловой решетки при а'о=9О° показана на рис. 2-39. В струях 1 и 2 частицы влаги имеют наибольшие размеры и наименьшие скорости.
Характер распределения по шагу размеров капель d за решеткой хорошо иллюстрируется опытами, проведенными с решетками разного шага t. Результаты этих опытов приведены на рис. 2-40. Как видно из кривых, распределение капель по шагу среднего диаметра очень неравномерно. При относительном шаге t = l в кромочном следе и вблизи него капли очень крупные; по направлению к вогнутой поверхности профиля диаметр капель уменьшается примерно вдвое, однако при пересечении со струей 2, где сконцентрирована значительная доля крупнодисперсной влаги, измеренный за решеткой диаметр капли опять достигает большой величины. Далее размеры
Рис. 2-40. Распределение по шагу среднего диаметра капель d за сопловой решеткой С-90-12А при z/o=O,O6 и е=0,75.
/ — относительный шаг решетки t—1,0; II — t—0,75; III — /“0.5,
73
Рис. 2-41. Характеристики сопловой решетки С-90-12А с //6=0,7, полученные взвешиванием лопатки.
капель снова уменьшаются, и в зоне следующего срывного потока влаги (струя 5) они опять возрастают. В решетке с меньшим шагом t струя 3 попадает на вогнутую поверхность профиля, что увеличивает кромочную зону, в то же время ликвидируя участок существенного увеличения размера капель от струи 3 (при ? = 1).
Исследования турбинных решеток показали, что коэффициент потерь энергии с, при течении влажного пара возрастает. Это увеличение коэффициента потерь происходит вследствие:
а) увеличения потерь на трение в водяной пленке и парокапельном пограничном слое;
б) потерь энергии парового потока па разгон частиц жидкости;
в) трения между фазами;
г) увеличения кромочного следа, дробления пленки при сходе с выходных кромок и дополнительного при этом завихрения потока;
д) интенсификации вторичного течения в зоне ограничивающих канал торцевых стенок с участием в ней жидкой фазы.
Все эти причины приводят к росту потерь энергии, причем основными факторами являются потери на разгон и трение между фазами и увеличение кромочных потерь.
На рис. 2-41 показаны некоторые результаты исследования различных решеток на перегретом и влажном паре. По этим данным потери энергии с ростом влажности увеличиваются. Следует, правда, отметить, что эти опыты проводились при искусственном увлажнении перед решетками, как правило, при более крупных размерах капель, чем в реальных условиях многоступенчатых турбин, а также при давлениях пара ниже атмосферного.
С ростом давления пара влияние влажности на характеристики решеток ослабевает. Это объясняется тем, что при этом сокращается разница в плотностях пара и воды, уменьшаются размеры капель и относительные расстояния между ними, увеличиваются числа Рейнольдса.
Средний угол выхода потока из решетки щ растет с увеличением влажности, что можно объяснить увеличением утла выхода крупных капель, не следующих линиям основного потока (рис. 2-38), и общим снижением эффективности решетки [см. формулу (2-69)].
В связи с тем, что в минимальном сечении решетки и за ней удельный объем влажного пара оказывается меньше, чем в предположении термодинамического равновесия, то, несмотря на снижение скорости и некоторое загромождение пленкой минимального сечения, коэффициент расхода влажного пара почти всегда оказывается выше, чем перегретого пара при тех же условиях.
Таким образом, если в уравнения неразрывности, по которым определяются размеры решеток или расход пара через них, подставляются параметры пара, взятые по /S-диаграмме и таблицам водяного пара в предположении термодинамического равновесия, то коэффициент расхода влажного пара цвл>цпп. В этом случае расход может оказаться даже больше теоретического, т. е. цвл>1.
В первом приближении цвл/цпп можно взять по кривым на рис. 2-42. Для сопловых решеток часто можно воспользоваться простым соотношением
11М/(1п.п= ' . (2-76)
ГЛАВА ТРЕТЬЯ
ТУРБИННАЯ СТУПЕНЬ
3-1. ПРЕОБРАЗОВАНИЕ ЭНЕРГИИ В ОСЕВОЙ СТУПЕНИ
В ступени турбины работа расширения пара преобразуется в кинетическую энергию потока, а последняя — в механическую энергию. Рассмотрим это преобразование применительно к одной из ступеней осевой турбины (рис. 3-1).
Поток пара, вышедший со скоростью Ci из сопловой решетки, проходит зазор, отделяющий неподвижные сопловые лопатки о г рабочих, и вступает в каналы рабочей решетки (рис. 3-2).
При обтекании рабочей решетки пар в общем случае дополнительно расширяется от давления pi в зазоре между сопловой и рабочей решеткой до давления р2 за рабочими лопатками. Одновременно поток пара в рабочей рсш-етке меняет направление. При этом происходит передача кинетической энергии потока рабочим лопаткам ступени.
Если бы течение пара в рабочей решетке происходило без потерь, то расширение от давления pi до давления р2 привело бы к дальнейшему уменьшению энтальпии на /гор = й—izt (рис. 3-3), так что располагаемый теплоперепад для всей ступени, подсчитываемый от параметров торможения ро, io, составил бы сумму ho = hoc+/lop располагаемых теп-лоперепадов сопловой и рабочей решеток, или, что почти то же самое ], располагаемый теплоперепад ступени может быть взят по изоэнтропе между давлениями р0 и р2. В действительном процессе вследствие потерь расширение в рабочей решетке происходит при возрастающей энтропии, так что состояние пара при выходе из рабочей решетки может быть представлено точкой 2 в iS-диаграмме рис. 3-3.
Отношение теплового перепада Лор к тепло-псрепаду ступени о г параметров торможения ho
Лор hoc ~Ь hop
(3-1)
называется степенью реакции. Если степень реакции ступени равна нулю и в каналах рабочих лопаток не происходит допол-
1 Строго говоря, теплоперепад Лор не точно равен перепаду Л'ор. так как возникшее в результате потерь в сопловой решетке повышение температуры пара перед рабочими лопатками приводит к некоторому увеличению Лор по сравнению с Л'ор. Однако, если потери в сопловой решетке невелики, что в большинстве случаев имеет место, то можно считать Л'ор—Лор.
нителыюго расширения пара, то такая ступень называется чисто активной. Когда степень реакции невелика (до 0,2—0,25), то ступень
Рис. 3-2. Профили сопловой и рабочей решетки и треугольники скоростей ступени активного типа.
75
Рис. 3-3. Процесс расширения пара в решетках ступени в i'S-диаграмме.
принято также называть активной, причем иногда указывают, что это активная ступень с небольшой степенью реакции. Если степень реакции значительна (0,4—0,6), то ступень называется реактивной.
В некоторых случаях давление pi может оказаться несколько меньшим, чем р2. При этом в каналах рабочей решетки происходит повышение давления, теплоперепад /гОр и степень реакции р оказываются отрицательными. Отрицательная реакция означает диффузорное течение в рабочей решетке, что приводит к увеличению потерь энергии £р. Поэтому следует ее избегать. Чаще всего отрицательная реакция возникает в корневых сечениях рабочей решетки (см. § 3-4), а также при некоторых режимах, отличающихся о г расчетного (см. § 7-1).
Укрепленные на диске рабочие лопатки образуют рабочую решетку и вращаются вместе с диском с угловой скоростью со. Таким образом, окружная скорость рабочей решетки составляет u=d)d/2 (где d— диаметр ступени). Выходящий из сопловой решетки со скоростью Ct поток пара направляется в рабочую решетку, по отношению к которой он обладает относительной скоростью®!. Последняя определяется как разность векторов и и (рис. 3-2) и составляет угол с направлением окружной скорости и. За промежуток времени 6т, в течение которого вошедший в рабочий канал элементарный объем пара успевает протечь через этот канал, диск, несущий на ободе рабочую решетку, поворачивается на угол собт, так что лопаточный канал проходит путь, равный дуге соётг. В большинстве случаев угол собт невелик, так что с достаточной степенью приближения можно им пренебречь.
76
Направление относительной скорости пара при выходе из лопаточного канала определяется углом выхода из рабочей решетки р2.
Величина относительной скорости w2 может быть меньше или больше скорости Под влиянием расширения пара в рабочей решетке происходит ускорение парового потока в его относительном движении. С другой стороны, потери при обтекании рабочей решетки вызывают уменьшение скорости w2. В чисто активной ступени при р = 0 скорость w2 всегда меньше поскольку пар не приобретает ускорения, а потери имеют место.
Абсолютная скорость выхода пара из каналов рабочих лопаток определяется как сумма векторов относительной скорости Wi и окружной скорости и и обозначается с2.
Графически скорость с2 находится из выходного треугольника скоростей, показанного на рис. 3-2.
Поворот и ускорение струи пара в криволинейных каналах рабочей решетки происходят под влиянием следующих усилий, действующих на паровую струю: во-первых, струя пара испытывает реактивное усилие стенок канала, образованного рабочими лопатками; во-вторых, пар, заполняющий канал, испытывает разность давлений р\—р2 при входе и выходе из канала. Если обозначить через R' равнодействующую тех усилий, с которыми лопатки действуют на паровую струю, то струя пара развивает на лопатках усилие R, равное, но прямо противоположное усилию R'.
При расчетах турбины обычно определяют проекции этого усилия на направление окружной скорости Ru и на перпендикулярное к ней осевое направление R&.
Для того чтобы найти окружное усилие Ru, развиваемое потоком пара на лопатках ступени fe направлении их движения, опре-
Рис. 3-4. Схема потока пара через рабочую решетку
делим сначала равное, но противоположно направленное усилие R'u, с которым лопатки действуют на струю протекающего пара.
Это усилие может быть найдено на основании уравнения количества движения. Рассматривая поток пара через канал рабочей решетки, представленный на рис. 3-4, допустим, что за промежуток времени бт в канал со скоростью Ci входит элементарная масса бт. При установившемся течении такая же масса покидает рабочие лопатки со скоростью С2.
Изменение количества движения элементарной массы бт в направлении окружной скорости происходит только под влиянием сил реакции стенки канала на струю пара, так как разность давлений pi—р% не создает усилия в окружном направлении.
Если за положительное направление принять направление окружной скорости и, то изменение количества движения, равное импульсу реактивных усилий, передаваемых потоку пара, напишется так:
Rfufrt = Ьт (Сги— Orи) — Ът (с2 cos а2 — Ci cos 04), где с2и = с2 cos а2, clu — с, cos а, — проекции абсолютных скоростей на направление движения лопаток.
Отсюда найдем:
8т , — ,
1< и~ ~г~ \02 COS а2 — Ct COS aj. от '
Но отношение бт/бт при установившемся течении равно G — секундному расходу пара.
Усилие, передаваемое паровым потоком на лопатки, равно, но прямо противоположно R'u. Это усилие напишется так:
Ru = — R'u = G (Ct cos a, — c2 cos a2). (3-2)
Рассматривая приращение количества движения парового потока в направлении, перпендикулярном окружной скорости, которое для осевых ступеней параллельно оси турбины, необходимо учесть усилия от давления пара, действующие по обе стороны лопаток. Обозначая через Q кольцевую площадь рабочих лопаток, составим уравнение приращения количества движения под влиянием разности давления пара и сил, передаваемых поверхностью лопаточного канала струе парового потока в осевом направлении:
R'a -J-й (pt — pz) = (С2а — Cta),
где R'a — осевая проекция равнодействующих сил, передаваемых лопатками струе пара; с2а, Cia — проекции абсолютных скоростей на направление оси турбины.
Рис. 3-5. Треугольники скоростей турбинной ступени.
Решая это уравнение относительно R'a, получаем:
R'a = ~ Cia^ — (pi — Р*)-
Осевое усилие Ra, действующее на лопатки ступени, равно R'a, но противоположно направлено. Таким образом,
Ra — R а — (Ct sin OCj — С2 SIH 0С2) —f— -j-Q (/?i — p2). (3-3)
В практике расчетов паровых турбин принято при построении треугольников скоростей парового потока совмещать вершины треугольников скоростей входа и выхода пара, как это показано на рис. 3-5- Кроме того, углы и а2 между направлениями относительной и абсолютной скоростей выхода пара w2 и с2 и направлением окружной скорости и обычно отсчитывают по часовой стрелке, так что между углами р2 и а2, входящими в уравнения (3-2) и (3-3), и углами р2 и «2, применяемыми в практике расчетов турбин, существует связь: [32 = л—[32 и а2=л—а2. Если принять эти новые обозначения углов, то формула (3-2) перепишется так:
7?M = G(cicosai4-c2cosa2) =
= G (CO1 COS ^Ч-СОг cos р2). (3-4)
Формула для осевой составляющей парового усилия не изменяется от подстановки в нее углов а2 и р2 и перепишется таким образом:
Ra = G (pi sin a, —• с2 sin a2) -j- Q (pY — p2) —
= G(w1sinpi — ^sinp^-J-Q^ — p2). (3-5)
Входящие в (3-4) и (3-5) суммы проекций относительных и абсолютных скоростей пара могут быть непосредственно взяты из треугольников скоростей, как это видно из рис. 3-5.
Применяя формулы косоугольных треугольников, получаем *:
w2i —сйi-\-иъ— 2,110г cos ар, (3-6)
с22 = w22 -}- и2 —- 2uw2 cos p8
1 Здесь и далее, кроме особо оговоренных случаев, ПрИНЯТО Ui=U2 = u-
77
или также
Сгг = W22 —Uz — 2иСг cos а2. (3-7)
Мощность, развиваемая потоком пара на рабочих лопатках ступени, может быть найдена как произведение усилия Ru на окружную скорость рабочих лопаток и:
Pu = RuH- — Gu(cic.gs ai + c2cos «2). (3-8)
Для расхода пара 1 кг/с запишем:
Lu — —= и (Ci cos Д-с2 cos а2) =
— и (Ш1 cos ^1 -j- w2 cos f>2). (3-9)
Используя формулы (3-6) и (3-7), преобразуем уравнение (3-9) таким образом:
Lu = (с\ - - с%). (3-10)
В уравнении (3-8) мощность Ри выражена в Дж/с, т. е. в ваттах. Если принять за единицу измерения киловатт, то мощность, развиваемая потоком пара на лопатках, напишется 1 ак:
Ри = 10_3Gw(cicosai + c2Cosa2) =
= 0,5- 10-3G(c2i—с\). (3-11)
Абсолютную скорость Ci истечения пара из сопловой решетки можно легко определить па основании уравнения (2-21):
С1 = ]/"2 (i0 — ii) = = <рУ 2 (io — Gt) —
= o]/2/zoc=?]/2(l — р)Л0; (3-12)
здесь ср — коэффициент скорости*:
- Се-
Используя выражение (2-52), найдем потерю энергии в сопловой решетке, выраженную в Дж/кг:
(3-13)
Относительную скорость пара при входе в рабочую решетку можно определить из треугольника скоростей (рис. 3-5).
Общее уравнение сохранения энергии (2-17), которое было использовано при выводе формулы (2-21), может быть применено также и к потоку пара в рабочей решетке. Одна-
1 Строго говоря, приводимая здесь и используемая в дальнейшем взаимозависимость между коэффициентом скорости и коэффициентом потерь не точна, так как обычно коэффициент £ [см., например, формулу (2-59)] определяется осреднением по уравнению энергии. Однако в большинстве случаев погрешность при этом очень невелика.
ко в этом случае входящая в выражение (2-17) работа L, развиваемая потоком пара, не должна приниматься равной нулю, так как при протекании пара в рабочей решетке часть энергии пара преобразуется в механическую работу.
Применяя обозначения рис. 3-2 и 3-5 и предполагая, что в рабочей решетке пар расширяется от давления рг до давления р2, напишем уравнение сохранения энергии при отсутствии теплообмена:
. . с21 ___. . с22 . т
G i Q — G ~п 9 И- ^!1'
Используя соотношение (З-Ю), найдем (для G = I кг/с):
Л -у- = /2 -ф- (c2i — -j- wz2 — w\)
или
Таким образом, можно сказать, что снижение энтальпии пара, вызванное его расширением в рабочей решетке, приводит к увеличению кинетической энергии в относительном движении потока пара.
Из равенства (3-14) находим относительную скорость выхода пара
w2 = ]/2(z’i — /2)Д-^21 • (3-15)
Формулу (3-15) можно получить и другим путем, если ввести условные параметры торможения в относительном движении (см. р\ и i'i на рис. 3-3) Е
w2 = V 2 (i'j — i2). (3-16)
Если бы течение пара в рабочей решетке происходило без потерь, то расширение пара шло бы по изоэнтропе. Обозначая в этом случае относительную скорость выхода пара через wzt и энтальпию, соответствующую концу изоэнтропийного расширения в рабочей решетке, через i2t, напишем для этого теоретического случая:
откуда
w2* == ~\/~ 2 (ij — i2/)—j— w2j —• 2/zop —{— t^2i —
= /2?ft. + ®e, . (3-18)
В действительности вследствие потерь в рабочей решетке достигаемая при выходе
1 Здесь и в дальнейшем «штрихом» будем обозначать параметры торможения в относительном движении, причем ii = ii + ci2/2=#ii/=ii-r®i2/2.
78
относительная скорость пара w2 меньше, чем w2Z, a i2 выше, чем i2t.
Вычитая из уравнения (3-17), записанного для изоэнтропийного течения, уравнение (3-14), которое может быть применено также и для потока, связанного с потерями, находим разность
Д/ip = /2 — ht — Ц- (wzst — wz2), (3-19)
представляющую собой выраженную в Дж/кг потерю энергии в рабочей решетке турбинной ступени.
Достигаемая в действительном процессе истечения скорость w2 обычно связывается с теоретической скоростью w2t при помощи коэффициента скорости ф, так что ш2=фш2Ь (3-20)
где
Ф = /1 -Ср.
Пользуясь этой зависимостью, можно представить потерю в каналах рабочих лопаток следующим образом:
Д/1р=^Ср = ^(1-П (3-21)
Если ступень выполнена чисто активной (р=0) и расширение пара в рабочей решетке не происходит, то при отсутствии потерь относительная скорость выхода пара w2t равна относительной скорости входа а энтальпия пара при выходе i2t равна энтальпии пара при входе в рабочую решетку ц. Возникающая в действительном процессе течения в ступени с р = 0 потеря может быть представлена так:
ДЛр=-^(1 — <Р) = -^-(1 -П (3-21 а)
Найденное ранее выражение для работы, развиваемой потоком пара в рабочей решетке [см. формулы (3-9) и (3-10)], было выведено на основании закона количества движения, позволившего определить усилие, создаваемое паром на рабочих лопатках.
С другой стороны, работу парового потока можно подсчитать, вычитая из располагаемой энергии ступени потери, возникающие при протекании пара в отдельных элементах ступени.
Уравнение сохранения энергии для всей ступени может быть представлено в таком виде:
Ln—Eq Ehc—A/ip, (3-22)
где Ео — располагаемая энергия ступени; Ehc — потеря в сопловой решетке; АЛР — потеря в рабочей решетке.
Используем формулу (3-10):
Ей = [(c2i — с%) 4- — w2!)].
Подставляя это выражение в формулу (3-22) и заменяя в ней А/гс и ААР по формулам (3-13) и (3-19), после простых преобразований находим:
Ео~ ho-----= — c22) + (K)22f — w2,)].
(3-23)
В предыдущем выводе в качестве располагаемой энергии рассматривалась величина
Е —h ____ с22
—- ii-o--2 ’
т. е. располагаемый теплоперепад ступени за вычетом кинетической энергии потока пара, покидающего ступень.
Если в качестве идеальной ступени рассматривать ступень, в которой скорость выхода пара равна нулю, т. е. предположить, что в идеальной ступени вся кинетическая энергия может быть полностью превращена в работу, то располагаемая энергия такой ступени будет равна:
£о = йо. (3-24)
В этом случае имеющуюся в действительной ступени кинетическую энергию выходящего потока пара следует рассматривать как самостоятельную потерю, присущую рассматриваемой действительной ступени Айв.с = с22/2. Эту потерю называют потерей с выходной скоростью.
При такой трактовке уравнение энергетического баланса ступени напишется так:
Lu — Eq А с Айр Айв.с.
Следует подчеркнуть, что, разбирая вопрос о работе, развиваемой паровым потоком в рабочей решетке ступени, мы в этом параграфе учитывали лишь те потери в ступени, которые непосредственно связаны с течением пара в проточной части ступени. Этими потерями являются: потери в сопловой решетке Айс. потери в рабочей решетке Айр и потеря с выходной скоростью Айв.с. Найденная ранее согласно (3-11) мощность Ри называется мощностью на лопатках турбинной ступени.
Кинетическая энергия, потерянная при обтекании паром рабочей решетки, превращается в тепло и может быть учтена при построении процесса в z’S-диаграмме. Точно так же в тепло переходит и кинетическая энергия пара, покидающего ступень, в том случае, если она не может быть использована в дальнейших элементах турбины.
Тепловой процесс турбинной ступени детально изобразится в zS-диаграмме так, как это показано на рис. 3-6.
79
Рис. 3-6. Детальное изображение процесса расширения пара в турбинной ступени в iS-диаграмме.
3-2. ОТНОСИТЕЛЬНЫЙ ЛОПАТОЧНЫЙ К. П. Д.
Относительный лопаточный к. п. д. ступени представляет собой отношение работы ступени Lu, развиваемой 1 кг пара, к ее располагаемой энергии Ео:
Чо.я = -4-- (3-25)
С-О
Надо сказать, что само понятие располагаемой энергии для отдельно взятой ступени др некоторой степени условно.
В самом деле, в § 3-1 отмечалось, что кинетическая энергия, с которой пар покидает ступень турбины, может рассматриваться как потеря, вызванная несовершенством работы данной ступени. В то же время в многоступенчатых турбинах кинетическая энергия потока пара, покидающего данную ступень, обычно используется (полностью или частично) в последующей ступени. В таком случае нет оснований включать в величину располагаемой энергии для данной ступени ту долю кинетической энергии уходящего парового потока, которая используется в последующей ступени. Поэтому наиболее целесообразно под располагаемой энергией данной ступени подразумевать разность
Е.=Л.-хм^-, (3-26)
в которой ^o=c2o/2 + /i0—располагаемый тепло-перепад ступени, подсчитываемый от параметров торможения ро, i0 (рис. 3-6), а Хв.с^А/З — доля кинетической энергии выходящего из ступени потока пара, которая используется в последующей ступени.
Очевидно, что величина коэффициента хв.с может колебаться в пределах от нуля до единицы. В тех случаях, когда кинетическая энергия выходящего потока пара не может быть использована, коэффициент хв.с равен нулю; наоборот, если по конструктивным условиям можно рассчитывать на полное использование кинетической энергии выходящего потока в последующей ступени, то коэффициент хв с принимается равным единице.
Относительный лопаточный к. п. д. ступени, подсчитанный как отношение работы пара на лопатках к располагаемой энергии, напишется как
__ Lu __ Lu ho—хв.с<?22/2
с2|> и С22 ' '
2 -|- йо — хв.с 2
или, иначе,
~ _ 1 /1 V \ ^В.С —
1]о.л—1- £о — -С1 -ХВ.С)-^
= 1 - ес - - (1 - хв.с) £в.с. (3-28)
Коэффициентами £ обозначены относительные величины потерь *. К. п. д. ступени при хвс=1 обозначают звездочкой:
__ Lu ________1 Дйс + Дйр -|~ Дйв.с
*1 О. Л- — - -1-----= •
h0—с%/2 ho — Д/?в.с
(3-29)
Учитывая, что
^ = 4" ~ сМ + (^22 - ^1)]
и
= 4 ~
перепишем формулу (3-27) в таком виде:
c2i — с22 + w22 — да2!
^°‘Л с21/ — Хв.сС22 + — и-'2
Используя формулу (3-9), находим:
________ 2а (Ci си» «I-Ц Сг cos а2) ^С.Л С2^ --------- Хв.сС22 4- ---- W2!
2и (Wi cos (Ji + W2 cos p2) CZlt --Xb.cC22 4- Wz2t --- и-'2!
(З'ЗО)
(3-31)
1 Следует отличать потери в решетках, отнесенные к полной энергии ступени £с и £р, от потерь, отнесенных к располагаемой энергии данной решетки £с и £Р-
80
Эти формулы показывают, что в общем случае к. п. д. находится в довольно сложной зависимости от скоростей парового потока и их направлений.
Выражение для к. п. д. можно написать в иной форме, представив располагаемый теп-лоперепад ступени Я©=/го-Ь с2о/2 в виде кинетической энергии:
h0 = с2ф/2, (3 32)
где Сф — некоторая фиктивная скорость.
Тогда можно написать:
2u(Ci COS й] + W2 COS р2 — и) /О ОО\
У™— «Ч-Wi ' (3-33)
Рассмотрим случай хв.с=0 (одиночно расположенная или последняя ступень), когда £о=с2ф/2.
Подставив в (3-33) выражения для скоростей:
Ci = ?1/<2(1 — р)£о =<? ]/1 — рсФ; (3-34)
w21 = c21-[-«2 — cosai = <p2(l — р)с2ф4~
-j- — 2zz<o cos <xi ]/1 — p Сф;
w2 = 6 j/ 2рй0 -}- <^2i == Ф У рс2ф -j- , (3-35)
получим:
Т]о.л = 2-^-ppcosat — p — и/сф-j-
+ ф COS
_ 2 — ? cos at УI — p —1— P Сф
(3-36)
Таким образом, относительный лопаточный к. п. д. является сложной функцией отношения скоростей и/сф, степени реакции р, коэффициентов скорости ср и ф и углов выхода потока из решеток щ и р2-
В некоторых частных случаях выражение к. п. д. принимает более простую форму.
Рассмотрим, например, чисто активную ступень (р = 0), работающую с полной потерей выходной скорости (хв.с=0). Тогда выражение для относительного лопаточного к. п. д. можно преобразовать следующим образом:
1 ____ 2и (wt cos 4- wz cos _
о л —--------------------------------
2uwt cos
С2ф
W2 COS р2
UJiCOSpi
С2ф
2и (ci cos а.1 —
Wz cosp2
Wt COS pl
С2ф
Принимая во внимание, что при р=0
С1 = (рСф и получаем:
2 и I и \ х ,
— Cpcosa, - — )Х сф \ сф /
(3'37)
Если в первом приближении принять, что в рассматриваемой чисто активной ступени, проектируемой при различных u/Сф, характеристики решеток <р, ф, щ и cosf^/cos^i остаются неизменными, то можно найти то значение отношения скоростей, называемое оптимальным (и/Сф)опт, При котором К. П. Д. т)о.л имеет максимум.
Для этого вычислим производную
^О.Л
/2(«/Сф) ’
приравняем ее нулю и получим:
(u/c*)0„, = t^L. (3-38)
Отсюда определяем максимальное значение относительного лопаточного к. п. д. чисто активной ступени (р=0):
(т]о.л)макс — — ®2 COS2 at fl J. (3-39)
Формулы (3-37), (3-38) и (3-39) были выведены проф. Банки и носят его имя.
Найденное параболическое протекание кривой к. п. д. определяется изменением отдельных потерь в зависимости от и)сф. Очевидно, что зависимость т)0.л может быть получена непосредственно пуЕем подсчета потерь в решетках и потери с выходной скоростью при разных и/сф и при соблюдении принятых ранее допущений (отсутствие реактивности и полная потеря кинетической энергии уходящего потока пара). Выражая потери в долях от располагаемой энергии и вычитая сумму потерь из единицы, мы должны получить ту же кривую для к. п. д. ступени, что и по формуле (3-37).
Рис. 3-7. Зависимость потерь и к. п. д. т]о.л от отношения скоростей и/сф при <р=const И 1]) = =const для активной ступени (p=0=const).
6—326
81
Проведенный таким образом расчет позволяет построить кривые изменения отдельных потерь в зависимости от u/Сф /рис. 3-7).
Эти кривые показывают, что наиболее сильно от w/сф зависит потеря с выходной скоростью и что максимум к. п. д. получается примерно при том отношении скоростей и]Сф, где потеря с выходной скоростью имеет наименьшую величину.
Если принять, что (т|о.л)макс соответствует минимуму выходной скорости с2, что в свою очередь требует ее осевого направления, т. е. а2—л/2, то можно вывести формулу для к. п.д. ступени т]о.л с любой степенью реакции. В этом случае w22=w2-f-c22, и, используя (3-35) и (3-34), получаем:
ф2 [Р^2Ф + ?2 (1 — Р) с2ф + tiz —
— 2«<р cos а, ]Л1 — р<?ф] = цг С22 или
(1 — Ф2) (иД?ф)2опт + 2<?ф2 COS оч У1 — Р (ц/Сф)0ПТ4“
+ — ?2ф2 — рф2 (1 — Г) = 0. (3-40)
Приняв <р=-ф= 1, получим выражение для оптимального отношения скоростей
f—А 1 —<С2 СФ)2 (3-41)
\СФ J ОПТ 2cos exj 1 — Р
Если принять
Ct = Ci sin at = Сф У1 — р sin
что согласно треугольникам скоростей (рис. 3-5) справедливо при равенстве осевых составляющих скоростей Cisinai = c2sina2, то получим:
(и/£ф)Опт
cos2 а, — р sin2 «1 2cos a-t 1 — р *
И поскольку р sin2 (Xi < COS2 (Хц, то
COS а.
(Ц/Сф)опт — /г~-
2 Г 1 — р
(3-41а)
Таким образом, оказывается, что оптимальное отношение скоростей обратно пропорционально величине ]/1—р. Из (3-38) и (3-41 а) получим:
(3-42)
При сравнении ступеней с р=0 и р=0,5 по формуле (3-42) видно, что во втором случае оптимальное отношение скоростей в У 2 раз больше, а при той же окружной скорости и оптимальный теплоперепад й0 в 2 раза меньше. Зависимость потерь и к. п. д. ц0.л для ступени с р=0,5 показана на рис. 3-8.
Рис. 3-8. Зависимость ПОТерЬ И К. П. Д. Цо.л от отношения скоростей U/Сф при <р= =y=const для реактивной ступени (р=0,5--= const).
2/^5
Все сказанное выше относительно оптимального отношения скоростей (щ'Сф)опт касалось случая, когда хв.с=0. Если определить к. п. д. цо.л при хв.с¥=0, то оптимальное отношение скоростей будет выше, а кривая т)0.л = =f(u/c$) окажется более пологой.
Следует отметить, что величина хв.с зависит от угла входа в последующую сопловую решетку. Обычно эта решетка проектируется под утлом входа ао=9О°, т. е. угол выхода из предыдущей ступени а2=90°. В этом случае потери при обтекании сопловой решетки будут минимальными. Иногда для работы ступени при малой ц/Сф< (и/Сф)0ПТ и некоторого повышения ее к. п. д. для этого режима сопловую решетку последующей ступени профилируют для угла входа а0<90°. Однако при этом из-за большего поворота потока в решетке потери энергии и особенно концевые потери будут выше, чем в обычной решетке, спроектированной для угла входа ао=9О° и обтекаемой под таким углом.
Таким образом, с учетом изменения величины хв.с в зависимости от угла а2 оказывается, что наивысший к. п. д. с частичным использованием выходной скорости в последующей ступени достигается при а2 —90°, что обеспечивается при отношении скоростей, примерно равном подсчитываемому по (3-42).
3-3. ВЫБОР ХАРАКТЕРИСТИК И РАСЧЕТ СТУПЕНИ
При расчете турбинной ступени требуется выбрать ее размеры, форму профилей сопловых и рабочих решеток, высоту решеток, угол их установки, конструкцию бандажей рабочих лопаток и зазоры, так чтобы при умеренных затратах на изготовление ступень удовлетворяла требованиям экономичности и обеспечивала надежную работу. Одновременно с определением всех основных размеров ступени необходимо с большой точностью оценить ее к. п. д.
При проектировании новых турбин, как уже говорилось, рекомендуется в максимальной степени использовать приведенные в атласах и нормалях профили, что позволяет наиболее
82
уверенно рассчитать ступени, а также разумно ограничить число турбинных профилей и тем самым улучшить организацию производства турбинных лопаток. Лишь в отдельных случаях приходится прибегать к построению совершенно новых профилей.
Расчет ступеней по среднему диаметру выполняется или как первое приближение для любых ступеней или как окончательный для ступеней с лопатками постоянного по высоте профиля и малой веерности (обычно с d//>104-15).
При расчете турбинной ступени следует считать заданными величины:
а) количество G и параметры протекающего пара ро, io, а также направление потока при входе в ступень (угол а0);
б) частоту вращения п;
в) степень использования выходной скорости Хв.с-
Ряд величин должен быть выбран на основании предварительных соображений; сюда, например, относятся такие величины, как:
г) степень реакции р;
д) отношение скоростей и/сф.
Кроме того, если рассчитывается одна из промежуточных ступеней многоступенчатой турбины, то ее размеры (диаметр, входные и выходные высоты лопаток) должны рационально вписываться в проточную часть всей турбины.
В результате расчета должны быть зафиксированы выбираемые для ступени профили и их расположение (установочные углы).
На основании уравнений неразрывности, а также с учетом прочности должны быть назначены размеры проточной части и выбраны ширина и шаг профилей в сопловой и рабочей решетках. Должны быть также найдены все потери в проточной части, построен процесс в iS-диаграмме и подсчитаны мощность и к. п. д. ступени.
Рассмотрим последовательность расчета ступени.
Выбор степени реакции
В настоящее время паровые турбины выпускаются со ступенями двух типов — активного (так называемые диафрагменные) и реактивного. Конструкции этих ступеней представлены на рис. 3-1. Поскольку разный тип ступени требует своеобразного конструктивного исполнения всей турбины и особой технологии изготовления (см., например, конструкции турбин в гл. 9), то смешение этих типов в продукции одного завода (фирмы) обычно не встречается. В то же время во многих турбинах регулирующая ступень выполняется активной независимо от типа турбины, а последние ступени активных конденсацион
ных турбин часто проектируются реактивными.
Таким образом, проектирование ступени начинается с выбора типа ступени. Активные ступени проектируются с р = 0,05—0,25, причем, как будет объяснено ниже в § 3-4 и 3-5, чем меньше отношение d/l, тем большей выбирается величина р. Если по каким-либо причинам ступень проектируется с расположением сопловых лопаток не по всей окружности (так называемый парциальный подвод, см. § 4-2), то степень реакции такой ступени должна выбираться небольшой: р = 0,02—0,10.
В ступени активного типа основная часть теплоперепада Zzoc = (1—р)^о перерабатывается в сопловой решетке, располагаемой в диафрагме (см. рис. 3-1,а). Профили сопловых и рабочих лопаток такой ступени существенно отличаются друг от друга. В рабочей решетке происходит незначительное ускорение потока при большом угле его поворота.
В ступени реактивного типа при р~0,5 характер обтекания сопловых и рабочих решеток практически одинаков, и сами профили по своей форме геометрически подобны. Часто эти профили имеют одинаковые размеры (хорду, кромку и т. д.).
Выбирая степень реакции, следует учитывать, что с увеличением р улучшается обтекание рабочей решетки, где поток становится более конфузорным. В связи с этим относительный лопаточный к. п. д. возрастает. При этом за счет увеличения перепада на рабочую решетку большая доля пара проходит помимо нее, через зазоры, снижая тем самым эффективность ступени (см. § 4-4). Особенностью ступени с повышенной степенью реакции является увеличение усилия, действующего на лопатки и диск в осевом направлении. Во многих турбинах это приводит к дополнительному усложнению конструкции ступени и даже всей турбины и может отрицательно сказаться на экономичности.
Следует подчеркнуть, что с повышением степени реакции уменьшается оптимальная величина располагаемого теплоперепада [см. формулу (3-42)] и тем самым возрастает число ступеней и стоимость турбины. Таким образом, в конечном счете выбор степени реакции р является технико-экономической задачей.
Выбор отношения скоростей и/сф
В зависимости от степени реакции определяется оптимальное отношение скоростей и/сф, обеспечивающее максимальную величину относительного лопаточного к. п. д. ступени цо.л- Однако, как будет показано ниже в гл. 4, кроме потерь энергии в решетках A/ic и z\/zp и потери с выходной скоростью Д/гв.с,
6*
83
Рис. 3-9. Коэффициен ты расхода через кольцевые турбинные решетки щ и в зависимости от относительной высоты решеток l — l./b и угла поворота потока Д(3 = = 180°-(р1 + ₽2э).
в ступени возникают дополнительные потери. Чем больше дополнительные потери, тем ниже оптимальное отношение скоростей (см. гл. 4).
Следует также учитывать, что уменьшение Л „ и ( и X
отношения скоростей—, позволяюсь уопт
щее при той же окружной скорости переработать больший теплоперепад в ступени, с одной стороны, снижает к. п. д., а с другой — уменьшает число ступеней или диаметр ступени и тем самым удешевляет изготовление турбины.
Для некоторых ступеней турбины важным фактором, определяющим выбор и!с$, является работа в условиях переменного режима (см. гл. 7).
Определение основных размеров ступени
При заданном теплоперепаде ступени 7го = = /го+с2о/2 и выбранном значении отношения скоростей п/сф диаметр ступени равен:
, Уж .
ы/сф.
на рис. 3-9, где приведены его усредненные значения. В первом приближении p,i=0,97. При протекании через решетку влажного пара надо вводить поправку на коэффициент расхода по рис. 2-42.
При сверхзвуковых скоростях потока, т. е. при Мк>1 (или при ei<e*), обычно также применяются суживающиеся решетки, ио выходная площадь находится в этом случае из уравнения
= (3-45)
здесь щ* и с* соответствуют критическому отношению давлений ei = e* (рис. 3-10) или критическому теплоперепаду h* = c\/2, где
c* = V =
2k - -
V k + VP* v-
Выходная высота сопловой решетки h (см. рис. 2-10,а и 3-1) находится из выражения
Fr sin «Ча
(3-46)
здесь е — степень парциальности — длина дуги, занятой сопловой решеткой, отнесенная ко всей окружности:
(3-47)
Частичный или парциальный подвод пара е<1 осуществляется в регулирующей ступени и в первых ступенях турбин небольшой мощности (до Р=4—12 МВт). Выбор величины е рассматривается в § 4-2.
В некоторых случаях при заданном значении диаметра d определяется располагаемый теплоперепад ступени
ho = h0
, с2., 1 / ~dn \2
2 2 \u/c^j '
(3-43)
Выходная площадь сопловой решетки для дозвукового режима, т. е. при Mit = Cn/ai<l или ei = pi/po>e*, находится из уравнения неразрывности
f1==^£j£, (3-44)
где скорость cxt = j/2/zec = j/^2(l—p)/z0, а
удельный объем vlt определяется по /S-диаграмме в конце изоэнтропийного расширения в решетке (рис. 3-6). Коэффициент расхода pi зависит от геометрических и режимных параметров решетки (см. § 2-6) и при предварительных расчетах может быть взят из графика
Рис. 3-10. К определению критических параметров пара в турбинной ступени.
84
Эффективным углом выхода ai9 следует задаться, учитывая, что, с одной стороны, желательно уменьшать сцэ для того, чтобы увеличить высоту лопаток и повысить к. п. д. ступени (так как потеря с выходной скоростью примерно пропорциональна sin2си), но что, с другой стороны, уменьшение сиэ ведет к росту профильных потерь в решетках и к увеличению пути ба/sin си протекания пара через осевой зазор между сопловыми и рабочими решетками, которое сопровождается сносом потока к периферии и
увеличением потерь в зазоре. Для активного типа ступеней практикой установлены оптимальные углы сиэ от 11 до 16°. Меньших из этих значений сиэ следует придерживаться в ступенях с короткими лопатками, так как таким образом достигается увеличение их высоты.
По величине ai3, заданному углу входа сю (в большинстве ступеней ао~90°) и числу Mi* выбирается профиль сопловой лопатки (см. § 2-3 и 2-5), а по аэродинамическим характеристикам выбранной решетки определяются угол ее установки ау и относительный шаг t.
Хорда профиля решетки (см. рис. 3-1) выбирается с таким расчетом, чтобы обеспечить достаточную прочность лопатки и жесткость диафрагмы при наиболее тяжелом эксплуатационном режиме. Обычно для активных ступеней эта величина лежит в пределах bi = = 40—80 мм. Для реактивных ступеней хорда профилей сопловых лопаток часто равна хорде профилей рабочих лопаток и составляет от 20 до 60 мм.
После выбора хорды профиля bt должна быть подсчитана относительная высота сопловой решетки l\=lilbi, а также уточнен относительный шаг решетки ti=idbi, чтобы число лопаток 21 было целым и четным.
При очень малых значениях Ь±, применяемых в решетках первых ступеней некоторых турбин высоких параметров, для увеличения жесткости диафрагмы необходимы специальные ребра жесткости, снижающие экономичность ступени.
Подсчитав число Рейнольдса Rei = -^- и
V1
отношение di/h, можно уточнить характеристики решетки.
Для вычисления действительной скорости потока Ct необходимо знать коэффициент потерь энергии tc- Его можно найти по аэродинамическим характеристикам по известным геометрическим и режимным параметрам
Рис. 3-11. Коэффициенты скорости для кольцевых турбштых решеток ф и v в зависимости от Ijb, угла Др (или си?) и Q=djl.
(см. § 2-4). Однако в условиях реальной ступени, где форма решеток и условия их обтекания отличаются от тех, при которых проводятся статические исследования и построены характеристики, потери энергии несколько больше. Поэтому практически
= аДатласЧ- (0,01 =0,03) . (3-48)
Поправка, в среднем равная 0,02, естественно, дает грубую, усредненную оценку величины £с; она зависит от многих геометрических характеристик и режимных параметров.
При предварительных расчетах ступеней можно воспользоваться усредненными значениями коэффициентов скорости ф = V1— представленными на рис. 3-11.
Следующим этапом расчета ступени является построение входного треугольника скоростей, определение относительной скорости входа пара в рабочую решетку и угла ее направления Pi (рис. 3-5). Для этого построения вычисляются скорость С1 = фСп и угол ее направления си с помощью формул (2-69) или (2-70). Во многих случаях можно принять ai —ai3; однако при сверхзвуковых скоростях, а также при истечении влажного пара следует обязательно учитывать отклонение си о г ai8 (см. § 2-6 и 2-7).
Для расчета рабочей решетки необходимо знать состояние пара перед ней, для чего следует подсчитать потерю энергии в сопловой решетке:
Айс=ft,As = (1 - Г) • (3-49)
Если допустить, что вход в рабочую решетку происходит под углом Pi, и написать уравнение неразрывности для входного сечения рабочей решетки, то оно может быть представлено следующим образом:
// __ GzVit
8 sin 01 "
85
Замечая, что Wi sin Pi = ci sin щ, и считая в первом приближении, что = щ, видим, что высота рабочей решетки при входе потока пара в нее теоретически равна высоте сопловой решетки lr2.—h- Практически рабочие лопатки всегда выполняются с перекрышей по отношению к высоте сопловой решетки, т. е.
Перекрышей в ступени называют величину AZn+AZK=Zz2—Л (рис. 3-1). Для ступеней с относительно невысокими решетками минимальную перекрышу следует выбирать у корня AZK= 1,0—1,5 мм и у вершины AZn= = 1,5—2,0 мм. Большие перекрытии в активных ступенях с короткими лопатками делать нецелесообразно, так как это приводит к дополнительным потерям вследствие подсоса пара из зазора в каналы рабочих лопаток, расширения потока и образования вихревых зон в решетках. В последних ступенях конденсационных турбин при значительной высоте решеток допускают увеличенные перекрытии, достигающие 20 мм и более.
Зная все параметры на входе в рабочую решетку, можно перейти к ее расчету и выбору профилей. При этом желательно ориентироваться на такие решетки, которые были экспериментально проверены в комбинации с уже выбранными сопловыми решетками. Эти комбинации решеток представлены ниже в § 4-6; более подробные сведения о них см. [Л. 10].
Выходная площадь рабочей решетки для до-критического режима, т. е. при M2f=w2//«2<1 или е2 == a/p'i > е*» гДе — давление торможения в относительном движении (рис. 3-10), находится из уравнения неразрывности
/7 (3.50)
Скорость находится по формуле w2t~ = |/2рАо + W2,, а удельный объем v2t определяется по ZS-диаграмме в конце изоэнтропий-ного расширения в решетке (рис. 3-6 и 3-10). Коэффициент расхода ц2 при предварительных расчетах может быть взят из графика на рис. 3-9. В первом приближении р2=0,93. При протекании влажного пара через реактивную рабочую решетку коэффициент расхода возрастает и находится по рис. 2-42.
При сверхзвуковых скоростях потока, т. е. при M.2t>l (или при Е2<е*), выходная площадь находится по уравнению
/7 (3-51)
здесь и2* и ж соответствуют критическому отношению давлений p2*/p'i = e* (рис. 3-10) или критическому теплоперепаду Zi* = w2*/2, где
г---------- ' Г ‘Ik ,
= V kpz^Vz^. у £ f~ Р 1'
В большинстве ступеней принимается горизонтальное очертание меридионального обвода рабочей лопатки и, следовательно, 12=1'2-В некоторых случаях, особенно часто в последних ступенях конденсационных турбин, /2Ж2 и выбирается из условия плавности проточной части группы ступеней. При заданном значении Z2 определяется эффективный угол выхода для рабочей решетки:
• 0 Fz s,np23= -TFT-г na2ei2
(3-52)
Иногда для унификации рабочих лопаток может быть задана величина угла [Згэ и формула (3-52) используется для уточнения высоты Z2. Если при этом получается недопустимая величина перекрыши, то следует или отказаться от унификации, или перепроектировать ступень, выбрав другую величину степени реакции р.
Если, как это обычно делается, принять G2=Gi^G, то из уравнений неразрывности для решеток ступени можно получить соотношение
w2 sin р2 /j V2t Ф/р-2 sin ₽2/sin 32Э __ /1 vn
CT Sin а, /2 Vit ?/p-i Sin ст/sin а1Э /2 Vit '
(3-53)
Анализируя это выражение, видим, что при O2//O1/ — 1, что соответствует активным ступеням, а также любым ступеням при малых скоростях потока (М<С1), осевые составляющие скоростей на выходе из решеток обратно пропорциональны высотам лопаток и w2sin|32< <Ci sin си.
В ступенях со значительной степенью реакции, спроектированных на большой теплопере-пад, Vzt/Vit^l и — sjn-^ - >• 1 (см. треугольники скоростей на рис. 3-12).
По величине (Згэ, примерному значению угла входа (31, которое может немного отли-
Рис. 3-12. Треугольники скоростей для турбинных ступеней.
а —при р<0,1; б—при р=«0,5 и v2t/vlt^l; в — при р~0,5 и
86
чаться от 01опт, и числу М2г выбирается профиль рабочей лопатки (см. § 2-3), а по аэродинамическим характеристикам выбранной решетки определяется угол ее установки ру и шаг t2- Абсолютный размер хорды профиля выбирается в первую очередь из условий надежности. В первом приближении, рассчитывая рабочую лопатку как консольную, жестко закрепленную балку, можно найти наибольшие изгибающие напряжения, которые в случае постоянного по высоте профиля возникают в корневом сечении лопатки.
<3'54)
Усилие R, действующее на лопатки, подсчитывается по своим составляющим Rtl и Ra, определяемым по (3-4) и (3-5), I? = момент сопротивления 1ЕМИН берется или из нормалей (см. приложение, табл.) или вычисляется. Для нержавеющих сталей, наиболее широко применяемых при изготовлении рабочих лопаток, обычно принимаются одопизг= = 30—80 МПа. Большее значение относится к реактивным ступеням. Если выбранный размер профиля не удовлетворяет требованиям прочности, то при сохранении подобия всех размеров решетки профилей и, следовательно, неизменного относительного шага t = t[b хорду профиля следует увеличить в соответствии с выражением
ЬГ _ / Сизг
~~Ь 1/ адогЧ‘
Г нзгл
Поскольку всегда проверяется и вибрационная надежность лопаток, то следует учитывать, что в первом приближении частота собственных колебаний пропорциональна хорде профиля.
Проверка растягивающих напряжений в рабочих лопатках может привести к необходимости выполнить их профиль переменным по высоте. Поскольку с этим сталкиваются при проектировании относительно длинных лопаток (с малыми d/l), то расчет (Траст рассматривается в § 3-5.
После окончательного подбора решеток и определения всех размеров ступени уточняются потери энергии в ступени и ее относительный лопаточный к. п. д.
Потеря энергии в рабочей решетке Лйр подсчитывается по формуле
ДЛв=(л.р + ^)Ср=^(1-П (3-56)
Коэффициент потери энергии £р можно найти из аэродинамических характеристик решетки по известным геометрическим и режимным параметра (см. § 2-4). Следует учитывать, что в условиях реальной ступени, особенно
если принимать во внимание значительную турбулентность потока на входе в рабочую решетку и влияние периодической неста-ционарности, обычно неучитываемых при построении характеристик решеток, потери энергии оказываются большими и поэтому практически
= (£р) атлас + (0,03 -г-0,05) .
(3-57)
Как и в (3-48), поправка для оценки значения £р дает усредненную величину коэффициента потерь для ступеней активного типа; для реактивных ступеней эта поправка меньше и аналогично (3-48) примерно равна 0,02.
При предварительных расчетах ступеней можно воспользоваться усредненными значениями коэффициента скорости ф=}/1—ир, представленными на рис. 3-11.
Для вычисления к. п. д. и мощности ступени необходимо построить выходной треугольник скоростей (рис. 3-5). Для этого вычисляется скорость ®2=ipw2f и определяется угол ее направления р2 с помощью формул § 2-6. Во многих случаях можно принять (Зг—Ргэ; однако при сверхзвуковых скоростях Л^>1, а также при истечении влажного пара надо обязательно учитывать отклонение р2 от Ргэ (см. § 2-6 и 2-7).
После подсчета потери с выходной скоростью
Айв.с = с22/2 (3-58)
с учетом степени ее использования в последующей ступени Хв.с определяется к. п. д.
"Чо.л = 1 - £с- £р- £в.С ( 1-Хв.с) == 1 -
или
_ __cos + W2 cos p2) ,QrQ
7]о.л---------p--------- (О-ОУ)
и строится процесс расширения пара в iS-диа-грамме (рис. 3-6). Для подсчета полного так называемого относительного внутрен-него к. п д. ступени т]Ог, внутренней мощности Р{ и параметров пара на входе в следующую ступень необходимо учесть дополнительные потери в ступени. Определение этих потерь рассматривается в гл. 4.
Таким образом, при проектировании ступени по заданным условиям определяются векторы скоростей вне решеток, т. е. до сопловой решетки, в зазоре между решетками и за рабочей решеткой. По этим скоростям, расходу пара и меридиональным размерам ступени (высотам лопаток на входе и выходе, а в общем случае и заданным формам меридиональных обводов) подбираются решетки, прошед
87
шие экспериментальную проверку. Принципиально эти решетки можно профилировать теоретически, т. е. найти форму профиля и канала решетки, задавшись изменением давления или скорости по обводу профиля. Для паровых турбин в настоящее время такой способ не всегда применяется ввиду заметных расхождений между теоретическими и экспериментальными результатами. Возможны и другие варианты, например при заданных геометрических углах выхода из решеток (ai0 или Ргэ) определяются высоты лопаток.
Рассмотренная в данном параграфе задача проектирования ступени называется обрат-н о й.
Иная задача, называемая прямой, требует определения параметров потока, в том числе в сечениях вне решеток, при заданных условиях и уже известных всех размерах решеток, в том числе профилей. Решение прямой задачи необходимо при расчете так называемого переменного режима работы ступени и разбирается в гл. 7.
Пример теплового расчета ступени
Требуется рассчитать промежуточную ступень ак тивного типа паровой турбины средней мощности при следующих условиях: расход пара G=47,2 кг/с; частота вращения п=50 С“*; начальные параметры пара: давление ро=4,ОО МПа, температура /о=41О°С, скорость пара на входе в сопловую решетку Со=5О м/с, ее направление ао=9О°, средний диаметр di=d2=0,943 м.
Определяем окружную скорость щ =u2=ndn= = 146,5 м/с. Примем реакцию ступени на среднем диаметре р=0,05. Для такой реакции оптимальное отношение скоростей можно найти по формуле (3-38), задавшись в первом приближении ф = 0,95 и «1 = 13°:
ф cos aj
{и/Сф)опт = 2 " 6,46.
— = 318 и/Сф
Отсюда фиктивная скорость Сф =
м/с.
Располагаемый теплоперепад ступени (от параметров торможения перед сопловой решеткой)
h0 = сгф/2 — 50,6 кДж/кг
и от статических параметров перед ступенью h0 - h0—с2о/2 = 49,4 кДж/кг.
Тогда теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки
ctt — К1 — рсф = 310 м/с.
Приняв предварительно |Д1 = 0,97 и с помощью iS-диаграммы определив при давлении пара за сопловой решеткой (рис. 3-13,a) pi = 3,40 МПа теоретический удельный объем пара гщ =0,0848 м3/кг, находим по (3-44) выходную площадь сопловой решетки:
f = о,О133 м2.
Формулой (3-44) можно воспользоваться, так как отношение давлений в сопловой решетке Pi/po=O,846> >8*. Отсюда определяем высоту сопловой решетки, приняв е=1 и 018—13°:
Рис. 3-13. К примеру расчета ступени.
а — процесс расширения пара в fS-диаграмме; б — треугольники скоростей; в — проточная часть.
Поскольку Мц = Ci//ai=0,54, то по приложению выбираем сопловую решетку типа А, предназначенную для «о=9О° и а!э=13° — решетку С-90-12А. По конструктивным соображениям, требующим проверки прочности и возможности унификации с другими сопловыми решетками турбины, выбираем хорду профиля bi = = 50 мм. Пользуясь характеристиками решетки, принимаем относительный шаг fi = 0,80. Тогда число сопловых лопаток
По характеристикам решетки для толщины выходной кромки Дкр = 0,8 мм и, следовательно,
Акр__ Акр_________
fe^iSlnaj»
= 0,088
по приложению определяем коэффициент потерь энергии; профильных ?пр = 0,019-1,01.1,04 = 0,02, а при 1/Л = = bi//i = 2,5 концевых ?Конц = 0,018-2,5-1,0 = 0,045.
Поскольку Rej = —— = 6-106 > Деавт» то можно не вво
дить поправки на Re. Тогда с учетом реальной формы решетки и условий обтекания, отличающихся от условий, при которых проводятся испытания плоских решеток, Сс = ?пр + Сконц + 0,02 = 0,02 -f- 0,045 + 0,02 = 0,085
и
= 0,956.
По графику на рис. 3-9 находим коэффициент расхода Ц1 = 0,97. Поскольку pi имеет то же значение, что и принятое при подсчете Fi, то нет необходимости в уточнении Fi и Ц.
Коэффициент скорости, определяемый по обобщенным кривым на рис. 3-11, равен ф=0,952 и несколько отличается от подсчитанного по характеристикам решетки.
По формуле (2-69) находим угол выхода пара из сопловой решетки
sinсч = sin=0,229, т. е. ац = 13*15'.
Теперь по формуле (3-42) можно проверить, насколько принятое ранее отношение скоростей и/сф отличается от (u/сф) опт:
/1
г. de sin а,э
= 0,0200 м = 20,0 мм.
(и/Сф)опт =
® cos at
2
= 0,476.
88
Поскольку уточненное значение ц/сф мало отличается от принятого ранее ц/сф=0,46 и к тому же в этом примере не учитывается влияние на (и/Сф)0Пт дополнительных потерь (см. § 4-1 и 4-4), то расчет ступени не уточняется.
Далее строится входной треугольник скоростей (рис. 3-13,6) по ci = (pcit=295 м/с и «1 = 13° 15х, из которого определяются относительная скорость входа в рабочую решетку wx —156 м/с и угол ее направления 3i = 25°40/.
Продолжим построение процесса расширения пара в ступени в iS-диаграмме (рис. 3-13,а), для чего находим потерю энергии при обтекании сопловой решетки:
Czit
^hc = ~2“ (1 — у2) — 4,52 кДж/кг.
Давление пара за рабочей решеткой р2=3,37 МПа, удельный объем в конце изоэнтропийного расширения v2t =0,0854 м3/кг.
Определяем теоретическую относительную скорость выхода пара из рабочей решетки
Wat — V2ph0 -J- и>21 = 171,5 м/с.
Площадь рабочей решетки вычисляем по (3-50), предварительно задавшись ц2=0,93:
Gv2t
Fz = —Р = 0,0253 м2.
p-2W2f
Приняв перекрышу Л/=/2—Л=3,0 мм и получив таким образом требуемую величину высоты рабочей решетки /2=23 мм, находим эффективный угол выхода рабочей решетки:
Д2
sin р2» = K '^ei2 ' = 0,371 и 02Э = 21’41'.
Определив Af2t = w2t/a2=0,28, для заданных условий (Мгг, Ргэ и Pi) выбираем по приложению профиль Р-30-21 А. Выбрав Ь2—25 мм, что обязательно требует последующей проверки прочности, и приняв толщину выходной кромки Акр = 0,5 мм, по характеристикам решетки находим относительный шаг f2=0,624. Тогда nd —
число лопаток z2 = -— = 190, 1/Z2 = ba/la — 0,83, 62Z2
Дкр/О2= 0,086.
По приложению находим коэффициент профильных потерь £пр=0,058 • 1 • 1,02 • 1,04 • 1,01 =0,062 и концевых потерь £конц=0,079-С,83-1,1 • 1,02 = 0,074. Поскольку
baWat
Рег — “ = 2 • 106 /> Деавт.
то поправку на влияние Re можно не вводить. С учетом реальных условий обтекания рабочих решеток, главным образом повышенной турбулентности и периодической нестационарности, оцениваем коэффициент потерь энергии в рабочей решетке
£р = £пр + онц+0,04 = 0,062 + 0,074 + 0,04 = 0,176 и ф=0,907.
По графику на рис. 3-9 находим коэффициент расхода |л2=0,94. Уточняем величины Д2=0,0250 м2 и /2= = 22,8 мм. Поскольку перекрыта Д/=2,8 мм после уточнения осталась в допустимых пределах, то пересчета ступени не производим.
Коэффициент скорости по обобщенным кривым на рис. 3-11 равен ф=0,92 и несколько отличается от полученного выше по характеристикам решетки.
Теперь можно построить выходной треугольник скоростей по ш2=фш2< = 158 м/с и углу (Зг, который вычисляется по формуле
sin 02 = sin023^ = 0,379, т. е. 02 = 22’17'.
Из выходного треугольника скоростей (рис. 3-13,6) находим абсолютную скорость выхода пара из ступени с2 = 60 м/с и угол ее направления а2=90°.
Для определения к. п. д. и мощности ступени подсчитываем потери при обтекании рабочей решетки
Айр = (1 — Ф2) = 2,26 кДж/кг
и с выходной скоростью
Айв.с = с22/2 = 1,80 кДж/кг.
Приняв, что после рассчитываемой ступени можно-полностью использовать скорость с2, т е. ив.с = 1, находим относительный лопаточный к. п. д., равный в данном случае Т]0.л*, двумя способами:
и (и?! cos 01 + w2 cos 02)
т]*о.л =--------------р----------= 0,862,
где располагаемая энергия ступени по (3-26)
До = йо — Хв.сАйв.с = 48,8 кДж/кг.
По формуле (3-28)
Айс Дйп Айн с
71*о.л = 1--^— ^-(1-Хв.с)-^ =0,861.
Расхождение между значениями к. п. д. т]о.л*, подсчитанными по разным формулам, не превышает точности расчета.
Мощность на лопатках ступени согласно (3-11) равна:
Ри = Gu(wicos0i 4- ttJ2Cos02)-lO-3’='1986 кВт.
По известным значениям (см. таблицу приложения) f=l,85 см2, U7MHH=0,23 см3 и /МИн=0,20 см4 оцениваем прочностные характеристики рабочей лопаткщ в частности находим оИзг-
Поскольку степень реакции ступени невелика, то для оценки изгибающих напряжений можно ограничиться окружным усилием Ru:
Ри
Ru = -^- = 13,55 кН.
Тогда изгибающее напряжение
Rula
визг = 2аг^мин' = 3550 кН/м2 = 3,55 МПа,
что ниже допускаемого, и поэтому можно не менять выбранной хорды профиля Ь2=25 мм.
3-4. РАСЧЕТ СТУПЕНИ С УЧЕТОМ ИЗМЕНЕНИЯ ПАРАМЕТРОВ ПОТОКА ПО РАДИУСУ
При рассмотрении теплового процесса турбинной ступени до сих пор предполагалось, что течение в сопловой и в рабочей решетках может считаться плоскопараллельным и что параметры потока сохраняются постоянными по высоте решеток. При этом все расчеты относились к среднему диаметру ступени. На самом деле предположение о постоянстве параметров по высоте решеток является лишь первым приближением, которое тем ближе к истине, чем меньше веерность ступени, т. е. чем больше d/l. Практически расчеты, основанные на постоянстве параметров по высоте решетки, могут быть использованы лишь в тех случаях, когда отношение Q—d/l> 10—15,
89

Рис. 3-14. Турбинная ступень большой веерности. Меридиональные линии тока и расчетные сечения вне решеток.
гося движения уравнения количества движения (уравнения Эйлера) (см., например, [Л. 14]):
dr г а да г с>9 г дг ’ * '
v др сисг „ дси си г д§ ~ г Са да г
дси д§
дси. дг ’
(3-65)
„ др „ дса Си дса „ дса (О
a -5— —- — Са —X-------— С г *5—> (о-6Ь)
да да г dv дг ' ’
и уравнение неразрывности
При большой веерности предположение о плоскопараллельном течении в решетках турбинной ступени становится недостаточно оправданным, и такой расчет ступени при ее проектировании может привести к заметному снижению к. п. д.
В действительности в кольцевых решетках частица пара перемещается по сложной поверхности, а в меридиональной плоскости (рис. 3-14) соответственно по сложным меридиональным линиям тока. Если в § 3-1 и 3-2 вектор скорости потока, например скорости с, раскладывается на две составляющие: с^=с2и-гс2а, то в данной пространственной задаче он разлагается на три составляющие:
1 д ( Ст\\______I___д ( Си\д____д_ ! са \ _ q
г dr \ v J' г дЬ у v да у v J
(3-67)
Для относительного движения в рабочей решетке уравнения количества движения примут вид [Л. 14]:
др _(а>ы + и)г дг г
dwr dwr
Wa~d^
dwr
(3-68)
С2 = С2и + С2а + С2г, (3-60)
v др г dfl
WgWr П
--------2wrO) —К!) а
dWg да
др v да
Wu dwu dz&'u r d§ Wr dr ’
dwa WU dwa
Wa~d^
dwa dT-Wr^
(3-69)
(3-70)
связанные между собой через угол потока на цилиндрической поверхности айв меридиональной плоскости v (рис. 3-15):
c=co)/rtg’v+sTys; (3-61)
Gz = cactga; (3-62)
Cr — Ca tgV. (3-63)
Используя цилиндрическую систему координат (рис/3-15), запишем для установивше-
Рис. 3-15. Параллелепипед абсолютных скоростей в цилиндрической системе координат.
90
где co — угловая скорость.
Уравнение неразрывности запишется так _1 д f wr A -I 1 d (wu А । д fwa А q г дг у v j ' г
(3-71)
Из этих уравнений следует, что в общем случае давление пара меняется не только в осевом направлении а и по шагу решетки (по углу О’), но также и по радиусу г.
Радиальный градиент давления др/дг определяется влиянием центробежных сил проходящей через ступень элементарной массы пара в закрученном потоке, т. е. при (а=А90°), и радиальным ее ускорением. Изменение давления пара по радиусу описывается уравнением количества движения в проекции на ось г, т. е. уравнением (3-64), в котором первый член в правой части с2м/г характеризует влияние центробежных сил, а остальные члены — влияние радиального ускорения. Уравнение количества движения в проекции на ось г называется уравнением радиального равновесия. В форме (3-64) оно учитывает и радиальное ускорение.
Как и при расчете ступени по среднему диаметру (§ 3-3), при расчете пространственного потока могут ставиться обратная и прямая задачи. При проектировании ступени
большой веерности обратная задача обычно решается в упрощенной постановке, т. е. при заданных условиях определяются вне решеток параметры потока и векторы скорости, переменные по радиусу, а затем для каждого радиуса подбираются (или профилируются) решетки профилей. Таким образом, расчет ведется для трех сечений ступени: 0—0, 1—1 и 2—2 (рис. 3-14).
В настоящее время расчеты пространственного потока для кольцевых турбинных решеток и ступени в целом проводятся, как правило, упрощенно—для осесимметричного потока, т. е. в предположении^- — 0. При этом упрощенные (без членов с д/дЬ) уравнения количества движения не учитывают радиальные массовые силы воздействия лопаток на поток, что справедливо дтя пространства вне решеток, в частности для сечений 0—0, 1—/, 2—2 (рис. 3-14).
Для сопловой решетки используются уравнения (3-64), (3-66) и (3-67). К ним добавляются уравнение процесса, например уравнение изоэнтропы:
pvh = const (3-72)
и уравнение сохранения энергии (2-18), записанное для меридиональной линии тока:
vdp — di = — ^=------d(czu-\-cza-{-czr).
(3-73)
Для решения системы из пяти уравнений, записанных для кольцевой сопловой решетки, с пятью неизвестными р, v, си, са и сг, и аналогичной системы для кольцевой рабочей решетки должны быть заданы дополнительные параметры и характеристики решеток. Обычно заданы расходы пара через решетки Gi и G2 и угловая скорость со. Далее из предварительного расчета ступени, проведенного по среднему диаметру (§ 3-3), должны быть получены все меридиональные размеры ступени и известны параметры пара на входе в ступень, давление между решетками и на выходе из ступени на среднем радиусе.
Кроме перечисленных условий, решение задачи требует еще замыкающего соотношения, называемого законом закрутки.Для определения параметров потока в сечении 1—1 необходимо задаться законом закрутки сопловой решетки, а для параметров в сечении 2—2 — законом закрутки рабочей решетки. Эти законы закругки рассматриваются ниже.
Система уравнений для одной решетки, например сопловой (3-64), (3-66), (3-67), (3-72) и (3-73) в общем случае решается только методом итерации с помощью ЭВМ.
Для расчета ступени и подбора для нее решеток важно знать изменение скоростей потока.
Преобразуем уравнения так, чтобы получить зависимости dejdr и дс/да.
Подставив в (3-64) выражения (3-62) и (3-63), получим: »
0^. = c«„(4-Btgv), (3-74)
где
-4=^-(tgv ^tgv+^tgv);
дса . дса
в=-------------.
Са
Из (3-67) аналогичными преобразованиями можно найти
oltgv ~ }+/- ')] = — в — D, (3-75)
I ь dr \ v J 1 да у v у] v 7
где
или с учетом того, что
d ( 1 \_ d / 1 \ । , д f 1 \ zq г?/?\
-г— ( -- ] •— s— ( — i -К tg V -т— I --) 1 (3-76)
da у v J да у v J 1 ъ dr \ v J ' '
получим
d ( 1
V -г- I — da \ v
(3-77)
= _В —Я.
Умножив все члены (3-74) на tgv и сложив полученное выражение с (3-66), представленным в виде
-----Cati’
найдем:
v (эгtg v+fy) = с*а v — В 0 + tg2 v)].
(3-78)
Принимая во внимание, что ^-tgv-f-^^
= , разделим (3-78) на (3-77). С учетом то-
dp
го, что, как известно, равно квадрату
скорости распространения звука, обозначив через Ма отношение осевой скорости к скорости звука, получим:
ее
М2а = — /t v- (3-79)
A tg V — 23(1 4-tg2 v) v ’
Найдя из (3-79) величину В и подставив в (3-74), после преобразований имеем:
д_Р__ ^4(1 — M2g) + ntgv
dr а I — Мга (1 4-tg2 v) •
91
Использовав (3-73), получаем выражение для изменения скорости потока по радиусу:
— 9С2 Л(1 -M2a) + Dtgv m
dr — i_M2a(l+tg2v) *
и аналогично для изменения скорости потока по оси а:
= —%2 HAVtgv + D да а 1 — М2а(1 +tg2v)’ V3'61)
Использовав выражения для коэффициентов А и D и заменив са по (3-61), получим уравнение, показывающее изменение скоростей потока по радиусу:
“(In с2) = dr v 7
COS2 “ ,, ». , tg2 v sin2 a ,
-7— (1 - w +--------------+
—___2________________________________>
[1 — M2a (1 -f~ tg2 v)J (1 -J- tg2 v Sin2 a)
-^l2a d d
+ — sm2 a (tg2 v) — (1 — M2a) sin2 a (tg v)
(3-82)
Уравнение (3-82) решается на ЭВМ. Как первое приближение или задаются уравнением линии тока, требующим уточнения по известным размерам решеток, или расчет ведется только по сечениям 0—0, 1—1 и 2—2, где задаются значения м.
Анализируя (3-82), можно прийти к следующим выводам:
1. В частном случае цилиндрических поверхностей тока, т. е. при tgv = 0, получаем простое уравнение
— (in с2) = — (3-83)
Его решение записывается в виде
j £8^2. йД (3-84) гизв
где индекс «изв» относится к радиусу гизв, на котором из предварительного расчета известны параметры потока, в том числе скорость Сизв-
Как видно из (3-84), от корня к периферии скорость потока уменьшается, причем гем больше, чем меньше угол а, т. е. чем больше закрутка потока.
2. В частном случае ступени с коническими поверхностями тока tgv=const и скорость потока от корня к периферии уменьшаются сильнее, чем в цилиндрической схеме (случай I). Влияние конусности потока оказывается тем большим, чем больше число Мо.
3. В решетке с коническими поверхностями тока и увеличением абсолютного угла наклона их от корня к периферии скорость падает
Рис. 3-16. Распределение скоростей за сопловой решеткой (///=2,75при(М12)к=1.
---- —• расчет в предположении v=0;---------
расчет в предположении dv — =0;------------рас-
чет по (3-82) и экспериментальным меридиональным линиям тока.
в еще большей степени [например, ступень с корневым цилиндрическим и периферийным коническим обводами (рис. 3-14)].
4. В случае кривизны меридиональных линий тока на участке с выпуклостью к оси решетки уменьшение скорости к периферии замедляется (рис. 3-16), и, наоборот, увеличивается разница в скоростях при вогнутой форме меридиональной линии тока к оси решетки.
Форма и наклон линий тока зависят от многих факторов, во-первых, от меридиональных границ решеток, во-вторых, от распределения по радиусу расходов пара, определяемых изменением угла ai = a(r) и числа Mi= =fi(r) для сопловой решетки; угла Рг=Р(г), давления в зазоре pt = p(r) и числа M2=f2(r) для рабочей решетки, в-третьих, от изменения площади канала решеток по осям г и а.
Как первое приближение, особенно для ступеней с цилиндрическими меридиональными обводами, может служить гипотеза о цилиндрических поверхностях тока. В этом случае решение задачи о распределении параметров потока по радиусу может быть получено как из общих уравнений [для сопловой решетки (3-84)], так и более простым путем. В частности, если для элементарной массы пара в зазоре между решетками найти центробежную силу, то из условия радиального равновесия этой частицы получим [Л. 43]:
(3-85)
и далее
vdp __c*u dr г
где индекс «изв» относится к радиусу, где известны все параметры потока.
Выражение (3-86) отличается от (3-84) введением коэффициента скорости ср, так как при выводе (3-86) в отличие от (3-82) не использовалось уравнение изоэнтропийного процесса (3-72).
Выражение (3-85) часто называют упрощенным уравнением радиального
92
равновесия. Оно может быть записано для каждого из сечений вне решеток, т. е. для сечений 0—0, 1—1 и 2—2 (рис. 3-14):
которое после простых преобразований принимает вид:
___С2сы 4 dpi С2ш
Vo “7 . Ui —:----------
dr r dr r
= (387)
dr r ' '
£ik=T=i= (-Г (3-90)
Предполагая, что как перед, так и за ступенью cu~0, и, следовательно, при постоянстве по радиусу температуры пара перед сопловой решеткой располагаемый теплоперепад ступени не меняется по радиусу, получаем формулу для определения изменения по радиусу степени реакции:
J y2cos2ai jA гизв J
(3-88)
Таким образом, для того чтобы по упрощенному уравнению радиального равновесия определить изменение по радиусу степени реакции, необходимо знать зависимости ai = a(r) и ф=ф(г).
Первая из этих зависимостей является упомянутым выше замыкающим соотношением, называемым законом закрутки сопловой решетки.
При проектировании ступени, т. е. при решении обратной задачи, часто зависимость ai = a(r) задается косвенным путем — через изменение по радиусу скоростей потока или их составляющих, или удельного расхода, или степени реакции.
Рассмотрим некоторые законы закругки, встречающиеся в практике паротурбостроения.
1. Постоянство углов ai=const. Интегрируя (3-88) и приняв (p = const, получим:
Czit __ i Г \ — 2Ч>2 COS2 а,
(сп)2изв Гизв у
(3-89)
2. Постоянство ciur=const, т. е. неизменность по высоте циркуляции скорости закрученного потока, выходящего из сопловой решетки. Примем ф=1 = const.
Использовав уравнение (3-83) в виде
dczit = — 2 cos2 -у-
Отсюда находим
и,- принимая во внимание, что
c2lt^c\u+c2ia,
получаем, что с1а = сц sin ai = CitK sin aiK=const, t. e. осевая составляющая скорости неизменна по радиусу.
Изменение угла входа щ при условии tW=const и ф=1 определяется выражением
tga,— — —I- —j —- — tga1K—. (3-91) L-l« \C\U J к 'К Гк
Если и для потока за рабочей решеткой = const, то что означает, что удельная работа не меняется по высоте:
Lu = и (ciu + с2и) — (с1иг ы) = const. (3-92)
После преобразований уравнения радиального равновесия для состояния пара за рабочей решеткой, аналогичных выполненным выше, находим, что при коэффициенте скорости ф— 1 осевая составляющая выходной скорости также остается неизменной по радиусу:
С2а = С2 Sina2=C2K sin (Z2K = const.
Для частного случая c2u = 0 получим:
tg₽2 = tgp2K-^.
(3-93)
Для несжимаемой жидкости, т. е. при условие cla=const означает постоянство по радиусу удельного расхода, т. е. расхода пара на единицу площади. Ыа рис. 3-17 сплошными линиями представлены результаты расчета для ступени с di/li = d2/l2—3 в предположении несжимаемой жидкости.
3. Так называемый закон постоянства удельного расхода. Под удельным расходом в случае ц=1 и дозвуковых скоростей понимается величина
для сопловой решетки

и из условия Cit cos ар- = CitK cos aiKrK заменив cosa1 = cosa1K получим уравнение
d.C\t = — 2COS2 0С1кС21/кГ2к —T".
r3
Интегрируя его от rK до г, получим выражение для скорости cit:
2кг dr sm а.1э —
LGi =--------ъ—5-----— — — sin ais, (3-94)
2кг dr Vit 4 ’
для рабочей решетки 2кг dr sin ргэ ~—
Ж =----------—-------Sin R (3.94а)
2кг dr V2t 1 ' '
C\t — C\iK= cos2 a1Kc21/Kr2K
/_1______!_\
r2 r2K J’
Для сечения 1 за сопловой решеткой изменение по радиусу угла ai3, а вслед за ним и
93
филей и
угла ai определяется в этом случае числами Mi.
Как уже отмечалось, для несжимаемой жидкости (М—>-0) условие AGi = const означает:
с и sin 1Э=const
т. е. при cci = cci9 соответствует закону закрутки const.
С увеличением числа Mi влияние сжимаемости приводит к тому, что угол dig от корня к периферии растет в меньшей степени, чем при условии ciur = const, т. е. меньше, чем по формуле (3-91). Если теплоперепад на сопловую решетку настолько велик, что при г< <гм=1 скорости становятся сверхзвуковыми, то в области от гк до гм=1 удельный расход подсчитывается по формуле
Критический расход wjv* меняется по радиусу, увеличиваясь к периферии из-за повышения к периферии давлений pi и (см. рис. 3-10). Следовательно, и в этом случае угол р2э к периферии падает.
На рис. 3-17 пунктиром представлены результаты расчета ступени, спроектированной из условия постоянства удельного расхода для ф='ф = р,1 = р2 = 1 при di/li — dzjlz—Z и большого теплоперепада: 8=р2/ро=е*.
4. Ступень с сопловыми и рабочими лопатками постоянного по высоте профиля. В этой ступени изменение углов ct] и |32 определяется конкр етн ы ми ха р актер истина ми
облопачивания: зависимостью эффективных УГЛОВ ВЫХОДа CCr, и |32э от относительного шага t — которые имеются в атласах продля примера показаны на рис. 2-13.
Как углы (Х1э, так и (32э обычно с увеличением t растут.
Если ступень с лопатками постоянного профиля рассчитать по упрощенному уравнению (3-88) в предположении ф = ’ф = р1=Ц2= 1, т0 степень реакции в ней по высоте будет меняться примерно так же, как и для ступеней, специально спроектированных с учетом пространственного изменения параметров. Однако детальный расчет по полным уравнениям с учетом искривления меридиональных линий тока и потерь при обтекании решеток и опыты, проведенные с такими ступенями, показывают, что обычно реакция от корня к периферии меняется существенно меньше, чем по
AG, = — sin а1Э, (3-95)
и, следовательно, угол ai9= const. В то же время за счет отклонения потока в косом срезе угол ai будет уменьшаться от гк до гм=ь Это иллюстрируется на рис. 3-18 кривыми зависимости sin ai по радиусу для случаев Мг->0, Micp=0,6 (за сопловой решеткой поток везде дозвуковой) И М1ср=1,0.
Условие ДС2 = const означает, что при dp2[dr-=Q и р.2=1 для дозвуковых скоростей М2— ~ < 1 угол р2Э в связи с увеличением w2t уменьшается к периферии. При сверхзвуковых скоростях условие AG2= const означает
Рис. 3-18. Изменение по радиусу углов aia, для сопловой решетки 0=2,8 в предположении постоянного по высоте удельного расхода пара.
/—при М,—>0; 2 — при м]ср—0,6 н М]к<1; 3 — при М1ср = 1 (для г<гср показано изменение als); 4 — при М1ср=1 с уче-том отклонения потока в косом срезе.
-i-sm pse= const.
94
Рис. 3-19. Условные меридиональные линии тока в ступени с 6=3 и е=р2/ро=е., построенные по расчету в зазорах по (3-84).
----— при AGi=AG2= = const (см. рис. 3-17); ----— При «1—const и const: —---------при
с]а=const и c2a=const.
упрощенному расчету. Это объясняется главным образом двумя причинами:
во-первых, сказывается существенное отклонение от цилиндрических и искривление поверхностей тока (рис. 3-19);
во-вторых, в сечениях рабочей решетки, удаленных от среднего, угол входа потока (31 отличается от расчетного угла (рис. 3-20), что приводит к повышенным потерям.
Анализ результатов расчетов нескольких видов ступеней и основных уравнений этого параграфа, более подробно выполненный в специальной литературе [Л. 14, 31], позволяет сделать следующие выводы.
Расчет ступени но упрощенному уравнению (3-88) может быть использован как первое приближение. Полученное по нему изменение реакции близко к истинному для ступени с цилиндрическими меридиональными обводами и постоянством по радиусу удельного расхода через обе решетки.
Расчет по уравнению (3-88) показывает, что законы закрутки ш = а(г) слабо влияют на распределение по радиусу степени реакции. Однако при расчете по полным уравнениям формы меридиональных обводов решеток и изменение профилей по радиусу могут существенно повлиять на это распределение реакции; в частности, в ступенях с уменьшением к периферии угла «1 уменьшается разница в реакции у корня и периферии.
Рис. 3-20. Результаты расчета ступени с лопатками постоянного профиля и <9=3. Расчет проведен по (3-84) при е = =Р2/Ро=е*-
3-5. ПРОЕКТИРОВАНИЕ СТУПЕНЕЙ БОЛЬШОЙ ВЕЕРНОСТИ И ПРОФИЛИРОВАНИЕ ДЛЯ НИХ ЛрПАТОК
Отмеченное в § 3-4 изменение параметров потока по радиусу и отклонение их от параметров в среднем сечении будут тем больше, чем меньше
е = ^/;=Гп/Гк+‘, следовательно, чем больше веерность ступени I/O. Для ступеней с @>20—30 это изменение параметров невелико, и его можно оценить по формулам:
Й?= (Гп/гср)-'» = (1 -ml]d-
(3-96)
(Гк/Гср)-Г?г = (1 — Ifd)-™ 1 +mlld,
(3-97) где m берется из (3-89) и приближенно т= = 1,8.
Как и для каждой ступени, проектирование начинается с выбора степени реакции р. Однако здесь имеются некоторые особенности. Поскольку наименьшая по высоте степень реакции соответствует корневому сечению, то для корневого сечения необходима проверка условия рк>0, а с учетом возможных отклонений при расчете и изготовлении рк>0,05—0,10. При отрицательной степени реакции (щ<рг) в рабочей решетке будет неблагоприятное диффузорное течение. Повышенная же реакция, как отмечалось ранее, означает более конфузорное течение в рабочих решетках и, следовательно, улучшение эффективности ступени. Кроме того, в ступенях с очень большим теплоперепадом, например в последних ступенях мощных паровых турбин, в корневом сечении при малом рк относительная скорость, входа Wi в рабочую решетку может превысить критическую, т. е.
Чтобы избежать этого, обычно с запасом допускают MWj <0,8—0,95. Увеличение корневой реакции благоприятно в условиях переменного режима работы ступени, что рассматривается ниже в § 7-4. В связи с этим ступени большой веерности проектируются с рк= = 0,1—0,4, причем большая величина рк соответствует последним ступеням конденсационных турбин.
При выборе рк надо обратить внимание на некоторые негативные стороны повышенной реакции.
Эго, во-первых, уменьшение оптимального располагаемого теплоперепада вследствие ро
95
ста оптимального отношения скоростей w/c* [см. (3-42)].
Во-вторых, во многих случаях с ростом рк увеличивается угол piK и тем самым из-за меньшего угла поворота потока уменьшаются моменты сопротивления и инерции корневого профиля рабочей лопатки.
В-третьих, с ростом рк увеличивается реакция у периферии рп, что вызывает увеличение потерь от перетечек помимо рабочих лопаток (см. § 4-4). Этот фактор может ощутимо снизить экономичность ступени с небольшой высотой, особенно при отсутствии бандажа над рабочими лопатками.
В-четвертых, в ступенях очень большой аеерности (0<2,7) в периферийной части относительная скорость входа может превысить критическую (Mw )п>1.
После выбора рк определяется или выбирается отношение скоростей w/сф или теплопе-репада ступени 7г0. Оптимальное отношение скоростей, обеспечивающее для данного диаметра угол аг~90°, согласно (3-41) и (3-42) равно:
1—(Сг/Сф)2 .
2cos <xj /1 — р
здесь р соответствует диаметру, для которого подсчитывалась окружная скорость и. Величина с2/сф или находится со второго приближения или оценивается по формуле
(^2/б?ф)2 ^ (1 — р) sin2 а, .
Для последних ступеней часто
С (м/сф)опт и выбирается в значительной мере из условий устойчивой работы при переменном режиме (см. § 7-4). Часто величину w/Сф принимают такой, чтобы можно было организовать отбор пара для регенеративного подогрева питательной воды перед последней ступенью. В этом случае ho> 150—180 кДж/кг.
После расчета ступени по среднему диаметру, во время которого при заданном расходе пара G определяются высоты лопаток и эффективные углы решеток и ргэ, скорости Мп и М2г и уточняется величина располагаемого теплоперепада, производится выбор законов закрутки решеток.
Рассмотрим различные законы закрутки >с точки зрения экономичности и затрат на изготовление ступени.
1. Ступень с лопатками постоянного по радиусу профиля. Эта ступень -будет менее экономична, чем ступень с лопатками переменного профиля, что объясняется •следующими причинами:
а) неоптимальными углами входа для печений рабочей решетки, удаленных от среднего. Это видно, в частности, из рис. 3-20.
Здесь при 0=3 на периферии угол Pi=165°, а Рюпт—1200; у корня {31 = 25°, а РюцТ = 130° (при |31ср— Р1опт) ;
б) несоответствием распределения расходов по высоте сопловой и рабочей решеток и вызванного этим изменения наклона и искривления меридиональных линий тока. В свою очередь при этом произойдет дополнительное перераспределение расходов, поток будет стремиться к периферии;
в) существенной неравномерностью по высоте скорости Сг, что приводит к увеличению потери с выходной скоростью
гп
J cz2Czar dr
= ---------(3-98)
£ 1 п
Czar dr
гк
Так, в примере на рис. 3-20, где расчет p = f(r) не учитывал искривления меридиональных линий тока, скорость с2 увеличивается от корня к периферии в 2,3 раза, что означает дополнительное повышение потерь с выходной скоростью на 40%;
г) неоптимальными относительными шагами 1 как в сопловой, так и в рабочей решетках в сечениях, удаленных от среднего, где выбраны ?опТ. За счет этого потери энергии при обтекании периферийной и корневой зон решеток возрастают;
д) несоответствием отдельных сечений решеток числам М, с которыми они обтекаются. Если теплоперепад в ступени настолько большой, что в отдельных сечениях решеток (обычно корневая зона сопловой и периферийная зона рабочей решеток) скорости превышают критические, то следует решетки профилировать соответственно скоростям МА и М2. Обтекание же решеток данного типа при пеопти-мальных скоростях ведет к росту потерь энергии.
Все эти дополнительные потери, называемые потерями от веер ноет и, показывают, насколько к. п. д. ступени с лопатками постоянного профиля будет ниже, чем при оптимальном профилировании решеток и ступени. Эти дополнительные потери можно оценить по формуле
= = (3-")
где х = 0,8—1,2, причем большие значения соответствуют меньшим р и 8.
Очевидно, что изготовление ступени с лопатками постоянного профиля проще и дешевле. Таким образом, при выполнении лопаток постоянного профиля увеличивается расход топлива на выработку 1 кВт-ч, но снижается
96
Рис. 3-21. Технико-экономически оптимальное отношение Qr.g—dfl, при котором целесообразно выполнять рабочие лопатки закрученными, в зависимости от располагаемой мощности ступени Рост- Большие значения 0 относятся к работе электростанции на дорогом топливе и со значительным числом часов использования установленной мощности в году; меньшие — к работе на дешевом топливе и с малым числом часов использования.
стоимость турбины. Следовательно, решение о том, делать ли лопатки переменного или постоянного профиля, принимается на основе технико-экономических расчетов. Пример решения такой задачи рассмотрен на рис. 3-21. Здесь показаны границы отношений 0T.o=d/l, при которых технико-экономически целесообразна закрутка лопаток.
Очевидно, что величина предельного 0Т.Э, начиная с которого целесообразно закручивать лопатки, зависит от многих факторов: от мощности ступени, увеличиваясь с ее ростом, от стоимости топлива, уменьшаясь при ее сни-*жении, ог числа часов использования оборудования в году и т. д. В практике нашего турбостроения принято при мощностях ступени Рсто~О,5—2 МВт закручивать лопатки, начиная с 0<С5, а при Рст0~8—15 МВт, начиная с 0<1О.
2. Ступень с рабочими лопатка-м и переменного и сопловыми л о-латками постоянного и р о ф и л я. В такой ступени ухудшение экономичности по сравнению с максимально возможным к. п. д. будет за счет:
а) неоптимальных шагов t сопловой решетки. Эти потери практически ощутимы при 0<4—8;
б) профилей, по соответствующих числам Mi на данном радиусе. Это увеличение заметно, начиная с (Ми)к>1.1 и 0<4;
в) увеличения удельного расхода пара к периферии и вследствие этого при 8<0,6 значительной неравномерности по радиусу скооостсй с2. Практически это соответствует 6<4.
Таким образом, заметное влияние на экономичность ступени прифилирование по высоте сопловых лопаток оказывает при 0<4—8.
3. Ступени с постоянным удсль-н ы м расходе м. В этих ступенях скорости с2 наиболее равномерны по радиусу и, следовательно, потеря с выходной скоростью Айв.с оказывается при заданных размерах ступени
наименьшей. Такого типа ступени получили наибольшее распространение. Постоянство по высоте удельных расходов для малых перепадов (е>0,75) примерно соответствует закону Ciur = const и c2wr = const (рис. 3-17), а при очень больших перепадах, когда критические скорости на выходе из сопловой решетки достигаются в зоне среднего диаметра, закону Щэ —const.
4. Ступени, спроектированные с уменьшенным градиентом реакции.
Уменьшение градиента реакции по сравнению с гипотезой цилиндрической поверхности тока, т. с. с расчетом по (3-88), достигается различными путями: уменьшением к периферии угла она, специальным профилированием меридиональных обводов ступени, отклонением сопловых лопаток от радиального направления.
Положительными свойствами таких ступеней являются улучшение обтекания в корневой зоне, выравнивание по высоте скоростей Mi и М2. При большом наклоне периферийного меридионального обвода уменьшение угла «1з к периферии сокращает общую (пространственную) диффузорность в этой зоне, хотя при очень малых углах «1Э увеличиваются потери энергии на этом участке. В то же время эти способы ведут к увеличению неравномерности скоростей с2 и тем самым к увеличению АЙв.с-
Целесообразность применения такого типа ступеней зависит от величин Дйв.с, 0, наклона меридионального обвода и других характеристик ступени. Следует также учитывать, что при увеличениу угла «1к ослабляется корневое сечение рабочей лопатки (уменьшается жесткость), что требует большей хорды профиля.
Часто применяются другие, довольно произвольные заколы закруток. Так, например, по условиям прочности в корневой зоне уменьшают угол ац также уменьшают угол «1Э и на периферии в целях сокращения расхода пара через эту зону, имеющую пониженную эффективность.
После выбора законов закрутки решеток по уравнению (3-82) или (3-86) находят распределение скорости Си и Мп по радиусу и проверяют выбранные ранее абсолютные значения углов «1Э. Для этого можно воспользоваться уравнением расхода
ГМ=1
G1 = 2ic С РчГ — sinaI9dr ф-J
гк
гп
ф- 2г у 2Д sin <%1Э dr;
ГМ=1
(3-100)
7—326
97
здесь |ii — коэффициент расхода, в общем случае переменный по радиусу, а также учитывающий влияние влажности; Гм=1 — радиус решетки, при котором Ми=1.
Если полученный по (3-100) расход Gi не равен заданному Gi зад, то полного пересчета обычно не производят, уточняя по всей высоте величину sin ai0 пропорционально блзад/бь
Приняв коэффициенты скорости ср и ф переменными по радиусу (см. ниже пример расчета ступени) и учитывая при необходимости отклонение потока в косом срезе решеток, строят треугольники скоростей по высоте ступени, подсчитывая предварительно углы р2э-Для этого обычно принимают равенство расходов в соответствующих струйках, т. е.
ДС1 = 2ъг! — р-1 sin а1ЭАГ1 = Дб2 = vj
= 2тсг2 Sin ^эДг2, '(3-101)
где kr^ljv, i\ i — число струек по высоте лопаток (рис. 3-22), откуда находят:
• С it V2t Р-1 (ГI ll 2э— sin Otis— — ; г, >
Vit Wzt Р-2 j/2 g/2
2(3-102)
или при M2f > 1 и > 1
sin ₽!s = sin а1Э — — -t-. (3-103)
1 th* p-2 Г2 /2 h.
Профилирование решеток ступени начинают с рабочей лопатки, так как условия ее надежности могут изменить выбранные законы закрутки, теплоперепад ступени или высотьй Обычно для профилирования используют отработанные прототипы лопаток и ранее исследованные профили. Однако часто, особенно для последних ступеней мощных паровых турбин, приходится лопатку профилировать заново.
Профилирование рабочей лопатки начинается с выбора (по аналогии
Рис. 3-23. Схема решетки профилей периферийного сечения рабочих лопаток большой веерности.
о — с «положительным» горлом, t/b'<sec ₽; б — с «нулевым» горлом, t/b'^sec 3; в — с «отрицательным» горлом, //£>'> sec Р
с выполненными ступенями или путем вариантных проработок) хорды корневого сечения Ьк. Обычно Ьк/2 = 0,1—0,3; для последних ступеней очень мощных турбин на п = 50 с-1 величина Ьк= 120—240 мм. Увеличение Ьк ухудшает экономичность корневого сечения (увеличиваются концевые потери), но снижает напряжения в лопатке и повышает частоту собственных колебаний. Относительный шаг ?к для ступеней с небольшими напряжениями и 0>3 обычно равен 2к = 0,45—0,55, уменьшаясь с увеличением напряжений и снижением 0 ДО' ?к=0,35 и даже до Д = 0,2. Чем меньше 2К при данном значении Ьк, тем больше потери в корневой зоне, но в то же время облегчается проектирование периферийной зоны рабочих лопаток.
В периферийных сечениях рабочих решеток желательно обеспечить так называемое п о-ложительное горло (рис. 3-23), которое необходимо для надежного определения расхода пара через эти сечения и устойчивости характеристик решетки при переменном угле входа Pi. Для этого требуется выполнение условия
Рис. 3-22. Схема .расчета ступени большой всерно-сти по струйкам.
0—0, 1—1 и 2—2 — расчетные сечения; а—а и b—b — линии горла соиловой и рабочей решеток; Д/=Дг.
По известным значениям b, t, углам и Ргэ выполняется предварительное профилирование корневого и периферийного сечений, которое позволяет провести грубую оценку надежности лопаток. Часто для периферийных сечений ограничены размеры выходных кромок Дкр>0,8—1,5 мм, а также величина наиболее толстого участка профиля ДМакс> >3—5 мм.
Известные геометрические характеристики этих сечений: площади f, минимальные моменты сопротивления 1ЕМИН и инерции /мин позволяют найти приближенные значения цраст и
98
Сизг и частоты собственных колебаний /гСОб-Без этой оценки профилирование лопатки, особенно в ступенях низкого давления мощных паровых турбин, не имеет смысла.
а) Напряжение растяжения от центробежных сил лопатки в корневом сечении определяется из выражения
1
°раст — £разгр pMaTW2Z2/'cp,
(3-105)
здесь Аразгр—коэффициент разгрузки, показывающий, во сколько раз напряжения в лопатке постоянного сечения больше, чем в лопатке переменного профиля с уменьшением площади профиля f от корня к периферии. Если принять закон изменения площади профиля
(L~TLy ]’ <3-106)
то
1 / /п \ [ 1 ________X________1
^разгр у /к Дх + 1 + О (x-р 1) (х + 2) j
(3-107)
Чем меньше х, тем больше Лразгр, олнако тем сложнее профилировать промежуточные сечения лопатки и обеспечить допускаемые оизг. Следует учесть, что при х<0,4—0,6 наибольшие напряжения будут выше корневого сечения лопатки.
Как витно из (3-107), наибольшее влияние на &разгр оказывает отношение площадей существенно
уменьшить которое обычно можно лишь за _счст экономичности (или при гк<СГопт, или при Fn»tonT).
Для лопаток паровых турбин приняты допускаемые напряжения на разрыв
°раГр = + Сизг)Д0П = (3-108)
где при номинальной частоте вращения £Тек— 1.65—1,8. Это означает для нержавеющей стали а^зр=5=265 МПа, а для стали 15Х12ВНМФ =5=420 МПа [Л. 26]. Поскольку аИзг === 25 — 50 МПа, то при расчете следует принимать ср°"т=5=230 или соответственно 380 МПа.
б) Очень грубая оценка изгибающих напряжений в корис'вом сечении проводится по формуле
Rh
(°изг)к“ 2г(Гмин)к ’ <3-109)
где Л = + R2a, a Ru и Ra определяются по
(3-4) и (3-5), z — число рабочих лопаток.
Поскольку в ступенях с длинными лопатками наибольшие изгибающие напряжения могут оказаться не в'корневом, а в других сечениях, то следует подсчитать эти напряжения по всей высоте лопатки, используя для этого формулы:
Г ГМ=1
Ru = 2r,
Ra = 2rt
с* ,
р-1 Sin а19 ~ (сш + С2Ц) Г dr 4-
• £Д_ / । \ j
щ sin а1Э — (сш -|- с2ц) г dr
(3-110)
rM=l
С*
Pi sin СЧэ (сш — C2a) rdr +
rn
। c c
+ I Pi sin (X1S — (Cia— c2a) r dr + \ (/?!— p2) Г dr •
rM=i r
(3-111)
Обычно определяют изгибающие напряжения отдельно от усилия Ru, допуская при этом
<’Э« = -2^-"° < 20 - 35 МПа.
и от полного усилия R, допуская [Л. 26]
с
доп _ изг
R (Гп — г) 2z\Vмий
60 МПа
Приведенные выше формулы не учитывают влияния угла у (см. рис. 2-11), а также влияния объединения лопаток в пакеты и таким образом дают значения изгибающих напряжений с некоторым запасом.
в) Оценка частоты первого тона тангенциальных колебаний проводится по приближенным формулам:
^соб= (^соб)офофи, (3-112)
где статическая частота, колебаний лопатки постоянного сечения, равного корневому,
°’56 -./“ёТГ
= —(з-пз) поправка на утонение лопатки
4 -]- /п/7к
V 1+4/п//к (3-114>
и поправка на вращение
?п = |/ 1 +(0,7850 + 0,408 - sin2 ру) ~(^б)20 ’
(3-115)
здесь п— частота вращения; ру— угол установки профиля, в первом приближении равный
sin Зу = 2 [sin ?у.к + sin Ру.п]-
Величина пСобМ по (3-112) должна по меньшей мерс отстоять на 4—15% от ближайшей кратности, т. е. от целого числа k. Чем ниже ближайшая кратность k, тем больший требуется запас. По нормам Минэнерго СССР отстройка лопаток производится до k = 6. При прочих равных условиях чем выше k, тем больше вибрационная надежность лопатки. Для турбин, работающих при переменной частоте вращения, отстройка лопатки от резонанса практически невозможна, поэтому требуется, чтобы резонанс был как можно более высокой кратности, обычно не менее, чем k = 4—6.
Подробно вибрационные и прочностные расчеты лопаток рассматриваются в [Л. 13, 26].
После такой грубой оценки надежности производится профилирование всей лопатки по высоте; при этом определяются для всех сечений напряжения растяжения, изгиба и суммарные, вычисляются высшие частоты колебаний, как изгибных, так и крутильных. Профилирование по высоте проводится с контролем линии центров тяжести сечений лопатки. Отклонение этой линии от радиального направления учитывается при прочностных расчетах. Так же рассчитывается разворот периферийной части лопатки при вращении.
Профилирование учитывает технологию изготовления лопаток, принятую на заводе [Л. 4, 6, 26, 35].
С точки зрения профилирования рабочих лопаток для ступеней большой веерности можно раздельно рассматривать корневые, средние и периферийные сечения:
7:
99
Корневые сечения (рис. 3-24,а) отличаются малыми шагами t и, как правило, малой конфузорностыо канала О'2/О2= 1,0—1,15. В этих сечениях обтекание решеток, особенно яри больших скоростях М происходит со значительными потерями энергии, основную долю в которых составляют концевые потери.
Средняя часть рабочей решетки «(рис. 3-24,6) аэродинамически оптимальна: •здесь достаточная конфузорность капала, «обычно оптимальные шаги I; углы входа близки к £1 = 90°. Однако в ряде случаев, в частности при проектировании высоконапряжеп-•ных ступеней, изгибающие напряжения становятся настолько большими, что в некоторых сечениях приходится для увеличения №мпнкак бы сгибать профиль, тем самым устанавливая его входную часть под углом В этом
случае может оказаться целесообразным использование двояковыпуклых профилей МЭИ,
•Рис. 3-24. Типичные решетки и зависимости профильных гаотерь £Пр от числа M2t для различных сечений рабочих лопаток последних ступеней.
«х —корневые сечения: /—-конфузорная решетка; 2 — активная ©едгетка; 3 — диффузорная решетка; б — средние сечения: 1 — (решетка обычного типа; 2 — решетка с двояковыпуклым про-<фкяем; в — периферийные сечения: / — расширяющаяся решетка; 2— суживающаяся решетка обычного типа; 3 — суживающаяся решетка с профилем, имеющим излом на спинке (пока-з&ан утрированно).
100
имеющих повышенное значение 1ГМИН. Несмотря на некоторую диффузорность входного участка, благоприятная последующая конфу-зорпость канала позволяет обеспечить низкий уровень потерь энергии. На рис. 3-24,6 показаны двояковыпуклый профиль и результаты его испытаний. Преимуществом такого профиля является также возможность относительно просто менять положение центра тяжести, чго облегчает профилирование по высоте всей лопатки.
Для периферийных сечений (рис, 3-24,в) характерны большие числа М2{, в некоторых ступенях доходящие до M2t=l,7—2,0, и небольшие углы при которых велика протяженность косого среза и не всегда удается обеспечить конфузорный участок канала из-за большого шага t и малой площади сечения. Профилирование периферийных сечений может идти разными путями.
Решетки с расширяющимися каналами. Обтекание их при расчетной сверхзвуковой скорости М2{Э>1 происходит с небольшими потерями энергии. Однако расширяющиеся решетки, как было показано в § 2-5, очень чувствительны к уменьшению числа М Для последних ступеней паровых турбин (см. § 7-4) такое уменьшение типично при работе турбин с пониженной нагрузкой или при ухудшении вакуума. Эти решетки также чувствительны к изменениям t и ру при установке лопаток на диске.
Обычные суживающиеся решетки с плавно меняющимися обводами. Для этих решеток характерно существенное увеличение потерь энергии при М2/>1,4—1,5 (рис. 3-24,в).
Суживающиеся решетки с изломом профиля на спинке. Обтекаются они с умеренными потерями вплоть до М2/ = = 1,6—1,7 и малочувствительны к изменению формы канала (см. § 2-5).
На рис. 3-24 показаны форма профиля для периферийных сечений и результаты исследования таких решеток. В § 4-6 показано несколько лопаток ступеней большой веерности, в том числе последних ступеней мощных турбин, с изменением профиля по высоте.
Для профилирования сопловой решетки с минимальными потерями энергии необходимо, чтобы шаг 1 был оптимальным по всей высоте и, таким образом, мало менялся по радиусу. Следовательно, хорда профиля должна увеличиваться от корня к периферии. Поскольку числа Mi меняются по высоте, причем обычно верхняя зона обтекается дозвуковым, а нижняя в ступенях с большим теплоперепадом сверхзвуковым потоком, то форма профиля такой решетки также должна меняться по радиусу. В периферийной зоне применяется типичный дозвуковой про-
6)
Рис. 3-25. Влияние угла конусности периферийного меридионального обвода сопловой решетки на коэффициенты потерь.
а — распределение коэффициента потерь по высоте: 1 — л>п=0: 2— vn=30°; 3 — Vjj—45°; б — средний коэффициент потерь при dll=2,Z—4,0; ЛВ=0 и Z=const.
филь с выпуклой спинкой в косом срезе, в средней части — околозвуковой со спрямленной спинкой, в нижней —или расширяющийся канал, или профиль с изломом.
В некоторых ступенях паровых турбин, главным образом в части низкого давления конденсационных турбин, по потоку пара существенно меняются высоты лопаток, и, таким образом, обводы ступени имеют не цилиндрическую, а коническую или более сложную форму. При этом на входе в сопловую решетку и в каналах ее течение может стать диффузорным, меняется наклон меридиональных линий тока, увеличивается поверхность трения на обводах. Все это ведет к снижению экономичности ступени. На рис. 3-25 приведены кривые по влиянию наклона меридиональных обводов, полученные из опытов с кольцевыми решетками. Особенно неблагоприятным оказывается конический периферийный обвод при больших углах vn>30°, когда коэффициент потери энергии по сравнению с решетками,
имеющими цилиндрический обвод, в связи с полной перестройкой потока возрастает не только в периферийной зоне, а практически п© всей высоте. Корневой обвод рационально выполнять или цилиндрическим, или с небольшим наклоном к оси, т. е. с уменьшением корневого диаметра по потоку пара. В этом случае улучшается обтекание корневой зоны.
Ступень со всеми размерами сопловой и рабочей решеток и вычерченной проточной частью рассчитывается по полным уравнениям Эйлера и неразрывности, записанным в§ 3-4, при этом учитываются результаты аэродинамического исследования решеток, влияние протечек (см. § 4-4), а также данные по экспериментальному исследованию аналогичных ступеней. Параметры потока уточняются по сравнению с первым приближенным расчетом, поскольку определение р, параметров потока М, Pi и углов ргэ проводилось с рядом упрощений, вызванных, в частности, отсутствием данных по профилям и тем самым невозможностью построить меридиональные линии тока... В результате более полного расчета уточняются характеристики ступени и, если необходимо, проводится вторичное профилирование.
Далее выполняются соответствующая разработка технологии изготовления и, как правило, проверка вибрационных характеристик рабочей лопатки во вращении. Для ступеней, существенно отличающихся от ранее исследованных, желательно провести полные аэроди-намические и вибрационные испытания в экспериментальной турбине или на специальном стенде.
Для проектирования ступеней умеренной веерности (@>4—6), рабочие лопатки которых не испытывают предельных напряжений, широко используется способ модельных ступеней. При этом проектируется и аэродинамически отрабатывается ступень с наименьшей в данной серии величиной ® и наибольшей высотой, остальные же ступени образуются подрезкой по высоте сопловых и рабочих лопаток. Эта подрезка может осуществляться несколькими путями. Если подрезка производится сверху, то корневая зона остается без изменений, а реакция ступени на периферии уменьшается. Преимущества такой подрезки— возможность сохранить один и тот же хвостовик лопатки для всей серии ступеней. Подрезка снизу не меняет реакцию на периферии, повышая ее в корневой зоне. В такой ступени относительный лопаточный к. п. д. будет выше, чем при подрезке сверху, из-за благоприятного увеличения средней реакции ступени и большей конфузорпости корневой части рабочей решетки. Наконец, возможна одновременная подрезка лопаток и сверху и снизу. Выбор того или иного способа подрезки
10В
Рис. 3-26. Проточная часть (а) и распределение параметров потока (б) для примера расчета последней ступени конденсационной турбины при п=5С с-1; Ло=2ОЗ кДж/кг; Q = d2/l2=2,68.
--------расчет по упрощенному уравнению;------расчет по полным уравнениям.
зависит от расположения ступеней в турбине, технологии изготовления лопаток и относительных потерь от утечки в периферийной зоне. f
Пример расчета ступени большой веерности
Произведем расчет последней ступени мощной конденсационной турбины при следующих исходных данных, полученных из предварительного расчета *:
расход пара G = 64,8 кг/с;
частота вращения п = 50 с-1;
размеры рабочих лопаток — /2=0,950 м, г/2=2,550м (по горлу), т. е. 02 = 2,68;
размеры сопловых лопаток — /1=0,920 м, di = = 2,530 м (по горлу);
параметры торможения перед -ступенью — ро=15,5 кПа, to=2 48O,4 кДж/кг;
давление пара за ступенью р2=3,4 кПа.
Таким образом, располагаемый теплоперепад от параметров торможения составляет /го = 203,0 кДж/кг, а отношение скоростей на среднем диаметре (н/сф)Ср = =0,623.
Проточная часть ступени изображена на рис. 3-26,о.
Расчет ступени, как указывалось выше, проводится в несколько этапов.
Первый этап. Предварительная оценка характеристик ступени при расчете на среднем диаметре.
Выбираем реакцию на корневом диаметре рк = 0,30. Тогда по упрощенному выражению
1 — рср _ Лер \-Р8 .
1 — Рк \ г к J
1 — Рср _ /1,2654—1,8 0,7 ^0,805у
и рСр = 0,69.
Приняв с учетом влажности коэффициент расхода pi = 1,025 и по /S-диаграмме определив pi = 10,75 кПа, uit = 12,8 м3/кг, находим выходную площадь сопловой решетки
где = 1^2 (1 — рСр) ho = 355 м/с.
* См. пример расчета турбины К-800-240 в § 6-6.
Тогда
sin <Х1э =—-77—=0,312 и «13=18,2°.
FvLii t1
Поскольку pilpo = 0,694>&*, то расчет Ft ведем по параметрам за решеткой.
Как на этом этапе расчета, так и в дальнейшем все параметры берем на изоэнтропе, начинающейся от параметров торможения перед ступенью. Это существенно упрощает расчет, особенно при использовании ЭВМ; неточность при этом меньше других неизбежных при расчете погрешностей и допущений.
По (2-69) подсчитываем угол направления скорости выхода из решетки
sin а/= sin а!Э ~~ = 0,328 и а, = 19,2°;
здесь коэффициент скорости <р = 0,974 взят по рис. 3-11,а.
Из треугольников скорости находим скорость Wi = = 136 м/с.
Теоретическая относительная скорость выхода из рабочей решетки составляет:
wzt = V2рйо + w2i = 553 м/с.
Тогда выходная площадь рабочей решетки подсчитывается следующим образом: от состояния пара за сопловой решеткой вверх по изоэнтропе откладываем величину Wi2/2 и тем самым находим давление торможения в относительном движении 7/= 11,5 кПа перед рабочей решеткой (см., например, рис. 3-10). Приняв, что для рассматриваемой области влажного пара е* = = 0,577, находим p2* = e*pi/ = 6,64 кПа и другие параметры при рг„.
Отсюда
F2 = _ 3 i4 Где н,2 — 1,015.
р-гВУ®
Эффективный выходной угол рабочей решетки:
F2
sin р2э = -г/о/г =0,413 и j?23 = 24,5°.
Угол выхода (32 должен подсчитываться с учетом отклонения потока в косом срезе:
sin ?,= sin -^- = 0,580 и ?, = 30°;
здесь ф = 0,958 принято по рис. 3-11,6.
102
Направление абсолютной скорости выхода из ступени а2 и скорость с2 определяются из выходного треугольника скоростей и составляют:
а2=86° и с2=308 м/с.
Эги величины приемлемы, и поэтому принятые исходные данные, в том числе и/сф и рк, могут быть взяты за основу для второго этапа расчета.
Второй этап. Расчет ступени с учетом изменения параметров по радиусу на основе упрощенного уравнения Эйлера.
Для этого расчета, проводимого по пяти сечениям (см. табл. 3-1), выбираем законы закрутки решеток. В данном примере принимаем как для сопловой, так и для рабочей решеток условия постоянства удельного расхода пара (3-94), (3-94а) и (3-95). При расчете приняты переменные по высоте коэффициенты расхода ри и р2 и коэффициенты скорости tp и ф. Это распределение коэффициентов довольно условно и с большими оговорками может быть проверено только в экспериментальных установках. Порядок расчета ясен из таблицы.
Правильность принятого закона изменения угла 013 по высоте, базирующегося на величине (aia)cp — —18,2°, полученной на первом этапе расчета, должна быть обязательно проверена. Этот контроль проводится по полученной величине удельного расхода пара Дб (см. строку 14 табл. 3-1). Суммируя для всех т-сече-нйй (в примере т = 5), получаем:
Рис. 3-27. Треугольники скоростей для пяти сечений последней ступени конденсационной турбины при п— = 50 с-1; Ло= 203 кДж/кг; 0 = d2//2=2,68 (к примеру расчета)
Рис. 3-28. Профили рабочей решетки и распределение напряжений по высоте стальной рабочей лопатки по-счедней ступени конденсационной турбины с п=50 с-1, /2=950 мм, 0 = d2//2 = 2,68.
Этот расход должен совпасть с заданной величиной G. В данном примере, как видно из строки 13 табл. 3-1, потребовалось очень незначительное изменение угла а1Э на среднем диаметре.
Результаты расчета
Осредненный для всей ступени относительный лопаточный к. п. д. при полной потере выходной скорости
2г Ц
^о.л- 4С
4
2 (Д6гУ]о.л)к ~Ь Дбгт]о.л + i=2
1" 2 (А(3^о.л)п = 0,о64,
а в случае полного использования выходной скорости, т. е. при Хв.с = 1,
2r/j 1
4G 2 (А^ГУ1*о.л)к
+4“ (Дбгх]*о.л)п
= 0,871.
4
+ ДСпГо.лЧ-
i=2
Мощность ступени Ри — СН0ч\о л =64,8- 203,0 X X 0,664 = 8730 кВт.
Распределение параметров по высоте ступени представлено на рис. 3-26,6, а треугольники скоростей для пяти сечений даны на рис. 3-27.
Третий этап. Профилирование решеток.
Для профилирования решеток используются как исходные данные результаты расчета второго этапа, а именно: для сопловой решетки углы а0 —90° и числа М»; для рабочей решетки углы ifJi и р2а, числа M2t и Mwi. Профилирование проводится одновременно с расчетом напряжений, вычислением вибрационных характеристик, учетом прочности хвостовика лопатки, диска, диафрагмы и т. д. Учитываются также условия переменного режима работы турбины (см. гл. 7), технологии изготовления, унификации. На рис. 3-28 показаны профили лопаток рассчитываемой ступени, которые выполняются из качественной стали, и напряжения в них.
Четвертый этап. После профилирования лопаток, уточнения формы меридиональных обводов реше-
103
Таблица 3-1
Пример расчета последней ступени конденсационной турбины
Наименование величины Формула или рисунок Единица Сечение (от корня)
измерения 0 1/4Z | 1/2/ 3/4/ Примечание
1. Радиус сопловой решетки (горла) Г1 — м 0,805 1,035 1,265 1,495 1,725
2. Окружная скорость иг 2т;Г1/г м/с 253 325 397 469 541
3. Степень реакции р 1—р 0,300 0,545 0,690 0,770 0,817
1_рк-ч;/к) —
4. Располагаемый теплопе- (1—р)Ао кДж/кг 142,1 92,3 62,9 46,7 37,1 (М* = 75,4
репад сопловой решетки
5. Давление за сопловой По /S-диаграмме кПа 5,87 9,00 10,75 12,00 12,85 /?1*=9,87 при
решеткой рА 6. Удельный объем пара за сопловой решеткой vu То же м3/кг 21,2 15,4 12,8 11,6 10,8 е* = 0,577 г-ц* = 13,9
7. Сухость пара за сопловой решеткой хы я я — 0,906 0,917 0,929 0,934 0,937 Xi/* = 0,925
8. Теоретическая скорость У 2-103/?.cf м/с 533 430 355 305,5 272 При Лое,[кДж/кг
9. Число Mi/ си/а.1 — 1,41 1,14 0,91 0,77 0,68 При Л=1,135 и
10. Коэффициент расхода С помощью — 0,95 0,975 0,985 0,975 0,95 ал = V kpiv-it
перегретого пара p-J1-11 рис. 3-9
11. Коэффициент расхода |-и „п.п — К1 ,,п.п по рис. 2-42 — 0,994 1,020 1,029 1,017 0,991 При /?1 < ръ. используется значение хц*
12. Отношение c-it/vit — М/С М3/КГ 25,2 27,9 27,7 26,3 25,2 Т-±-=28.0
13. Эффективный угол сопловой решетки а1Э — град 18,6 18,1 18,1 19,3 20,7 С контролем расхода пара через решетку
14. Удельный расход пара AG С1/ ^7 sin*IsH кг/м2с 8,86 8,86 8,86 8,86 8,86 При pi<Zpi* расход ра-
г п* вен —— smaI3p.j
15. Коэффициент скорости у С помощью — 0,950 0,970 0,980 0,968 0,935
16. Скорость выхода Ci 17. Угол выхода из сопловой рис. 3-11, а По (2-69) и (2-70) м/с град 506 21,8 417 19,2 348 19,0 296 20,4 254,5 21,8 Отклонение в косом
решетки aj срезе по (2-70) учиты-
вается только^при
18. Относительная скорость входа в рабочую решетку да. Из треугольников скоростей рис. 3-27 М/С 287 153 132,5 241 319 Ру<Р1*
19. Угол входа в рабочую решетку 20. Число МЮ1 То же град 40,8 0,73 63,5 0,39 121,1 0,33 154,7 0,61 162,8 0,80
21. Теоретическая скорость V 2р/го1034-йУ21 М/С 452 494,5 545 608,5 657,5 При Ао, кДж/кг
Wzt
22. Число М2/ КУ2/, tz2 — 1,22 1,35 1,47 1,64 1,74 При k = 1,135 и
23. Давление торможения в По iS-диаграмме кПа 8,10 9,45 11,45 14,85 18,50 О-2 = V kpzVzt
относительном движении (см. рис. 3-10)
перед рабочей решеткой
24. Критическое давление в чА кПа 4,67 5,45 6,61 8,54 10,65 При е* — 0,577. Опре-
горле рабочей решетки Р^ 25. Критический удельный объем По z S-диаграмме при м3/кг 26,7 22,9 18,8 15,5 13,0 деляется только при Р2<^р'г То же
26. Сухость пара в горле По zS-диаграмме .— 0,897 0,903 0,910 0,919 0,928 При р2 <С е*р'
рабочей решетки х2/# 27. Отношение w^/vtt* — м/с 14,05 16,43 20,20 25,20 30,45 определяется при /?2ч. При pz > е*р’ j подсчи-
м3/кг тывается wztjVzt
104
Продолэкенис табл. 3-1
Наименование величины Формула или рисунок Единица измерения Сечение (от корня) Примечание
0 1 1/4/ | 1/2Z | 3/4/ | 1
28. Коэффициент расхода С помощью — 0,94 0,975 0,975 0,97 0,95
перегретого пара п рис. 3-9
К9Л
29. Коэффициент расхода р.2 „п.п —— К2 п.п — 0,984 1,019 1,020 1,015 0,992 При ИС-
Р-2 пользуется значение
по рис. 2-42
30. Радиус рабочей решетки — м 0,800 1,0375 1,275 1,5125 1,750
(горла) г2
31. Окружная скорость а2 2г<пп м/с 251,5 326 400,5 475 549,5
32. Эффективный угол рабо- Из формул (3-102) град 39,0 31,1 24,5 19,3 16,3
чей решетки ₽2Э и (3-103)
33. Коэффициент скорости Ф С помощью — 0,91 0,965 0,97 0,96 0,92
рис. 3-11, б
34. Угол выхода из рабочей По (2-69а) и (2-70) град 50,0 41,1 35,6 31,6 31,0 Отклонение в косом
решетки 02 срезе учитывается
ТОЛЬКО При Д>2<4/’2*
35. Относительная скорость фо-'г/ м/с 411 477,5 529 584 605
выхода из рабочей ре-
щетки wz
36. Абсолютная скорость вы- Из треугольников м/с 315 315,5 309 307 313
хода из ступени с2 скоростей
рис. 3-27
37. Угол направления абсо- То же град 87,7 83,8 84,6 85,7 95,5
лютной скорости а2
38. Потеря с выходной ско- кДж
ростью Д/2в.С с22/2 кг 49,6 49,8 47,8 47,1 49,0
39. Работа, совершаемая ю eicosa! 4- кДж
1 кг/с пара, Lu 4- tt2c2cosa2 кг 122,3 139,2 143,8 141,2 111,4
40. Относительный лопаточ- Lu
НЫЙ К. П. д. 7]0.л ho — 0,602 0,686 0,708 0,696 0,549
41. Относительный лопаточ-
ный к. п. д., т]*о.л при — 0,796 0,908 0,925 0,906 0,723
.с = 1
ток можно произвести уточненный расчет по полным уравнениям (3-64) — (3-82) § 3-4. Следует, правда, напомнить, что эти уравнения не учитывают влияния влажности и в отличие от выполненного в табл. 3-1 расчета сначала принимаются Ц1 = |т2=1 и ф=чр=1.
После такого полного расчета можно учесть коэффициенты скорости и расхода, используя при этом результаты конкретных опытов с решетками, в том числе принимая во внимание влияние числа Рейнольдса, учесть переменность по высоте влажности пара, а также влияние протечек на параметры потока в зазоре. После окончательного расчета уточняются профили лопаток и производится полный их прочностной расчет. Этот последний этап проектирования ступени выходит за рамки учебника и здесь не рассматривается.
На рис. 3-26 пунктиром показано изменение реакции, полученное по уравнению (3-82) с использованием коэффициентов скорости, взятых из табл. 3-1. В сечениях, кроме корневой зоны, разница в значениях реакции по этому уточненному расчету и по данным табл. 3-1 оказалась небольшой; в корневой зоне уточненное значение р1( = 0,359 вместо 0,300, т. е. Др —0,059. В данном примере эта существенная разница слабо повлияла на обтекание рабочей решетки. Это объясняется тем, что из-за сверхкритического режима течения в корневой зоне сопловой решетки расход через нее не изменился. Угол 'входа в рабочую решетку изменился меньше чем на 1°, так как, с одной стороны, уменьшился угол Oi
(меньшее отклонение потока в косом срезе), с другой — уменьшилась скорость С].
В других ступенях в зависимости от конкретных условий уточненный расчет может внести существенно большие изменения.
3-6. СТУПЕНИ СКОРОСТИ
Теплоперепад ho, перерабатываемый в турбинной ступени, определяется окружной скоростью и и отношением скоростей ufc^. Очевидно, что чем меньше ujc^, тем больше при заданном значении и величина располагаемого теплоперепада ho- В то же время для достижения высокого к. п. д. т]0.л необходимо, чтобы ступень была спроектирована на оптимальное отношение скоростей (и/Сф)0Пт, которое в свою очередь зависит от степени реакции р и для осевых ступеней будет наименьшим при минимальной реакции. Согласно (3-38) запишем формулу для (и/сф)Опт при р = 0:
(гфф)опт = 4г? cos а, 0,47.
105
Таким образом, максимальный теплоперепад, соответствующий наивысшему относительному лопаточному к. п. д. т]0.л, примерно равен Е
Окружная скорость ограничена по условиям прочности диска или барабана; часто конструктивно нецелесообразно или технологически трудно, как, например, для цельнокованых роторов, увеличивать диаметр ступени. Кроме того, следует учитывать, что увеличение диаметра для решеток, имеющих небольшую выходную площадь Fi, означает нежелательное с точки зрения экономичности уменьшение высоты лопаток. Все это привело к тому, что обычно скорости подсчитанные по наружному диаметру диска и при малых высотах лопаток близкие к окружным скоростям на среднем диаметре, составляют нмакс = 140— 210 м/с. Следовательно,
(^,акс)опт=45—100 кДж/кг.
В некоторых же случаях требуется переработать в ступени значительно больший теплоперепад при умеренной окружной скорости и одновременно при высоком к. п. д. Для того чтобы найти удовлетворительное решение этой задачи, обратимся к диаграмме на рис. 3-7; где приведен баланс потерь для единичной ступени в зависимости от отношения скоростей ц/Сф. Этот график наглядно показывает, что при и/сф< (н/Сф)опт особенно интенсивно растет потеря с выходной скоростью или, другими словами, увеличивается потеря кинетической энергии, с которой пар покидает ступень. Для того чтобы использовать эту кинетическую энергию, можно после первого ряда рабочих лопаток расположить неподвижный поворотный аппарат, т. е. решетку, в которой потоку (с выходной скоростью с2) придается иное направление.
Выходящий из этой поворотной решетки поток пара поступает во вторую рабочую решетку, где кинетическая энергия парового потока преобразуется в работу на ободе диска. Если за вторым рядом рабочих лопаток паровой поток все еще обладает значительной кинетической энергией, то могут быть поставлены вторая поворотная решетка и третья рабочая решетка.
Такого типа ступени, где при одной сопловой решетке преобразование кинетической энергии производится в нескольких рабочих решетках, называются ступенями скорости.
1 Для ступеней скорости, рассматриваемых _в этом
параграфе, предполагается, что сс1 2/2~0 и ho—ho.
.106
Чем больше перерабатываемый тепловой перепад при заданной окружной скорости, тем большее число венцов, т. е. число рядов рабочих лопаток в ступени скорости имеет смысл применять.
Однако, как будет показано ниже, наибольший к. п. д., который может быть достигнут в ступени, уменьшается по мере увеличения числа венцов и, следовательно, числа решеток. Поэтому практически в современных турбинах можно встретить только двух венечные ступени скорости. В небольших турбинах, где экономичность не имеет первенствующего значения, применяют также трехвенечные ступени скорости. Но большего числа венцов в ступенях скорости в современных турбинах не ставят.
Основное достоинство ступени скорости заключается в том, что даже при умеренной окружной скорости в пей можно при сравнительно высоком к. п. д. переработать значительный теплоперепад, поскольку оптимальное отношение (ц/Сф)0ПТ для нее меньше, а следовательно, теплоперепад при одинаковых скоростях и больше, чем в одновенечной ступени.
На рис. 3-29, где показаны проточная часть и решетки двухвенечной ступени скорости, одновременно изображены треугольники скоростей. Обозначения скоростей и углов между векторами скоростей и направлением окружной скорости первого ряда рабочих решеток сохраняются те же. что и для одновенечной ступени (см. § 3-1). Угол входа парового потока в первый ряд поворотной решетки равен углу а2, под которым направлена абсолютная скорость потока пара, покидающего первую рабочую решетку. Для второго венца, состоящего из поворотной и второй рабочей решеток, скорости пара и углы векторов скоростей обозначаются так же, как и для первого венца, но снабжаются индексами «прим» (сТ, w'i, w'2. с'2, a'i и т. д.).
Работу, которую развивает 1 кг пара, протекающего через двухвепечную ступень скорости, следует рассматривать как сумму работ в рабочих решетках первого и второго ряда.
На основании вывода (§ 3-1) можем написать, что удельная работа пара в рабочей решетке первого ряда равна:
Lv = и (Ct cos at + с2 cos а2);
во второй рабочей решетке работа составит:
L'u = u(c'i cos a'i + c'2 cos aT).
Таким образом, работа на лопатках всей двухвенечной ступени равна:
= и [(<?! cos 04 <?2 cos a2) -|-
cosa'j -f-<72 cos a'2)J. (3-116)
Относительный лопаточный к. п. д. ступени скорости определится, если полученную па
Рис. 3-29. Двухвенечная ступень скорости.
а — проточная часть и профили лопаток; б — треугольники скоростей.
лопатках работу разделить на располагаемую энергию:
7)0.,= ^. (3-117)
7-0
С другой стороны, работа, развиваемая паром в рабочих решетках, может быть подсчитана по уравнению энергетического баланса. Работа па лопатках найдется, если из располагаемой энергии 1 кг пара вычесть потери, возникающие во всех элементах проточной части ступени. Эти потери А/тс, ААР, А/гп и Ай'р подсчитываются аналогично потерям в одно-веченой ступени; потеря с выходной скоростью
ДЛ..е=-^. (3-118)
Так как обтекание поворотной решетки подобно обтеканию рабочих решеток, то и коэффициент скорости фп берется по соответствующим данным для рабочих решеток.
Работа пара на лопатках равна:
Ео— А/гс— Д/гр—A/in—АА'р— ААв.с- (3-119)
Разделив работу на располагаемую энергию, найдем к. п. д.1
Т|о.л= 1—gc—£Р—fen——^в.с, (3-120)
где дс = Айс/£'о; gP = A/zp/E0 и т. д. — отдельные потери, выраженные в долях от располагаемой энергии ступени.
На рис. 3-30 построены кривые изменения отдельных потерь и к. п. д. т)0.л в зависимости от и/Сф для одновенечной активной ступени и для двух- и трехвенечных ступеней скорости. Во всех случаях предполагаются чисто активные ступени, у которых степень реакции р = 0.
Потеря |с в сопловой решетке при неизменной степени реакции и (р = const нс зависит от тт/сф и сохраняется постоянной как для одновенечной ступени, так и для ступеней скорости. Также можно принять, что для любого из рассматриваемых типов ступеней потеря gp в рабочей решетке первого ряда изменяется в зависимости от w/сф по закону, общему для любого типа рассматриваемых ступеней. Рост этой потери при уменьшении и/Сф объясняется
1 Уравнение (3-120) составлено без учета возможности использования выходной скорости пара, покидающего ступень.
Рис. 3-30. Кривые относительного лопаточного к. п. д. До.л и потерь энергии £ = Д/г/Л0 в одновепечпой активной ступени и ступенях скорости в зависимости от и/сц}
107
увеличением относительной скорости W2t = w\. Таким образом, потери |с и £р, ограниченные в диаграмме рис. 3-30 кривой аа', сохраняются общими как для одновенечной ступени, так и для ступеней скорости.
В одновенечной ступени область, ограниченная кривыми аа' и bb', представляет собой потерю £в.с с выходной скоростью парового потока. Как отмечалось выше, эта потеря достигает минимума при отношении ujc$~ — 0,46—0,48. При уменьшении u/Сф существенно возрастает £в.с, вызывая резкое падение к. п. д. Применяя второй венец, т. е. ступень скорости, можно часть потери £в.с превратить в полезную работу и, таким образом, повысить к. п. д. в области малых и!с$.
Потери в поворотной решетке и в рабочей решетке второго ряда изменяются по общему закону как для двухвенечной ступени скорости, так и для трехвенечной ступени скорости. Область, ограниченная кривыми сс' и dd', представляет собой потерю £В.С с выходной скоростью для двухвенечного диска, а область между кривыми dd' и bb' — выигрыш в к. п. д. двухвенечной ступени по сравнению с к. п.д. одновенечной ступени.
Как видно из диаграммы, максимум к. п.д. на лопатках активной двухвенечной ступени скорости достигается при значениях и/сф от 0,23 до 0,27 и в основном также определяется законом изменения потери с выходной скоростью £в.с. Значительные потери с выходной скоростью, которые возникают в двухвенечной ступени при отношениях u/c$, меньших, чем 0,16, можно частично использовать, применяя вторую поворотную и третью рабочую решетки, т. е. тоехвенечную ступень скорости.
Кривые потерь и к. п. д. для этого типа ступени скорости приведены на той же диаграмме рис. 3-30 в области изменения и/сф от 0 до 0,18. Достигаемый в результате примене
ния третьего венца выигрыш в к. п. д. уже незначителен. Максимум к. п. д. трехвенечной ступени скорости получается при значениях и/Сф = 0,12 ч-0,18, однако по абсолютной величине к. п. д. трехвенечного диска при и[Сф= = 0,17 в рассматриваемом примере значительно ниже максимального к. п. д. двухвенечной ступени скорости. Наибольший относительный выигрыш в к. п. д. за счет применения третьего венца возникает при еще меньших ujc^, равных 0,08—0,16.
На основании диаграммы рис. 3-30 можно заметить, что применение ступеней скорости вызывает увеличение к. п. д. турбин только* при низких значениях u/сф. Абсолютные значения максимальных к. п. д. уменьшаются с увеличением числа венцов, и поэтому применять ступени скорости следует лишь в том случае, когда требуется переработать значительный теплоперепад в одной ступени.
Если допустить, что при изменении м/Сф. окружная скорость и во всех вариантах, приведенных на рис. 3-30, сохраняется постоянной и что, следовательно, изменение w/сф достигается в результате изменения располагаемого теплоперепада, то можно нанести кривую располагаемого теплоперепада, который перерабатывается одновенечной ступенью или ступенями скорости при неизменной окружной скорости и. Такая кривая построена на рис. 3-30. Теплоперепад, перерабатываемый одновенечной ступенью при и/Сф = 0,47, принят за единицу, так что кривая h^hd-Q показывает относительный рост располагаемого теплоперепада.
Если изобразить треугольники скоростей для двух- и трехвенечных ступеней скорости в несколько идеализированном виде, а именно при Ci sin ai = C2 sin a2=c,i sin aT = ^2 sin a/2=. .. и углах р2 = рь aT = «2 - • •• го очевидно, что обеспечение осевого направления выходной скорости из последней рабочей решетки (u2=
Рис. 3-31. Идеализированные треугольники скоростей для ступеней скорости. а — двухвенечной; б — трехвенечной.
108
пени, т. е. в случае
Рис. 3-32. Процесс расширения пара в iS-диаграмме для двухвенечной ступени скорости.
= 90э для двухвенечных и а7,2 = 90э для трех-вепечных ступеней) и, следовательно, наименьшего значения выходной потери Д/?в.с требует по сравнению с одновенечной ступенью уменьшения окружной скорости и соответственно в 2 и 3 раза (рис. 3-31).
Таким образом, оптимальное отношение СКОрОСТеЙ («/Сф)опт для m-венечной ступени скорости должно быть в т раз меньше, чем для одновенечной сту-активной ступени
афф)оПТ=^
(3-121)
где т — число венцов (пар решеток) в ступени скорости.
Соответственно при одинаковой величине окружной скорости наивысший относительный лопаточный к. п. д. ступени скорости достигается при четырехкратном по сравнению с одновенечной ступенью располагаемом теплопере-паде ho в двухвенечной ступени скорости и при девятикратном — в трехвенечной ступени скорости. Это подтверждается расчетом ступеней, результаты которого даны на рис. 3-30.
Определение размеров сопловой, рабочих и поворотной решеток в ступени скорости производится по формулам, аналогичным выведенным в § 3-3:
выходная площадь суживающейся сопловой решетки при ei^e* и расширяющейся при •£1<8*
= (3-122)
а в случае критического расхода в суживающихся каналах
= -----G ____ . (3123
Нс* 0,667 р.! Кpa/v0
выходная площадь рабочей решетки первого ряда
выходная площадь поворотной решетки F„ = -^ (3-125)
И т. д.
Здесь коэффициенты расхода могут быть приняты по кривым рис. 3-9 и в первом приближении pi = 0,97, ц2=Рп=ц'2=!0,924-0,95.
Если долю располагаемого теплонсрепада всей ступени h0, перерабатываемого в рабочих и поворотной решетках двухвенечной ступени скорости (рис. 3-32), обозначить как
Ср . ho ’
Р„ = ^; = (3-126)
то теоретические скорости потока найдутся по формулам:
c1Z = /2(l — р! —рп—р',)/гв; j
W^t —- J/^Spj/lo —|— W2i, । (3 ।
c\t = V 2рп/г0-|-с22;
w'2t — V^i\ho 4- (w'l)2.
Удельный объем пара для каждой решетки берется по iS-диаграмме в конце изоэнтропийного расширения (рис. 3-32).
При заданных среднем диаметре ступени d, степени парциальности е и углах снэ, ргэ, а'ы и [З'гэ определяются выходные высоты лопаток:
nd^sina13 ’
Fl ude sin ргэ *
Fn .
nde sin а'1Э ’
F's xde sin р'2э ’
(3-128)
Выбирая перекрыши, т. е. разности /2—/1,
—/г и 1'2—/п, определяем углы р2э, снэ и Р'гэ. Отношение выходных высот лопаток выразится так:
IJl C1SinKls>. EiL А. (3-129)
C-i Sin а2 Vtf р-2 v ’
В первом приближении можно "принять, что ai = ai9 и —-—~ 1, иЛ следовательно, измене-ние высот лопаток в основном определяется изменением проекций скорости сш, с2а, с\а и т. д.
Угол аю берется в пределах от 8 до 16°, причем малые значения угла ощ применяются в ступенях с небольшим объемным пропуском пара для увеличения степени парциальности е.
Следует иметь в виду, что уменьшение выходных углов лопаток приводит к увеличению высот выходных кромок лопаток (рис. 3-33). Слишком интенсивный рост высот лопаток в свою очередь может привести к неблагоприятному диффузорному течению в началь-
109
Рис. 3-33. Влияние углов выхода на очертание проточной части ступени скорости.
них участках каналов рабочих и поворотной решеток и вследствие этого к увеличению потерь. Поэтому при проектировании ступени необходимо контролировать очертание проточной части ступени. Из условий технологии изготовления лопаток желательно, чтобы входные и выходные высоты решеток были одинаковыми; если этого нельзя добиться, то надо, чтобы угол v, определяемый интенсивностью роста высот выходных кромок лопаток, не превышал 15—20° (рис. 3-33).
Для уменьшения этого угла иногда идут на увеличение ширины профиля лопаток. Большая ширина профиля рабочих лопаток обычно требуется также для увеличения их прочности, так как большая изгибающая нагрузка паровой струи и прерывистое ее действие на лопатки при парциальном подводе пара могут привести к вибрации лопаток и поломке их вследствие усталости металла. Поэтому часто можно встретить ступени скорости, имеющие ширину лопаток до 50—60 мм и более, в особенности в регулирующей ступени многоступенчатой паровой турбины высокого давления.
Большая ширина профилей, а следовательно, и хорда b рабочих лопаток при их высоте 1_ приводят к снижению относительной высоты T — lfb. При этом в решетках возрастают концевые потери, что отрицательно сказывается на к. п. д. ступени.
Необходимое соотношение выходных площадей и высот решеток и повышение к. п. д. ступени скорости могут быть достигнуты применением реакции в рабочих и поворотной решетках. Однако поскольку такая ступень чаще всего работает с парциальным подводом пара, допускать большую степень реакции нельзя, так как повышение давления пара в зазорах перед лопатками приведет к увеличению перетекания пара, что вызовет снижение к. п. д. ступени.
НО
В практике турбостроения обычно допускают суммарную реакцию в рабочих и поворотной решетках pi + pn + p'i от 3 до 12% по отношению к суммарному тепловому перепаду ступени.
Теоретические и экспериментальные исследования, проведенные у нас в стране в МЭИ, ЦКТИ и ВТИ. позволили отработать несколько вариантов ступеней скорости, обеспечивающих высокую экономичность в определенных заданных условиях. Проточные части и размеры некоторых из них представлены в § 4-6..
3-7. РАДИАЛЬНЫЕ И РАДИАЛЬНО-ОСЕВЫЕ СТУПЕНИ
Наряду с рассмотренными выше осевыми ступенями известное распространение получили радиальные ступени, в которых поток пара протекает в плоскости, перпендикулярной оси турбины, и движется или от центра к периферии, или, наоборот, от периферии к центру. Эти ступени могут иметь неподвижную сопловую и последующую вращающуюся рабочую решетку (рис. 3-34,а), или две решетки, вращающиеся в разные стороны (ступени турбины типа Юпгстрем — рис. 3-34,6).
Возможно и более сложное направление потока — в сопловой решетке радиальное, азатем в рабочей решетке с осевым выходом из ступени (рис. 3-34,в). Такого типа центростремительные ступени могут найти применение как первые ступени промежуточных цилиндров мощных паровых турбин, в частности как двухпоточные ступени (рис. 3-34,в) на входе в двухпоточные цилиндры 'среднего или низкого давления.
Как п осевые ступени, радиальные и ради-алыю-осевые ступени сначала рассчитываются по средней линии решеток. Вывод основных уравнений для расчета этих ступеней сходен
Рис. 3-34 Схемы ступеней с нсосевым направлением потока пара.
а — радиальная ступень с неподвижными сопловыми лопатками; б — радиальная ступень с решетками, вращающимися в разные стороны (ступень турбины типа Юнгстрем); в — центростремительная ступень (двухпоточная радиально-осевая ступень).
с выводами, представленными в § 3-1. Более того, уравнения § 3-1 можно получить как частный случай уравнений, разобранных ниже в этом параграфе.
На рис. 3-35 представлены треугольники скоростей радиальных ступеней. Момент, создаваемый потоком пара па рабочих лопатках радиальной ступени, выражается разностью моментов количества движения:
М = G (riClu—г2с2и), (3-130)
где rt и г2— радиусы сечения входа и выхода каналов рабочих лопаток; С\и и с2и— проекции абсолютных скоростей вхота и выхода пара на направление окружной скорости и.
Мощность, развиваемая паром на рабочих лопатках, равна произведению момента на угловую скорость:
Ри — /Исо — G (tl\C\u U-zCzu) —
= G (thCi COS аг—tt2C2COSa2). (3-131)
Если, как и в § 3-1, обозначить угол = л—аг, то мощность на ободе лопаток напишется так:
PU = G (UiCi cos Oi + w2C2 cos a2). (3-132)
При расходе пара G — 1 кг/с
Lu = PufG = cos aj -ф-uzC2 cos a2. (3-133)
После простых преобразований находим:
Lu = ~2~ [(С21 — С2г) “ф~ (W22 — W2i) -ф- (W22 W2i)].
(3-134)
Применяя уравнение сохранения энергии к изоэнтропийиому потоку пара, протекающему в каналах рабочих лопаток радиальной ступени, напишем:
С21 I . С22 I I Т
— -ф- --—+ ?2 + Lu
или
+ Б = -ту + г2 Я----<у [(<?2i — С22) -ф-
+ (w22— &y2i) — (fz22— и2,)]. (3-135)
Решая это уравнение относительно w2, находим:
w2 = ]Л2 (g — i2) -ф- (u22— м21)-|— оу21 . (3-136)
Степенью реакции радиальной ступени называют величину
1
, -2“l[(^22f — ze,2i) — (иг2 —U2j)]
_ (&'22/ Cfc'2l) —1(U22 U2]) с2Ф
где ЛОр — см. рис. 3-3.
Относительный лопаточный к. п. д. ступени равен:
__ -бц _ 2 UjCj COS Од -|~ U2C2 COS a2 1 Qgv
До.л _ Хв сС22 • 1 ' )
По аналогии с выводом формулы (3-41) примем, что при условии хв.с=0 и <р=гр = 1 наивысшее значение к. п. д. т]0.л будет достигнуто при а2=90°. Тогда
(и/Сф)опт —
1 — (Сй/Сф)2 2cos aj К 1 — р
Для небольших теплоперепадов, предполагая и2Д1~'1, получим соотношение осевых составляющих скоростей, аналогичное зависимости (3-53):
W2 sin pa Z1 dj
Cisinai I2 d2 '
Обозначив d2fdi=x и считая /г/Л—Е получаем:
Ci sin ai
С2a -------------
у 1/~1 — Р Сф sin ai
и при <р = 1
sin2
/ Ui \ ________________v
\СФ Уопт 2C0SC4K1 —р
(3-139)
Если для осевой ступени отсутствие неблагоприятного диффузорного течения в рабочей решетке, т. е. w2t>wi, означает выполнение условия р>0, то для радиальной ступени, судя по (3-137), для этого необходимо, чтобы выполнялось
\ СФ /
(3-140)
Из (3-139) и (3-140) нетрудно найти значение рмин, обеспечивающее выполнение этого условия, и соответствующую этому Рмип величину («1/сф)опт. В табл. 3-2 представлены зна-
Т абл иц а 3-2
Сравнение турбинных ступеней разных типов
Тип ступени Р <7 2 у= di К о а С а /?0
(Ло) р—0 ПРИ «2= —const
Осевая одновенечная 0 1 0,483 1
активного типа 0,2 1 0,548 0,78
Осевая реактивная 0,5 1 0,707 0,457
Осевая двухвенечная 0 1 0,241 4
активная Радиальная реактив- 0,5 0,95 0,705 0,670 0,519
ная 1,05 0,710 0,745 0,420
Радиальная типа Юнг- 1 0,95 0,705 0,670 2,08
стрем 1,05 0,710 0,745 1,68
Радиально-осевая 0,09 0,8 0,490 0,392 1,52
Примечание. Расчет производился при <р=ф=1 и <xi=15°.
Ill
Рис. 3-35. Треугольники скоростей ступеней, схемы которых изображены па рис. 3-34.
чения («/Сф)опт для различных типов ступеней (при ф=-ф=1) и располагаемые теплоперепа-ды /г0, соответствующие оптимальным отношениям скоростей, по сравнению с одновенечной активной осевой ступенью (при р=0) три одинаковой окружной скорости на выходе из рабочей решетки.
Расчет радиальной ступени в отличие от осевой не требует изменения профиля по длине лопатки, так как три чисто радиальном расположении лопаток параметры потока не меняются по длине их, так же как остается неизменной и окружная скорость. Для ступеней диагонального или радиально-осевого типов следует учитывать изменение параметров по длине лопаток, решая сложную задачу пространственного потока.
ГЛАВА ЧЕТВЕРТАЯ
ОТНОСИТЕЛЬНЫЙ ВНУТРЕННИЙ К. П. Д. СТУПЕНИ
В гл. 3 при рассмотрении процесса расширения пара в турбинной ступени были учтены потери энергии, связанные с протеканием пара в решетках ступени, и потеря с выходной скоростью. Учитывающий эти потери коэффициент полезного действия ступени называется относительным лопаточным к. п. д. т]0,л.
Однако, кроме перечисленных, в ступени имеются еще другие, дополнительные потери. Этими потерями могут быть1:
потери трения поверхности диска, барабана и лопаточного бандажа £тр; потери от пар-циальности Епарц', потери от перетечек в ступени, когда часть пара проходит помимо одной из решеток ступени |у; потери от (влажности £вл, имеющие место в ступенях, работающих влажным паром.
Кроме того, возможно снижение мощности ступени и тем самым ее экономичности в связи с отборами пара и влагоудалением.
Учитывающий все эти потери коэффициент полезного действия называется относительным внутренним к. п. д. цОы
Tjo:=: "Чо.л — ^Уп.оп:== Уо.л' Вгр ?парц К' (4-1)
Следует отмстить, что перечисленный выше перечень потерь энергии в ступени весьма условен, так как потери взаимосвязаны. Так, например, перетечка пара нарушает характер
1 Потери, связанные с наличием проволочных связей, удобнее учитывать соответствующим снижением коэффициента скорости ф.
обтекания решеток, а потери от влажности включают изменение характеристик решеток.
Те или иные дополнительные потери в зависимости от типа ступени, размеров решеток и параметров пара могут существенно снижать экономичность ступени, быть незначительными или вообще отсутствовать. Дополнительные потери влияют также на оптимальные характеристики ступени.
4-1. ПОТЕРИ ТРЕНИЯ ДИСКА
Вращение диска, на котором укреплены рабочие лопатки, в камере, заполненной паром, требует затраты мощности. Мощность, расходуемая на преодоление трения при вращении диска, заимствуется из полезной мощности, развиваемой паром на лопатках, так что получаемая на валу турбины внутренняя мощность меньше мощности Ри, развиваемой потоком пара на лопатках турбинной ступени, на величину мощности ДРтр, затрачиваемой на трение диска.
При вращении диска пар, заполняющий камеру ступени, также приводится во вращение. Допустим, что распределение скорости пара в камере может быть представлено диаграммой рис. 4-1, где скорость частиц пара, прилегающих к диску, равна скорости диска; скорость частиц пара, прилегающих к стенке корпуса, равна нулю, а средняя скорость сср в промежуточных точках камеры зависит от шероховатости поверхности диска и размеров камеры.
112
Рис. 4-1. Схема потока в зазоре между диском и диафрагмами и эпюра скоростей в камере ступени.
Помимо вращения ©округ оси турбины, пар, наполняющий камеру, приобретает вихревое движение <в меридиональном сечении, как это показано на рис. 4-1. Этот вихревой поток пара обусловливается тем, что частицы пара, прилегающие к диску, испытывают центробежные силы, которые вызывают движение пара от центра к периферии вблизи диска и от периферии к центру вблизи неподвижной поверхности камеры ступени. Вихревой поток в меридиональной поверхности увеличивает затрату .мощности на вращение диска.
Пренебрегая в первом приближении влиянием вихревого потока в меридиональном сечении камеры, примем, что сила трения пропорциональна квадрату разности скоростей. Выделяя элементарную кольцевую поверхность радиусом г и шириной dr, найдем элементарную силу трения о диск:
Пренебрегая ввиду малости величиной (/'вт/G)5 и проведя несложные преобразования, получим:
ДРтр = Атр Вт, (4-2)
где dR=d—1-2.
Коэффициент трения 6тр зависит главным образом от числа Рейнольдса Reu— режима течения в зазоре, относительного зазора s/rA и шероховатости поверхности.
Пар, протекающий через диафрагменные уплотнения, а также через разгрузочные отверстия, которые выполняются во многих дисках, интенсифицирует меридиональные токи у поверхности диска. Это также должно учитываться опытным коэффициентом kTp. Для турбулентного течения пара в камере с отрывом пограничного слоя, что характерно для турбинных ступеней при протечке пара через диафрагменные уплотнения, можно принять:
__i_____i_
Атр= 2,5-10"! f—Re 5. (4-3)
у ГД J
На рис. 4-2 представлен график 6тр= —f(Reu, s/Гд). В зоне обычных для паровых турбин чисел Reu и относительных зазоров s/rn коэффициент kтр меняется в пределах от 0,45-10-3 до 0,8- IO-3.
Относительная величина потери на трение диска составит:
Ср = . (4.4)
2G/i0Di
Заменив приближенно Gvi^Fic#, пренебрегая разницей между dp и d, где d — средний диаметр ступени, получим-
где /гд—коэффициент трения о диск; — удельный объем пара в камере; обозначим с ср/^ = у.
Элементарная мощность трения равна произведению силы на скорость и должна быть удвоена, если учесть поверхность обеих сторон диска:
dP тр—
Далее находим:
гд гд
APTP=2j udRTP=2^ кл-2ъги112 dr= гвт 'вт
Рис. 4-2. Коэффициент Лтр в зависимости от числа Рей-% игр.
; 1 нольдса Реи= — и относительного зазораs/rp.
8—326
113
Рис. 4-3. Влияние потерь трения диска и бандажа на К. П. Д. Т]ог='По.Л — ( £тр + S't р + St р. б ) И ОПТИМЯЛЬНОе отношение скоростей активной ступени.
При свободных цилиндрических и конических поверхностях на ободе диска или барабана следует учитывать потери трения о пар и этих поверхностей. По аналогии, с выведенной выше формулой (4-5) получим приближенную зависимость
ю-. (JO)’, («)
где SB — суммарная длина свободных цилиндрических поверхностей диска или барабана.
Потери трения наружной поверхности лопаточного бандажа можно определить по той же формуле, что и потери трения цилиндрической поверхности диска. Однако в отличие от лиска поверхность бандажа нельзя считать гидравлически гладкой, поэтому численный коэффициент в формуле для £тр.б принимают вдвое большим:
£тР.б =2И0-з (_u_y. (4_7)
здесь de— диаметр бандажа; SBo — осевая ширина бандажа (для двухвенечного диска суммируется ширина бандажа двух рабочих решеток). Величина £тр.б настолько меньше остальных потерь в ступени, что обычно не учитывается.
На рис. 4-3 представлена зависимость расчетного относительного лопаточного к. п. д. активной ступени т]о.л от и/с^, взятая из рис. 3-7 при p = const и (p = const, ip = const. Здесь же представлена кривая зависимости потерь трения диска и бандажа от и/с^. За счет потерь от трения диска не только снижается экономичность ступени, но и уменьшается оптимальное отношение скоростей («/Сф) опт-
Потери трения диска тем больше, чем меньше выходная площадь сопловой решетки
Поэтому они наиболее значительны в ступенях с малым объемным пропуском пара Gv, т. е. в первых ступенях турбин небольшой мощности, а также при высоких начальных параметрах пара. В примере расчета многоступенчатой турбины, приведенном в § 6-6, видно, как эти потери, наибольшие в первой ступени, уменьшаются по потоку пара.
4-2. ПАРЦИАЛЬНЫЙ ПОДВОД ПАРА
И СВЯЗАННОЕ С НИМ СНИЖЕНИЕ К. П. Д.
В ступенях паровых турбин с малым объемным пропуском пара Gv, когда выходные площади решеток малы, применяется и а р ц и-альный подвод пара. Парциальный подвод пара характерен также для регулирующих ступеней турбин. Парциальный подвод означает, что в ступени пар проходит через решетки не по всей окружности.
Доля окружности, занятая каналами сопловых лопаток, через которые проходит пар, называется степенью парциальности
Расположение сопловых лопаток не по всей окружности, а по части ее накладывает отпечаток на проектирование и работу ступени. Динамические усилия, действующие на рабочие лопатки в ступени с парциальным подводом пара, настолько велики, что расчетные напряжения на изгиб
принимают примерно в 2 раза меньшими, чем при полной дуге подвода е=1. Обычно для нержавеющих сталей допускаемые напряжения составляют 15—20 МПа. Это при-
водит к тому, что хорды профилей рабочих лопаток этих ступеней выполняются увеличенными^ что снижает относительную высоту лопаток lz=lzlb2 и том самым повышает концевые потери в рабочих решетках.
При парциальном подводе возникают дополнительные потери энергии, снижающие экономичность ступени.
Когда пар подводится по всей окружности ступени (степень парциальности е=1), через каналы всех лопаток проходит более или менее постоянный паровой поток. Если же пар подводится парциалыю (е<1), то каналы рабочих лопаток при вращении диска попеременно то заполняются струей протекающего' пара, то выходят из парового потока и проходят путь в нерабочем паровом пространстве камеры ступени; при этом рабочая решетка,, работая как вентилятор, захватывает и перемещает пар, заполняющий камеру ступени, что сопровождается затратой энергии.
114
Вращение лопаток в паровом пространстве камеры вызывает значительные дополнительные потери, которые называются потерями на вентиляцию АРВ. Потеря на вентиляцию тем больше, чем меньше степень парци-альности. При е=1 потеря на вентиляцию становится равной нулю. Если мощность ДРЕ определить как мощность вентилятора, то
дрв=яа—,
где Qe=Tcdl2(l—ё) — кольцевая площадь рабочих лопаток, свободная от подвода пара; А — коэффициент пропорциональности.
Подставляя значение Qe и принимая
«сд, получаем:
ДЛ = А(1-.)Ш2(-Агу^
(4-8)
Коэффициент /г зависит от геометрических очертаний ступени. Влиянием сжимаемости и числа Re при подсчете вентиляционных потерь, как правило, можно пренебрегать.
Как показали опыты, значительное снижение потери на 'вентиляцию может быть достигнуто, если на участке (1—е), где нет подвода пара, лопатки закрыть защитным кожухом, как это, например, показано па рис. 4-4. В этом случае лопатки входят во взаимодействие с небольшой массой пара, заполняющей кожух, и затрата энергии па вращение уменьшается.
Для различных типов закрытия лопаток на нерабочей дуге (1—е) диска с парциальным подводом пара коэффициент k может быть найден по рис. 4-5.
Следует отмстить, что потеря па вентиляцию в полностью или частично открытых колесах в 2—3 раза выше, чем в колесах, прикрытых защитным кожухом. Кроме того, на вентиляционные потери влияют относительные величины ширины лопаток B2fd и осевого
Рис. 4-4. Конструкция защитного кожуха, служащего для уменьшения вентиляционных потерь в ступенях с парциальным подводом пара.
Рис. 4-5. Влияние защитного кожуха на вентиляционные потери Bz/d=0,076.
зазора 6/Z2- В опытах, результаты которых представлены на рис. 4-5, величина относительного зазора составляла б//г=0,2.
Деля вентиляционную потерю на мощность идеальной ступени Pa=Gho, найдем относительную потерю па вентиляцию
ДРВ ___ k dlz (1 — ё) из_2k dl2 (1 — <?) «3Сф
Ео Юе-СДиг 10бСц2с3ф
Используя уравнение неразрывности
^dhe sm «1э Kl—рсф
G- = рн------= Р4----------------Г—д_
Vit Vtf
и принимая Z2 == /1, получаем: f. ______ 2k 1 — ё 1 vu 1 / и
<’в 10б е sinaI3 V2 jXj Kl — р \СФ )
Поскольку в ступенях с парциальным подводом пара степень реакции незначительна, то _£1*____1 и
Ml—р)
^=-Л— -—Ym, (4-9)
Sill Юз <? у Сф ) '
где kB = 0,065.
В ступенях скорости потери от вентиляции возникают не только в первом, но и в последующих рядах рабочих лопаток. Поэтому в формулу (4-9) введено т— число венцов в ступени скорости.
Если предусмотрен защитный кожух, занимающий ДОЛЮ окружности вкож, то потери от вентиляции можно подсчитать по формуле
l-g-О.^кож / _и_у (ф9а)
Sillas <? у Сф J '
8*
115
Рис. 4-6. Схема потока по концам дуг подвода.
Помимо вентиляционных потерь, в ступенях с парциальным подводом пара возникают дополнительные потери на концах дуг сопловых сегментов.
В период времени, затрачиваемый рабочими лопатками на прохождение дуги nd(l—е), в пределах которой нет подвода парового потока к лопаткам, в каналах рабочей решетки организованное течение прекращается и в них остается застойный пар. При подходе лопаточных каналов, заполненных таким паром, к потоку, вытекающему из соплового сегмента, энергия струи частично расходуется на ускорение массы застойного пара. С другой стороны, при выходе лопаточного канала из-под струи парового потока равномерность потока также нарушается, что связано с дополнительной потерей энергии.
Схематически это можно представить следующим образом (рис. 4-6). Канал рабочей решетки входит в активную зону за время 4/п (где t2— шаг рабочей решетки); при этом поток у вогнутой поверхности профиля пройдет путь Wit2/u, в то время как в том же канале на спинке профиля еще сохраняется застойная зона. Такое постепенное проникновение активной струи в заполняющую канал застойную зону связано с потерей энергии.
При выходе каналов рабочих решеток из активного потока возникает аналогичная картина. Разница лишь в том, что у спинки профиля активный поток пара сохраняется, в то время как на вогнутой поверхности движение продолжается лишь по инерции. Кроме указанной потери, на концах луг подвода пара возникают также потери от утечки и от подсоса (эжекции) пара. Струя, выходящая из крайнего соплового канала, отклоняется по направлению вращения колеса, как бы прилипая к стенке. Измерения показывают, что в зазоре за точкой М поток движется параллельно плоскости выходных кромок сопловой решетки, т. е. имеет место значительная утечка пара, минующая каналы рабочей решетки. Эта утечка в парциальной ступени тем больше, чем выше была принята расчетная реакция. Поэтому значительная степень реакции при парциальном подводе резко снижает эко
116
комичность ступени и не применяется при проектировании таких ступеней.
У входного конца соплового сегмента па радиальной границе парового потока происходит эжекция пара из зазора, что также связано с дополнительными потерями. Для сокращения этой потерн все же оказывается целесообразным даже в парциальной ступени применять небольшую расчетную реакцию (р = 0,02-0,06).
Указанные' выше условия на входе и на выходе из дуги соплового сегмента приводят к тому, что в крайних сопловых каналах поток в значительной степени искажается по сравнению с основным потоком, что вызывает в них рост потерь. Все рассмотренные потери связаны между собой. Возникающие по концам сопловых сегментов явления очень сложны, и проведенное выше расчленение потерь на отдельные составляющие имеет условный характер. При практических расчетах для оценки потерь, возникающих на концах дуг подвода пара, можно воспользоваться полу-эмпирической формулой
__ г R2I2 -р 0 ,£>ВГ 2I' 2 U • /д 1 Г\\
£сегм — &сегм р ТГ" ^о.л» (4-1 6)
где В2, В'2 и l2, I'z—ширина и высота первого и второго (в ступени скорости) ряда рабочих решеток; i— число пар концов сопловых сегментов (число групп сопл).
Если ступень выполняется с полным подводом пара (е=1), то следует считать £сегм = 0, т. е. потери по краям сегментов отсутствуют.
В формуле (4-10) можно принять &ССГМ — = 0 25.
Для одповепечной ступени в числителе выражения (4-10) остается только первое слагаемое.
Таким образом, при парциальном подводе пара к. п. д. ступени снижается на величину
Д'*! = “Ь £сегм- (4-1 1)
При парциальном подводе пара не только снижается экономичность ступени, но и меняется оптимальное отношение скоростей и!с$, обеспечивающее наивысшую эффективность ступени. На рис. 4-7 представлены зависимости от w/сф расчетных значений относительного лопаточного к. п. д. активной ступени ц0.л, взятые из рис. 3-7 и 3-30, подсчитанные в предположении p = 0 = const, <p=const, ф = = const. Здесь же для частных случаев подсчитаны в зависимости от и/сф потери при парциальном подводе £парц, а также потери трения диска £тр и относительный внутренний к. п. д. т]ог=т]о.л £парц ^тр с учетом этих потерь. В связи с ростом потерь от парциальности в зависимости, от w/сф согласно (4-9) и
Рис. 4-7. Влияние потерь трения диска и потерь, вызванных парциальным подводом пара, на относительный внутренний К. П. Д. Т]ог = По.л— Ьр— (£в + £сегм) и оптимальное отношение скоростей ujc^.
а — для одновенечной ступени; б — для двухвенечной ступени скорости.
потери на концах дуг подвода пара сопловых сегментов и потери на вентиляцию. Значение <?опт, при котором суммарные потери имеют наименьшее значение, является оптимальным и обеспечивает наибольший к. п. д. ступени Т]ог-
Решение этой задачи можно найти анали>-тически.
Потери в сопловой и рабочей решетках для одновенечной ступени при хв.с = 0 можно записать так:
Каждая потеря в зависимости от высоты решетки может быть выражена суммой, например,
Сс = ?пр + а, А. = ?пр + 4г а-
Li eii
где £ПР — профильные потери, т. е. потери для
_
решетки большой высоты (lt —* 00), a ar —j-
(4-10) оптимальное (н/сф)Опт, обеспечивающее максимум к. п. д. т]0.л—£паРЦ, оказывается меньшим, чем при полном подводе пара (е= = 1). Так, например, для одновенечной ступени вместо (и/Сф)опт = 0,47 при е=1 в случае парциального подвода е=0,4 (ai9=13°, 1=4) оптимальное отношение скоростей уменьшается до ц/Сф = 0,42. Следовательно, при заданной величине окружной скорости располагаемый теплоперепад в этом случае следует выбрать на 25% большим, чем при полном подводе пара. Очевидно, что чем больше потери от парциальности, тем меньше оптимальное отношение скоростей.
С учетом потерь на трение диска (см. § 4-1) оптимальное отношение скоростей будет еще меньшим (рис. 4-7).
При проектировании Ступени с парциальным подводом пара возникает вопрос о том, какую следует выбрать парциальность, чтобы получить наибольший относительный внутренний к. п. д. т]ог-. Эта задача может быть решена на основании следующих соображений.
Из предварительного расчета турбины известен расход пара, параметры пара перед и за ступенью, а также диаметр ступени, выбранный так, чтобы обеспечить наивыгоднейшее отношение ujc^.
Из уравнения неразрывности находятся вы-p. Gvit ходная площадь соплового аппарата г\ =-----
F
и произведение еЦ = д. Выбрав угол а,» и варьируя высоту /1 при неизменной площа--ди Fi, можно подсчитать потери при обтекании сопловых и рабочих решеток, а также
концевые потери, т. е. потери, вызванные конечной высотой решетки (оу— опытный безразмерный коэффициент, который может быть взят из аэродинамических характеристик решеток) .
Тогда сумма потерь в ступени, зависящих от высоты лопаток I или от степени парциальности е, запишется следующим образом ь.
= Д£сф~ Д^рф"ф“ £сегм = (“фу е ф"
о*1 \ (бц) J
I анЬг h f W2t V । kB f и \3 1—e I
* eli 1г l <?ф ) * sin «is l сф J e ‘
+ Уг'-',г (4-12)
1 nrZ sin ccjg /1 1 * сф^ e x >
Имея в виду, что при изменении .парциальности е произведение еЦ остается постоянным, и считая также остальные величины независящими от е, можно, продифференцировав уравнение (4-12) по е, приравняв полученное выражение нулю и решив его относительно е, найти оптимальную парциальность, при которой сумма потерь ступени имеет минимум.
Произведя необходимые вычисления и приняв сп/сф~1, найдем оптимальную парциальность, которая представляется следующей формулой:
Г / U \з Ьг 1г U ъ / к° ' А) +
еая~ I/ T г . , . I. Zw«yi х
ХИёА- (4-13)'
1 Для упрощения записи в формуле (4-1) принято Вг^Ъг-
117
Рис. 4-8. Изменение потерь в активной ступени в зависимости от степени парциальности е. Рассчитана ступень с e/i = l см, d= 100 см, 013=13°, 61=5 см, 62=4 см, ц/сф=0,47, 1=2.
Для многих одновенечных ступеней эту формулу МОЖНО упростить, приняв и/Сф = = 0,42; «1 = 0.02; «2 = 0,045; Zi//2 = 0,9 и сиэ= = 13°. Тогда приближенная формула для оптимальной степени парциальности. еОпт примет вид:
-Л 1 + 7Z"T’ — —
войт = I/ Ь1 + О,6Ь2 °’5
(4-1 За)
где размерность Zi — см.
Аналогично для двухвенечных ступеней скорости получим приближенную формулу, приняв п/Сф=0,25 и sin а1э = 0,20:
чЛ °-5+8i4
Сопт— |/ Ь1_|_14{7г + о,4&и + О,О8Ь'2611
^0,33/ёА, (4-14)
где /1 — см.
Если по расчету окажется, что еОпт>1, то следует принять е=1, а в случае регулирующей ступени, в которой необходимы перегородки между группами сопл, «макс = 0,8—0,97 в зависимости от конструкции сопловых коробок (см. рис. 4-27).
На рис. 4-8 для примера представлены графики отдельных составляющих потерь в ступени с парциальным подводом в зависимости от степени парциальности. Из этих графиков видно, что в зоне оптимальной степени парциальности «опт кривая к. п. д. ступени довольно пологая. Поэтому часто, выбирая е, отклоняются от значения еОпт, чтобы повысить надежность лопаток и учесть требования унификации с другими турбинами. В частности, для промежуточных ступеней турбины при оптимальных значениях степени парциальности еОпт>0,7 обычно принимают полный подвод пара, чтобы снизить динамические напряжения в рабочих лопатках. При этом можно
уменьшить хорду профиля и тем самым компенсировать снижение к. п. д. ступени за счет ОТКЛОНеНИЯ ОТ «опт-
Если в ступени предпринимаются специальные меры для уменьшения концевых потерь в решетках (см. § 2-4), то коэффициенты в формулах (4-13) и (4-14) увеличиваются и оптимальная степень парциальности возрастает.
4-3. ПРИМЕР РАСЧЕТА ДВУХВЕНЕЧНОЙ СТУПЕНИ СКОРОСТИ
Рассмотрим порядок расчета ступени скорости на следующем примере. Требуется рассчитать ступень при затанных параметрах: начальное давление ро—ро — = 12,0 МПа, начальная температура /о = (о = 540°С. Расход пара (7 = 48,7 кг/с, частота вращения турбины /г=50 с-1.
Весь расчет ступени сведен в табл. 4-1, которая дана в конце примера.
На основе конструктивных соображений и вариантных проработок всей турбины выбран средний диаметр ступени <7=1,1 м; следовательно, окружная скорость и— 173 м/с.
С учетом снижения оптимального отношения скоростей за счет потерь трения диска и от парциального подвода примем:
ц/сф = 0,22.
Рис. 4-9. Процесс расширения пара в /S-диаграмме для двухвенечной ступени скорости (к примеру расчета)
118
u
Тогда Сф — —~г— = 786 м/с и располагаемый тепло-U сф
перепад ступени (Тго=Ао)
h0 = с2ф/2 — 309- Юз Дж/кг = 309,0 кДж/кг.
Примем небольшую реакцию в рабочих и поворотной решетках, а именно: pi—0,02; рп = 0,03; р/=0,05. Вычислим располагаемые теплоперепады в решетках:
йос = (1—pi—Рп—Pi')fto=278,l кДж/кг,
flop = Piho = 6,2 кДж/кг, fion = Pnfto = 9,3 кДж/кг и /г'ор = = p'i/io= 15,4 кДж/кг.
С помощью ZS-диаграммы (рис. 4-9) находим давления пара за сопловой решеткой pi —4,9 МПа, за первой рабочей решеткой — />2=4,8 МПа, за поворотной решеткой — pi'—4,65 МПа и за всей ступенью р% = = 4,4 МПа. Таким образом, отношение давлений в сопловой решетке составляет £i = />i//>o = 0,108, т. е. меньше критического £* = 0,546. Следовательно, сопловую решетку следует выбрать расширяющейся (типа Р) или суживающейся (типа Б, В или И).
Находим число Мц/ = Cit/ai = 1,23, где Cit= = И2/?ос = 746 м/с, «1 —VkpiVit =607 м/с, vu = =0,0581 м3/кг. В связи с тем, что степень расширения решетки типа Р при этом числе М будет небольшой, а расширяющаяся решетка при отклонении от расчетного режима будет обтекаться со значительными потерями энергии (см. § 2-5), выбираем суживающуюся решетку типа Б.
Учитывая, что режим истечения является критическим, вычисляем выходную площадь сопловой решетки по формуле
здесь у=0,667 (из табл. 2-1), ио = 0,0288 м3/кг; коэффициент расхода в первом приближении принимаем gi = 0,97. При такой малой площади следует выбрать сопловую решетку с небольшим углом ецэ, что позволит получить приемлемые значения высоты лопаток и относительно небольшую потерю с выходной скоростью, которая в данной ступени полностью теряется.
Выбираем 12° и тем самым сопловую решетку С-90-12Б.
Далее подсчитываем
р
eli — "л о;,/--= 0,00517 м = 0,517 см .
-a sm а1Э
По упрощенной формуле (4-14) находим оптимальную степень парциальности
<?опт = 0,33 =0,237
и высоту сопловой лопатки Zi = eZi/e=2,18 см = 21,8 мм.
Далее по конструктивным соображениям с последующей проверкой прочности выбираем хорду профиля Z>i = 50 мм; по аэродинамическим характеристикам [Л. 12], аналогичным рис. 2-19, при толщине выходной кромки Дкр = 0,8 мм находим относительный шаг ti = = 0.82.
Следовательно, число каналов сопловой решетки nde
zi = — 20. Из построения решетки или по извест-
01*1
ным зависимостям |[Л. 12], аналогичным рис. 2-13, определяем угол установки профиля ау=32,5°. Используя аэродинамические характеристики выбранной решетки, по числу Ми, углу а1э, относительной высоте Д = = Zi/&i=0,44, относительной величине выходной кромки
определяем коэффициент потерь энергии £с (по приложению или атласу профилей) и коэффициент расхода |Д1 (по рис. 3-9). При предварительных, особенно вариантных, расчетах можно не находить детально £с, а взять значения коэффициентов скорости из рис. 3-11.
Поскольку коэффициент расхода по рис. 3-9 оказался равным принятому ранее при расчете Fit т. е. [ii = 0,97, то уточнения величины А не производим.
Коэффициент потерь энергии сначала определяется (см. приложение) как
?с.атлас = = 0,064,
где С'Пр = 0,039; ^конц/^&х = 0,01; ^=1,05;^ = = 1,03; ka =1,15.
Этот коэффициент потерь, полученный в идеализированных условиях при испытаниях плоских решеток, уточняется согласно рекомендациям § 3-3:
£с — ^с.атлас4“0,02 = 0,084.
Вычисляем число Рейнольдса
ре1= = 2-10?.
Vj
В связи с тем, что Re>ReaBT, поправок на влияние числа Re не вносим.
Поскольку выбрана суживающаяся решетка, то при сверхзвуковом обтекании ее необходимо найти угол отклонения потока в косом срезе. Для этого воспользуемся формулой (2-70):
Vlt С* А П1Е sina1=smai3— -------= 0,215,
V* Git
где с* =616 м/с и г*=0,0465 >м3/кг определяем с помощью ZS-диаграммы при pi* = g*/?0=6,55 МПа. Угол cti = 12°25' и 6 = 25'.
Теперь приступаем к построению треугольников скорости (рис. 4-10), для чего подсчитываем действительную скорость выхода пара из сопловой решетки <?i = = срси = 714 м/с, где коэффициент скорости ср = = К 1—£с = 0,957. Вектор сд откладывается на рис. 4-10 под углом а1 = 12°25'.
Из входного треугольника скорости первого венца находим относительную скорость входа в первую рабочую решетку к>1 = 546 м/с и угол ее направления £1 = = 16°20'.
Рис. 4-10. Треугольники скорости двухвенечной ступени скорости (к примеру расчета).
119
Теперь переходим к расчету следующей — первой рабочей решетки. Для определения необходимых для этого параметров пара перед решеткой вычисляем потерю энергии в сопловой решетке
&/ic=/ioc£c = 23,4 кДж/кг
и откладываем ее в iS-диаграмме рис. 4-9.
Теоретическая относительная скорость на выходе из первой рабочей решетки
wet = V2o]/zo Д- wzi = 557 м/с
и
М2/ =
Wet
К k/^Vet
= 0,91,
где v-zt = 0,0602 м3/кг.
Выходная площадь первой рабочей решетки определяется по уравнению неразрывности
f2 = —- = 0,00566 м2, |-42lC’2£
где принято в первом приближении р.2 = 0,93.
Зададимся величиной перекрыши первого ряда рабочих лопаток, равной 3,2 мм, и, приняв, что лопатка выполняется постоянной высоты, находим Z2 = 21,8-}~ +3,2 = 25,0 мм. Тогда угол первой рабочей решетки определяем по формуле
sin р2Э = = 0,276, т. е. [?2Э = 16°.
По M2t и р2э выбираем первую рабочую решетку с профилем Р-23-14А с размерами 1 £>2=50 мм и, следовательно, С /з/&2 = 0,50, £2 = 0,65, Т. С. 22=106, РУ = = 78° и Дкр = 0,8 мм, т. е. Дкр = 0,09.
По /2 и Др= 180°—(Р1 + р2э) по кривым на рис. 3-9 находим коэффициент расхода р2 = 0,923, после чего уточняем = 0,00571 м2 и (32э = 16° 1 О'.
По аэродинамическим характеристикам решетки (см. приложение) находим коэффициент потерь энергии
Ср.атлас = ^пр/гДЗ^кр^вх +
где ?'Пр=0,041; ^конц^Дг = 0,035; = 1,08; =
= 1,13; /г"Р= 1,02; £"₽= 1,19 и /г™= 1,44 (по ^пт—
KfJ ОА DA. *
— f, =24°— 16°20').
Согласно рекомендациям § 3-3 определяем
£р = tp.ar л ас 4-0,04 = 0,205.
beWet
Поскольку число Рейнольдса Re2 — —1,5-107 >
>> Реавт, то дополнительных поправок на влияние числа Ре не вносим.
Вычислив коэффициент скорости ф = V 1—Ср — = 0,891, подсчитываем действительную относительную скорость выхода из рабочей решетки первого венца аи2=фш2£ = 497 м/с.
Перед тем как перейти к дальнейшему расчету, необходимо проверить максимальные изгибающие на
1 Для этой и последующих решеток рассчитываемой ступени выбранная величина хорды профиля требует проверки на прочность; относительный шаг и угол установки берутся по аэродинамическим характеристикам (Л. 12], аналогичным представленным на рис. 2-19
и 2-13.
пряжения в рабочей лопатке. Сначала подсчитываем окружное усилие, действующее на лопатки:
Rru = G(wi cos pi 4- к'г cos f2) = 48 7C0 H.
Пренебрегая за малостью осевой составляющей усилия (Ra.<^.Ru), по (3-54) находим изгибающие напряжения:
pi /.
= 777'1о' Па 7’8 М1,а'
где ’й7мип = 3,12 • 10-6 м3— минимальный момент сопротивления профиля, берется из атласа профилей или приложения.
Поскольку полученные напряжения существенно меньше, "чем допускаемые в ступенях с парциальным подводом пара Оизгдоп = 15—20 МПа, то, несмотря на то, что возможны режимы работы рассчитываемой ступени с большими, чем при данном режиме, напряжениями (см. § 7-6), не меняем выбранных размеров ступени.
Если по расчету напряжения окажутся выше допускаемых, то необходимо выбрать большую хорду профиля, пересчитать коэффициент потерь п т. д.
Вычисляем потери энергии в первой рабочей решет-w2et
ке Дйр = 2 tp = 31,8 кДж/кг и откладываем их в /5-диаграмме. Из выходного треугольника скорости первого венца 'находим абсолютную скорость входа в поворотную решетку 6’2 = 334 м/с и угол ее направления а2='24о25/ (рис. 4-10).
Теоретическая скорость выхода пара из поворотной решетки подсчитывается по формуле
с'it = V2pn/z0 + С2е — 360 м/с
и соответственно
М'ц = С - = 0,59,
У kp'jv'u где 01/ = 0,062 м3/кг.
Выходная площадь поворотной решетки определяется по уравнению неразрывности
Gv' ц
F'i = ---А = 0,00894 м2,
Р-пС it
где в первом приближении принято ц„ = 0,94.
Выбрав перекрышу, равную 3,5 '.мм, и приняв неизменной высоту поворотной лопатки, находим
1ц — 25,0 + 3,5 = 28,5 мм, после чего вычисляем угол а4э:
sina'i3 = —р-.— = 0,363 и а/]Э = 22°35'.
л и/? I п
Выбираем поворотную решетку с профилем Р-30-21 А, хордой йп = 40 мм, относительным шагом t = = 0 635, 2П=136, ау' = 81°, Дкр = 0,6 мм, т. е. ДКР = = 0,06.
По кривым рис. 3-9 по Zn = 0,712 и Да=180°—(а24~ 4-ai3,) = 132° подтверждаем величину коэффициента расхода рп —0,94.
Аэродинамические характеристики решетки дают значение коэффициента потерь энергии: £атлас =0,136и окончательно £п —9атлас4~0,04 = 0,17б. Поправка на влияние числа Re не вносится, так как Ren = 0,8-10 больше автомодельного значения числа Рейнольдса.
Вычислив потерю энергии в поворотной решетке (с' ^)2
Дйп = —~2— = И >4 кДж/кг, отложим ее в z'5-диа-
120
грамме. Подсчитав действительную скорость выхода из поворотной решетки с'i — <\>пс'it — 327 м/с, где фп = — V 1 — ?п = 0,907, строим входной треугольник скоростей второго венца (рис. 4-10). Из треугольника находим относительную скорость входа во вторую рабочую решетку №/=179 м/с и угол ее направления |31/ = 44°15/.
Теоретическая относительная скорость выхода из решетки равна ж'?/ = V 2р1//г0+(к,,1)2 = 250 м. с и МД/ = = 0,40. Тогда выходная площадь решетки
Gv'tt
Г 2 — ~f
2W'2t
= 0,0137 М2,
где p./=0,95.
Приняв перекрышу 4,0 мм, находим высоту второго ряда рабочих лопаток 12' = 28,5+4,0 = 32,5 мм. После этого определяем угол (Д/= 30°30\ найдя
si,4'!’ = /h = 0'513-
Выбираем решетку с профилем Р-46-29А с хордой А2' = 50 мм, шагом 12' =0,55, 22'=126, f>y' = 79°, AKp = = 0,7 мм, т. е. ДКр=0,05.
По 12' = 0,65 и Др=103° по рис. 3-9 уточняем значения коэффициента расхода ц2'=0,946, площади F2'= = 0,0138 м2 и угла р2э' = 31°.
Предварительное значение коэффициента потерь энергии £атлас=0,077 и окончательное £Р'=+атлас + +0,04 = 0,117. Число Re2' = 0,7-107 достаточно велико и не требует уточнения £7р.
Потери энергии при обтекании второй рабочей решет” (w'zi)2
ки ДА'Р =—g— 'С,'р = 3,7 кДж/кг откладываются на рис. 4-9 в /S-диаграмме.
Коэффициент скорости Ф' = К1 —</р = 0,939 и относительная скорость выхода из рабочей решетки wz'= = ф/да2/ = 235 м/с. Производим проверку напряжений в рабочих лопатках второго ряда. Окружное усилие на одну лопатку
~ (w'1 cos + w'2 cos i*'2) ~ 16 050 Н и изгибающие напряжения
//
%' = 9-7 7л/ = 9,72-106 Па 9,7 МПа, ИЗГ 2^.Че Ж мин
где ИРмин = 0,9 10~6 м3.
Так как Оизг11 существенно меньше допускаемых, то нет необходимости в выборе большей величины хорды профиля.
Из выходного треугольника скоростей второго венца (рис. 4-10) находим абсолютную скорость выхода пара из ступени с/=124 м/с, угол ее направления а2' = = 77°25' и потерю с выходной скоростью
(с'2)2
ДАв.с = —2—' = КДЖ/КГ-
Проточная часть рассчитанной ступени показана на рис. 4-11.
После определения потерь в решетках и потери с выходной скоростью можно подсчитать относительный лопаточный к. п. д. ступени т)0.л:
ДАС + ДАР + ДАП + Д/г'р + ДАВ.С то. л = 1 —---------------------------------= 0,/47.
Этот к. п. д. можно вычислить также непосредственно из треугольников скорости:
и[(tw 1 cos Pi+w2 cos 32)+(u)'i cos p'i+ш'г cos {?2)J ’’°л = - h~3 =
= 0,745,
Рис. 4-11. Проточная часть ступени скорости (к примеру расчета).
что в пределах точности расчета совпадает с найденной ранее величиной.
Для определения относительного внутреннего к. п. д. и мощности ступени необходимо пайти потери на трение диска и потери, вызванные парциальным подводом пара.
Для вычисления потерь па трение диска находим по рис. 4-2 коэффициент Атр = /(Регг, s/r) =0,5- 1С~+
ПГ
где Ren = — = о-IO7, a s/r — 0,05. Тогда по (4-5^ получаем:
+Р = Атр 77;+/сФ)3 = 0,002.
Очевидно, что поскольку ^тр7 и Етр.о согласно формулам (4-6) и (4-7) намного меньше, чем £тр, то ими-в данном случае можно пренебречь. Потери, вызванные парциальным подводом пара, подсчитываем по формулам (4-9а) и (4-10). Примем, что при рассчитываемом режиме работы ступени подвод пара обеспечивается сопловыми сегментами с двумя парами концов дуг„ т. е. с г=2. Для уменьшения вентиляционных потерь, имеется кожух, занимающий еКОя<=0.6. Потери £парц. находим как
£парц — бв + Ссегм —
2АВ I — С — 0,беконе / И-sinaig в у Сф
+ ^сегм
B2l2 + 0,6jBz 2ZZ 2 л
/г,о.л 77 = 0,062.
Относительный внутренний к. п. д. ступени находим: по формуле
Т]0г = Г]о.л-бтр-£паРц —0,682.
Откладывая в /S-диаграмме потери на трение диска ДАтр = Ао^тр=О,6 кДж/кт и вызванные парциальных?! подводом пара ДАПарц = йо^парц= 19,5 кДж/кг, а также ААв.с, находим использованный теплоперепад hi — = 210,9 кДж/кг и внутреннюю мощность ступени
Ri = GAi=10 270 кВт.
Полученный в рассчитанной ступени невысокий к. п. д. вызван, с одной стороны, значительными концевыми потерями в рабочей решетке первого ряда, сопловой и поворотной решетках. Эти концевые потери в решетках связаны с 'большими значениями выбранных хорд профилей, что требуется условиями прочности при высоких параметрах пара. Уменьшить эти потери можно применением меридионального обвода сопловой решетки (см. § 2-4), а также специальным профилированием рабочих решеток с малыми относительными высотами |[Л. 10]. Второй причиной невысокого к. п. д. являются большие потери, связанные с парциальным под-
121
Таблица 4-1
Пример расчета двухвенечной ступени скорости
Наименование Единица измерения Решетки Примечание
сопловая |1-я рабочая | поворотная | 2-я рабочая
Расход пара G Средний диаметр d Окружная скорость и Начальное давление р0 Начальная температура t0 Отношение скоростей и/сф Располагаемый теплоперепгд ступе- КГ/С м м/с МПа °C кДж/кг 48,7 1,1 173 12,0 540 0,22 309,0 Выбирается
ни ho
Степень реакции р — — 0,02 0,03 0,05 Выбирается
Располагаемый теплоперепад ре- кДж/кг 278,1 6,2 9,3 15,4
шетки
Скорость входа м/с 0 546 334 179
Теоретическая скорость выхода м/с 746 557 360 250
Cif, Wsi МПа 4,9 4,8
Давление пара за решеткой рх, р2 4,65 4,4 По iS-диаграмме
Удельный объем пара за решеткой V\t, V2t №/кг 0,0581 0,0602 0,0620 0,0670 По изоэнтропе
Число Mif, —. 1,23 0,91 0,59. 0,40
Коэффициент расхода Выходная площадь Fb F2 — 0,970 0,923 0,940 0,946 По рис. 3-9
м2 0,00369 0,00571 0,00894 0,0138 В сопловой решетке Fi — по критическим параметрам
Эффективный угол выхода а1Э, р2э град 12° 16®10' 22°35' 31°
Угол входа a0, [Sj град 90° 16°20' 24°25' 44°15'
Решетка Степень парциальности е — С-90-12Б Р-23-14 А 0, Р-30-21 А 237 Р-46-29А Определяется как <?Опт
Выходная высота лопаток 1 мм 21,8 25,0 28,5 32,5
Хорда профиля b мм 50 50 40 50 Требует проверки прочности
Толщина выходной кромки Дкр мм 1.0 0,8 0,6 0,7
Относительный шаг t — 0,82 0,65 0 635 0,55
Число лопаток z — 20 106 136 126
Число Re — 2-Ют 1,5-107 0,8-107 0,7-107
Коэффициент потерь £ — 0,084 0,205 0,176 0,117 По аэродинамическим характеристикам в приложении
Действительная скорость выхода м/с 714 497 327 235
Cl, W2 12*25'
Угол выхода ап fl2 град 16’10' 22°35' 31° Для сопловой решетки с учетом отклонения в косом
Потеря энергии в решетке Д/г Потеря с выходной скоростью Д/гв.с Относительный лопаточный к. п. д. т)о.л Потери на трение диска ?тр Доля окружности, занятая кожу- кДж/кг кДж/кг 23,4 31,8 7 0,' 0,( 0 11,4 ,7 /46 )02 6 3,7 Средняя величина г10.л по двум способам
ХОМ, г? кож
Число пар концов дуг подвода па- —‘ 2
ра i
Потеря от парциальности §парц Относительный внутренний к. п. д. — 0,062 0,682
"hoi кДж/кг кВт
Использованный теплоперепад hi Внутренняя мощность ступени Pi 210,9 10 270
ведом пара, главным образом потери по концам дуг. Уменьшение этих потерь при столь малой степени парциальности возможно за счет компактного расположения сопловых сегментов и сокращения числа пар концов до 1=1.
4-4. ПОТЕРИ ОТ УТЕЧЕК В СТУПЕНИ
Помимо основного рабочего потока пара G, протекающего через сопловые и рабочие решетки, в ступени возникает ряд утечек пара,
которые снижают ее к. п. д. Для уменьшения утечек пара в паровых турбинах широкое распространение получили лабиринтовые уплотнения.
Схема лабиринтового уплотнения показана на рис. 4-12. Уплотнение состоит из ряда последовательных узких проходных сечений и относительно широких камер. Это достигается применением гребешков, острия которых близко подходят к ротору турбины. За мест-
122
Рис. 4-12. Схема лабиринтового уплотнения.
ным сужением проходного сечения следует расширительная камера. При протекании через суженное сечение происходит ускорение парового потока, причем по выходе из зазора уплотнения пар приобретает скорость с.
В расширительной камере уплотнения кинетическая энергия с2/2 парового потока теряется и переходит в тепловую. Проходя через следующий зазор, пар вновь приобретает скорость, с тем чтобы снова потерять ее в очередной расширительной камере уплотнения. Таким образом, процесс протекания пара через уплотнение сводится к последовательно чередующемуся ускорению парового потока и гашению кинетической энергии потока. Чем большее число гребней имеет лабиринт, тем больше его сопротивление и тем меньшее количество пара протекает через лабиринт при заданных параметрах.
Процесс расширения пара в лабиринтовом уплотнении в iS-диаграмме может быть изображен следующим образом (рис. 4-13). Если начальное состояние пара перед лабиринтом определяется точкой А, то ускорение пара в зазоре первого гребня уплотнения происходит вследствие расширения до некоторого промежуточного давления р'. В расширительной камере при неизменном давлении кинетическая энергия гасится, переходя в тепло, чему соответствх ет повышение энтальпии
Рис. 4-13. Процесс расширения пара в лабиринтовом уплотнении в 15-диаграмме.
пара до начального уровня io. Дальше возникает новое расширение пара до давления р" и новое восстановление энтальпии (точка В). Точно так же протекает процесс в последующих зазорах лабиринта до тех пор, пока пе будет достигнуто противодавление pi. Изменение давлений пара по длине уплотнения показано ступенчатой линией на диаграмме рис. 4-12.
Рассмотрим уплотнение, имеющее одинаковые площади суженных сечений Fy—rtdyby, где бу — радиальный зазор в уплотнении, dy — диаметр уплотнения. Поскольку расширение пара при течении через уплотнение связано с увеличением объема пара, скорость протекания пара через зазоры лабиринта постепенно возрастает от одного гребня к другому и соответственно возрастают теплопере-пады h, вызывающие ускорение пара в каждом зазоре лабиринта.
Если в каждой расширительной камере кинетическая энергия, с которой пар протекает через предшествующее суженное сечение, гасится полностью, то точки, соответствующие состоянию пара в расширительной камере каждого лабиринта, ложатся на линию начальной энтальпии, а точки состояния пара в суженных сечениях совпадают с линией ab, построенной для постоянного отношения Gy/Fy (так называемая линия Фан н о).
Поток пара через лабиринтовое уплотнение следует рассматривать как поток через ряд последовательных отверстий с острой кромкой.
В отличие от плавно суживающегося сопла, в котором струя пара или газа за выходной границей сопла обладает практически таким же сечением, как и выходное сечение сопла, так что коэффициент расхода сопла близок к единице, при истечении из отверстия с острой кромкой в дозвуковой области сечение струи сужается и коэффициент расхода, представляющий отношение расхода через зазор с острой кромкой к расходу через сопло той же выходной площади и при том же отношении давлений, составляет ру=0,63-н 0,68. По мере понижения давления на выходе из отверстия коэффициент расхода не сохраняется постоянным, а растет и достигает при малых значениях давления на выходе величины ,11^=0,85*; поэтому при истечении из отверстия с острой кромкой расход пара продолжает возрастать даже когда отношение давлений е становится ниже критического е*. Наибольшая величина расхода перегретого водяного пара, по опытным данным, дости-
* Теоретический анализ истечения газа из отверстий содержится в классической работе С. А. Чаплыгина «О газовых струях».
123
Рис. 4-14. Относительный расход пара для суживающегося сопла и отверстия с острой кромкой.
G q^~G-------
° *сопл
Формула (4-18) может быть преобразована и приведена к следующему виду:
(1 - e.xJ (s2o - е2) - £** (го - г)2 = (1 ~ ^У Q2-
Записав такие уравнения для всех z гребней уплотнения, произведем суммирование их левых и правых частей. Эта сумма представится так:
Z Z
(1 — г**.) 2 (е2о —£2) —£*« 2 (s° —£)2 = 1 1
= (1 —s**)2 q2Z. (4-19}
гается при понижении давления до е** = 0,13, и при дальнейшем уменьшении е расход сохраняется постоянным (рис. 4-14).
Изменение расхода пара в зависимости от отношения давлений может быть, как и в случае суживающегося сопла, с достаточной степенью точности представлено уравнением (2-38). Если принять q=G/G^, где 6*0 — критический расход при начальном давлении ро, то очевидно, что критический расход О*, при другом, меньшем давлении рОг и Го=ЕОг = =const будет равен:
здесь ti = pilpo [подробный вывод (4-15) дается в § 7-1]. По аналогии для отверстия с острой кромкой, критический расход для которого при начальном давлении равен 6**, можно записать:
(4-16)
где для перегретого пара надо подставлять величину е** = 0,13.
Максимальный расход через отверстие с острой кромкой в этом случае следует определять по формуле, которая отличается от формулы критического расхода для суживающегося сопла (см. табл. 2-1) введением коэффициента расхода цу:
G** = р-у • 0,667Еу 1/ pojvo.
(4-17)
Падение давления в гребнях лабиринтового уплотнения можно также подсчитать аналитически. Перепишем формулу (4-16) в виде
(• - = (1 - (»*. ~ ?')• (4-18)
Замечая, что конечное давление е для гребня п равно начальному ео для гребня п+1 и что для первого гребня Ео=1, находим выражение первой суммы левой части равенства (4-19):
2(г2о —е2)= 1 — г2г. 1
В результате уравнение упростится и примет вид:
(1 — е**) (1 — s2z) — s*.x. 2 (£о — е)2 = 1
— (1 — %й)2 q~z.
Если число гребней велико и понижение давления в каждом гребне уплотнения Де — = ео—е —малая величина, то можно пренебречь суммой квадратов этих малых величин и тогда, решая уравнение относительно q„ найти:
И20>
Следует отметить, что расход пара через уплотнение обратно пропорционален корню квадратному из числа гребней г.
В том случае, когда отношения давлений е в гребнях уплотнения малы, что имеет место при небольшом числе гребней и малом отношении давлений во всем уплотнении, пренебрежение членами \2е может привести к существенной ошибке. В этом случае можно приближенно принять:
1
и получить окончательное выражение для относительного расхода пара:
п I f 1 —e2z_______В — ez)2 5
' У (1 — (1—
которое практически достаточно точно для любого числа гребней.
Уравнение (4-21) позволяет найти относительный расход пара через лабиринтовое уплотнение, причем по мере уменьшения е
124
Рис. 4-15. Относительный расход пара через лабиринтовое уплотнение при различном числе гребней.
возрастает q. Максимальной величине «/макс соответствует критический расход через уплотнение, определяемый критическим расходом через щель последнего гребня и соответствующий е=(е**)г. При дальнейшем снижении 8 расход пара не меняется и сохраняется равным 7макс. Для того чтобы определить (8**)z, при котором достигается критический расход через уплотнение, следует приравнять нулю первую производную от q по 8 и решить полученное равенство относительно £. При этом получим:
(e^)z = —71----’ (4-22)
Если действительная степень расширения £<(e**)z, то для определения расхода пара через уплотнение следует вместо е подставить (8**)z и, таким образом, определить максимальный расход 7макс, который протекает через уплотнение. Формулы (4-21) и (4-22) выведены профессором МЭИ Г. С. Самойловичем.
На рис. 4-15 приведены кривые относительных пропусков пара для уплотнений, состоящих из ограниченного числа гребней (от 1 до 20 гребней). Кривые построены в зависимости от отношения давления за уплотнением к начальному давлению.
Практически при расчетах утечки в уплотнениях паровых турбин нельзя считать, что кромка гребня является абсолютно острой; более того, при эксплуатации обычно она несколько стачивается и истечение пара через зазор увеличивается. Если принять, что утечка через каждый зазор соответствует расходу через сопло такой же площади Еу, то р,—>1, «**—>8* = 0,546 и тогда
0,667
Uf — ~г - =7
V I —0,546
Еу j/polv0
В действительности
Gy = pyEy |//л/су|/ ——
<4'23*
(4-24)
где р.у — эмпирический коэффициент расхода, показывающий, насколько расход па.ра через уплотнение меньше расхода, определенного по формуле (4-23).
Коэффициент ру можно взять, например, по опытам проф. Б. М. Трояновского, проведенным на кафедре паровых и газовых турбин МЭИ (рис. 4-16).
Все предыдущие выводы относились к идеальному лабиринтовому уплотнению, для которого предполагалось, что в каждой расширительной камере кинетическая энергия струи пара, вытекающего из предыдущего сужения, полностью гасится.
Такое предположение соблюдается достаточно точно для ступенчатого у п л о т н е-н и я, схематически изображенного на рис. 4-12, в котором осуществляется не только расширение сечения струи, но и поворот струи в каждой камере уплотнения.
Ступенчатое уплотнение обладает, однако, тем недостатком, что при осевом перемещении вала, которое возникает при прогреве турбины, а также может быть вызвано изменением нагрузки выступы на валу могут срезать неподвижные острые гребни, связанные с корпусом. Поэтому ступенчатое уплотнение выполняется, как правило, вблизи упорного подшипника, где осевые смещения вала невелики. Па значительном расстоянии от }пор-
125
Рис. 4-17. Схема лабиринтового уплотнения на гладком валу (прямоточного).
кого подшипника приходится делать большие осевые расстояния между выступами на валу или применять конструкцию бесступенчатого (прямоточного) уплотнения, показанную на рис. 4-17, которая, однако, значительно менее эффективна, чем ступенчатое уплотнение. Здесь вал выполнен гладким. Струя пара, вытекающего из суженного сечения -в камеру, не поворачивает, и, следовательно, пар подходит к месту следующего сужения со значительной начальной скоростью
Расход пара через уплотнение с гладким валом в большой степени зависит от отношения радиального зазора между гребнем уплотнения и валом к шагу уплотнения, т. е. к расстоянию между двумя соседними гребнями б/s (обозначения указаны на рис. 4-17).
На рис. 4-18 приведены поправочные коэффициенты ky, на которые следует умножить подсчитанный по формуле (4-24) расход пара в том случае, когда уплотнение выполнено по типу, показанному на рис. 4-17.
Эти поправочные коэффициенты зависят не только от отношения б/s, но также и от абсолютного числа гребней в уплотнении. Как показывает диаграмма рис. 4-18, ky растет при увеличении количества гребней в уплотнении и при увеличении отношения б/s.
Пример. Требуется определить расход пара через уплотнение, состоящее из 20 гребней. Диаметр уплотнения б/у —300 мм. Радиальный зазор бу = 0,3 мм. Шаг
Рис 4-18. Поправочный коэффициент для расчета лабиринтового уплотнения на гладком валу.
гребней уплотнения s = 6 мм. Параметры пара перед уплотнением: р0 = 0,784 МПа, /о = 25О°С, давление пара за уплотнением /4 = 0,196 МПа, следовательно, отношение давлений 6 = 0,25. Удельный объем пара Оо = = 0,30 м3/кг.
Определяем площадь проходного сечения Еу = =лйубу = 0,283- IO-3 м2.
Утечка пара через ступенчатое уплотнение с учетом коэффициента расхода цу = 0,8 составляет по формуле (4-24)
бу = р-уру Кpo/Vo У у— = 0,36 кг/с.
Если уплотнение выполнено с гладким валом, то полученный для ступенчатого уплотнения расход следует умножить на коэффициент йу, найденный по диаграмме рис. 4-18.
Для рассматриваемого примера dy/s = 0,05, что при числе гребней г=20 дает /?у = 1,73. Таким образом, фактический расход пара составит:
Gy=Лу • 0,36=0,62 кг/с.
Схема протечек в ст у пен и. В промежуточной ступени активного типа, которая, например, показана на схеме рис 4-19,а, часть пара бйу, минуя сопловую решетку, проходит через зазор между ротором и уплотнением диафрагмы. Кроме того, если ступень работает со степенью реакции р>0 и давление перед рабочими лопатками рч выше, чем давление р2, то часть пара 62у обтекает лопатку вокруг бандажа и не создаст полезной работы в ступени.
Наряду с этим случаем в различных конструкциях ступени могут возникать перетекания и по другим направлениям.
Если, например, в активной ступени диски выполнены с разгрузочными отверстиями (рис. 4-19,6), которые должны предотвратить возникновение значительной разности давления по обе стороны диска и связанное с этим увеличение осевого усилия, то при чисто активном облопачивапии диска (р = 0) струя пара, вытекающая из сопловой решетки, подсасывая пар из зазора, может создать разрежение перед диском, в результате чего возникает поток через разгрузочное отверстие, направленный навстречу движению пара в турбине.
Чаше возникает другой случай \ течки, представленный на схеме рис. 4-19,в, когда даже при небольшой степени реакции пар, выходящий из сопловой решетки, обходит лопатки не только поверх бандажа, но направляется также через разгрузочные отверстия, как показано стрелками.
Наконец, возможен и промежуточный случай, когда через разгрузочные отверстия протекает часть пара, проникшего в камеру ступени через уплотнение диафрагмы, в то время как другая часть этого пара подсасывается струей выходящего из сопловой решетки потока (рис. 4-19,г).
126
Рис. 4-19. Различные схемы перетеканий пара в ступени активного типа (диафрагменной конструкции).
Снижение к. п. д. ступени от протечек в ней определяется, с одной стороны, тем, что какое-то количестве пара, проходя мимо рабочей решетки, не совершает в пей полезной работы, с другой — тем, что в рабочую решетку попадает пар, не обладающий скоростью основного потока и его направлением и в какой-то мере оказывающий тормозящее воздействие на основной поток, искажающий нормальный характер обтекания решетки.
Если условно разделить эти воздействия на экономичность ступени, то можно представить потери от утечек в ступени активного типа (диафрагменной конструкции) как сумму трех составляющих
Gy = Li.y + £к.у+£п.у. (4-25)
Первая составляющая Ед.у определяется тем, что часть пара минует сопловую решетку и проходит через диафрагменное уплотнение. Снижение к. п. д. ступени от этого равно:
*»> = с, + дод.у (4-26)
поскольку, если бы утечка отсутствовала, пар работал бы в ступени с к. п. д. т]0.л-
Строго говоря, так можно подсчитать потерю только в случае, показанном на рис. 4-19,в, когда вся протечка через диафрагменное уплотнение ДСд.у проходит через разгрузочные отверстия, не попадая в каналы рабочей решетки. В соответствии с (4-24) получаем приближенную формулу
(4-27) нН V ?у
здесь Еу—ndydy — площадь зазора в уплотнении; Fi — выходная площадь сопловой решетки; Ц1 и piy — коэффициенты расхода в сопловой решетке (см. рис. 3-9) и зазоре уплотнения (см. рис. 4-16); Zy — число гребешков
в уплотнении; ky—коэффициент, учитывающий увеличение протечки, если уплотнение расположено на гладком валу (рис. 4-17 и 4-18).
Вторая составляющая потерь £к.у связана с протечкой, подсасываемой через корневой зазор ДСк.у. Если ДСК.У=О, то и |к.у=0. В конструкции с диском без разгрузочного отверстия Дб?д.у=Дбк.у. Подсасываемый в корневой зазор пар тормозит основной поток,, уменьшает ср и *ф.
Потери от подсоса зависят от формы профиля и канала корневой зоны рабочей решетки. Чем ниже степень реакции рк= = 1 — (1—рср) 0 + 1,8-^) (см. 3-97), т.е. чем К а J
меньше копфузорность рабочей решетки, тем в большей мере решетка чувствительна к изменению условий па входе, тем больше влияние подсоса. При Дбк.у>0 особенно неблагоприятны ступени, рассчитанные на отрицательную реакцию рк<0. Потери от подсоса примерно пропорциональны величине подсасываемого пара ДОк.у/Gi. При рк=0 и радиальном направлении подсоса (рис. 4-20щ)
(4-28)
Если согласно предложению МЭИ направление течения подсасываемого пара организовать близким к направлению основного потока (рис. 4-20,6), то можно считать, что
Е'к.у = 0,5^ . (4-28а)
Если в диске ступени имеются разгрузочные отверстия, то подсасываться в ступень будет только часть пара, прошедшего через диафрагменное уплотнение (рис. 4-19,г), за исключением случая, когда пар подсасывается через разгрузочные отверстия из камеры за диском (рис. 4-19,6).
127
Рис. 4-20. Различные схемы корневых уплотнений ступеней активного типа.
— радиальное направление подсоса; б — направление подсоса, близкое к направлению основного потока.
Наконец, как показано на рис. 4-19,в, возможна и утечка пара через корневой -зазор. В последнем случае, кроме части пара ЛСду, прошедшей через диафрагменное уплотнение, в рабочую решетку, не попадет еще и Дбк.у. В связи с тем, что при этом несколько улучшается обтекание корневой золы рабочей решетки, можно считать, что потеря составит:
Е"к.у = (4-29)
Определить направление протечки через Корневой зазор и его величину можно по балансовому уравнению расходов, рассмотренному ниже в § 5-6, посвященному осевым усилиям. Поскольку влияние этих протечек на осевые усилия и тем самым на надежность Дурбины более существенно и более важно, чем на экономичность ступени, то именно И § 5-6 представлены и формулы, и коэффициенты расхода, необходимые для такого расчета.
Третьей составляющей потерь является Потеря от протечек поверх рабочих лопаток. Опа принципиально различна для ступени с обандаженными рабочими лопатками и в ступени с лопатками без бандажа. В первом случае практически можно считать, что снижение к. п. д. равно величине этой протечки AGn.y/Gi с учетом т|о.л, т. е.
6'„.у = А^У1ол. (4-30)
Утечка поверх бандажа зависит от размеров зазоров, показанных на рис. 4-21,а: так называемого открытого осевого зазора 6па между диафрагмой и лопаточным бандажом и радиальных зазоров над этим бандажом 6Г,
Рис. 4-21 Зазоры в периферийной части ступени.
а — при рабочих лопатках с бандажом; б и в — при необанда-женных рабочих лопатках.
а также коэффициентов расхода через эти зазоры. Указанные зазоры можно свести к эквивалентному зазору 6акв с той же величиной протечки
бэкв ра(бпа)2 + ’ (4-31)
Tjo-л, (4-33)
здесь —коэффициент расхода в радиальном зазоре (рис. 4-16); /гу при прямоточном уплотнении берется по рис. 4-18; zr— число радиальных гребней; ра — коэффициент расхода в осевом зазоре, который в первом приближении можно принять ца=0,5. Если взять р.г~0,8, а /гу = 1, то
бэкв = — — . (4-32)
Г (8па)2 Г §2Г
Тогда потеря от утечек поверх бандажа найдется по формуле
н/ ___ тсг/п^экв 2Ло?П Vit
^F1 /2М1-Рср) (Ulf)n
или, пренебрегая разницей в удельных объемах до и за рабочей решеткой, что можно допустить при небольших теплоперспадах Ло, и считая pi-1, получаем:
(4-ЗЗа)
Приняв по (3-96) рп = 1 — (1 — рсР) (1 — 1,8//б/) и при небольших значениях рср упростив j—— =- рср_|_ 1,8 , получим:
Г.,у = /Рср + 1,8 4 -Чо..,. (4-336)
В ступенях с необандаженными рабочими лопатками главной причиной снижения к. п. д. ступени является ухудшение условий обтекания периферийной зоны рабочей решетки. В этой зоне за счет протечки части пара через незакрытую цилиндрическую границу решетки обтекание рабочих лопаток происходит по сложным нерасчетным поверхностям тока; перераспределяются расходы по высоте. Поскольку давление пара по обе стороны профиля различно, то, кроме того, возможна пе-ретечка поверх лопаток по направлению вращения. Сохранив структуру формулы (4-33), получим выражение
Г„.У=’Ц4^ /44 4е..,; (4-34) здесь 6г—радиальный зазор над вершинами рабочих лопаток, рз=0,5, у—1,5 учитывает снижение -ф. При открытом пространстве над рабочими лопатками (см. рис. 4-21,в) или очень большом зазоре в формулу (4-34) надо подставлять величину
8г = /п sin 4п*
128
Следует учитывать, что все протечки в ступени оказывают влияние на величину степени реакции, подсчитанную по уравнениям гл. 3. Как правило, реакция, по крайней мере в зоне, где проходит утечка, уменьшается. Подробно этот вопрос рассмотрен в [Л. 30].
В реактивной ступени барабанного типа со средней степенью реакции рср=0,5 и одинаковым типом уплотнения сопловых и рабочих лопаток (рис. 4-22) можно следующим образом подсчитать снижение к. п. д. от протечек. По аналогии с формулами (4-33) для лопаток с бандажом запишем:
для сопловой решетки
t ____^К^экв.к '|/Г1—Рк„ . (Л ог\
ик.у _ ~-----у ——-7JO,л, (4-36)
для рабочей решетки
£ _ ^П^экв-П _ / рп /л
5п.у — —р-----у -7---— 7]о.л. (4-ЗЬ)
1 г 1 —-рср
Тогда с учетом рср = 0,5 по (3-96) и (3-97) подсчитаем:
Принимая §экв.п 5экв.к &экв, найдем:
Ey=s2“«s.p/'1_|_1,8_y4oji. (4.37)
Аналогичными преобразованиями получим формулу для снижения к. п. д. реактивной ступени с необандаженными лопатками
Гу = Зр., У1 + 1,8 Ф 4о.„ (4-38)
Формула годится для dr^t. При больших значениях 6Р и d/Z>4 в нее подставляется величина 6г = t.
Рис. 4-22. Схема перетеканий в ступени реактивного типа (барабанная конструкция).
9—326
Рис. 4-23. Влияние потерь от утечек на относительный внутренний к. п. д. ступени реактивного типа т|Ог и оптимальное отношение скоростей U/Сф.
Поскольку в реактивных турбинах часто рабочие лопатки выполняются без бандажа, то для предохранения от аварии при задевании лопаток о корпус при небольшом радиальном зазоре профиль лопатки у периферии утоняется. При этом, естественно, меняется конфигурация рабочей решетки в этой зоне. Меньшие дополнительные потери при этом будут, если утонение профиля производится на стороне давления, а спинка профиля, сильнее влияющая на характер обтекания (см. § 2-4), остается неизменной.
Выполним некоторые преобразования формулы (4-37). Примем, что эквивалентный зазор бэкв пропорционален диаметру ступени 6Экв = -~L-d (где zy — число гребешков в уплотнении каждой решетки, 0,001), и заменим
f и \2 2Ло / и V \КП J ' (гсп)2 \ Сф / ’
Тогда получим формулу
Еу = 1,27^5^
1 + l,8//d гу
(4-39)
где размерности ho— Дж/кг; п — с-1; Fi— м2.
При заданных величинах теплоперепада ступени ho, площади и частоты вращения п потери от утечек |у оказываются пропорциональными (ц/сф)2. Это приводит к тому, что, как показано на рис. 4-23, оптимальное отношение скоростей реактивной ступени зависит от потерь от утечек и тем ниже, чем больше эти потери.
4-5. ВЛИЯНИЕ ВЛАЖНОСТИ ПАРА НА К. П. Д. СТУПЕНИ
В конденсационных турбинах с высокими начальными параметрами пара последние ступени работают в области ниже линии насыщения, т. е. рабочей средой в них является влажный пар. В турбинах насыщенного и слабоперегретого пара, применяемых на АЭС, число ступеней, работающих влажным
129
Рис. 4-24. Треугольники скоростей для основного потока и частиц жидкости в трех сечениях по высоте ступени большой веерности (/ — периферийное; II— среднее, III — корневое сечение); пунктиром обозначены векторы скорости жидкой фазы.
паром, существенно больше. Имеются турбины (насыщенного пара и без промежуточного перегрева), в которых во всех ступенях пар влажный.
Исследования, проводившиеся как в экспериментальных турбинах, так и на электростанциях, показали, что при работе влажным паром экономичность ступеней снижается. Это объясняется следующими причинами:
1) увеличением потерь энергии в решетках, рассмотренным в § 2-7;
2) потерями энергии на разгон влаги в зазоре в связи с меньшей скоростью влаги, особенно крушюдисперсной, и трением между паром и жидкой фазой;
3) ударным, тормозящим воздействием частиц жидкости, попадающих на рабочие лопатки.
Если изобразить треугольники скоростей ступени (рис. 4-24), то видно, что из-за меньшей по сравнению с основным потоком1 скорости жидкой фазы с\<с\ и большим углом направления ее a/i>ai влага попадает на рабочие лопатки под углом ударяя
о спинку профиля и тем самым оказывая тормозящее действие на лопатку, т. е. уменьшая полезную работу ступени. Эта гипотеза подтверждается как специальными опытами, так и косвенно, следами эрозионного разрушения на этой части лопатки (см. § 5-3);
4) дополнительными потерями во вращающейся рабочей решетке, связанными
1 Индекс «штрих» в этом параграфе относится к жидкой, а индекс «два штриха»—-к паровой фазе.
с сепарацией водяной пленки, отбрасыванием влаги, увеличением концевых потерь в периферийной зоне и т. д.
В ступенях, где организована специальная сепарация влаги, неизбежен унос из ступени вместе с влагой и части пара. Если этот унос производится из сопловой решетки или за ней, т. е. до рабочего колеса, то в данной ступени неизбежно уменьшение полезной работы и, следовательно, снижение к. п. д.
Обозначим как потерю от влажности ^вл разность к. п. д. ступени, работающей перегретым и влажным паром, т. е.
<4-40
Доля отдельных составляющих потерь в общем снижении к. п. д. при работе влажным паром различна и зависит от многих физических и геометрических факторов. Однако в большинстве случаев в ступенях многоступенчатых турбин решающими являются потери на торможение и на разгон 'крупнодисперсной влаги.
Если на входе в ступень пар перегретый, а расширение заканчивается ниже линии насыщения, то влияние влаги на интегральные характеристики ступени и ее к. п. д. невелико, а во многих случаях просто незаметно. Если пар на входе в ступень влажный (?/о> >0,03—0,05), то в сопловой решетке на стенках профиля образуется водяная пленка. Стекая с выходных кромок сопловых лопаток, эта пленка разрывается, уносится паром по направлению к рабочим лопаткам, причем в закрученном потоке часть влаги стремится к периферии. Жидкую фазу, поступающую на рабочее колесо, можно условно разделить на несколько фракций:
а) влага, в основном мелкодисперсная^, вместе с паром проходящая через рабочую решетку без соприкосновения с лопатками и направляемая далее в следующую ступень или патрубок;
б) влага, ударяющая во входную часть спинки рабочих лопаток и при |Зск1<90°
Рис. 4-25. Схема движения влаги в осевом зазоре ступени.
130
Рис. 4-26. Распределение степени влажности за ступенями большой веерности.
а—опыты со ступенью (///2=2,75; б — обобщение опытов различных организаций; 1 — ступени без влагоудаления; 2 — ступени с периферийным влагоудалением (в зоне />0.8),
отбрасываемая обратно в осевой зазор к сопловым лопаткам в направлении к 'Периферии, откуда снова попадает на рабочие лопатки и т. д. (см. схему на рис. 4-25). Эта влага при ударе о поверхность лопаток отбрасывается в поток в виде мелких капель и образует пленку, частично сепарируемую благодаря центробежной силе, частично срываемую с выходных кромок рабочих лопаток.
Процесс прохождения влаги в турбинной ступени и влияние влаги на ее к. п. д. зависят от физических и геометрических параметров ступени: влажности и ее распределения, дисперсности, отношения скоростей и/с$, рассогласования скоростей основного потока и частиц влаги, чисел М и Re, реакции р, а также веерности ступени l/d, профилей, меридиональных обводов решетки, зазоров, наличия бандажей, проволочных связей и т. д.
Опыты, представленные на рис. 4-26, показали, что по высоте лопаток влажность за ступенью меняется примерно линейно. Так, например, в опытах МЭИ, проведенных в одноступенчатой турбине со ступенью
с d// = 2,75 при г/о=2,5% и большом теплопе-репаде, влажность за ступенью в корневой зоне z/2~3%, а у периферии она доходила до //2 — 8—10%, увеличиваясь с ростом и/с§.
При испытаниях других ступеней, в которых отсутствовало специальное влагоудале-ние, влажность от корпя к периферии увеличивалась также в 2—3 раза. При периферийном же 'влагоудалепии в верхней зоне ступени влажность по сравнению со средним значением возрастала в 4 раза. Такое распределение влажности, сопровождающееся также концентрацией у периферии крупных капель, объясняется рядом причин, в первую очередь центробежной силой, действующей на капельки влаги.
Относительные потери от разгона в осевом зазоре зависят главным образом от коэффициента скольжения v=c'/с” и степени влажности z/i:
ёразг = ^разг£/ь (4-41)
Потери от торможения также зависят от коэффициента скольжения м капель, попадающих на рабочие лопатки, от геометрических характеристик ступени и режима ее работы, в частности от отношения скоростей и/с$. В этих потерях основную роль играют крупные капли, поэтому важна не средняя степень влажности, а условная, подсчитываемая по крупнодисперсной влаге Укр = ^кр£А где /гКр< 1.
Понятие крупнодисперсной влаги также не является абсолютным и зависит от ряда факторов, в частности от давления пара. Обычно считают, что при разрежении, т. е. в ступенях низкого давления паровых турбин, крупными являются капли с d>5—10 мкм, а при давлении рм>0,5 МПа крупными считаются капли с с/>10—20 мкм. Дело в том, что в зависимости от давления меняется отношение плотностей пара и воды, межкапельные расстояния и другие физические характеристики влажного пара.
При большом коэффициенте скольжения т разница в скоростях пара и влаги и, следовательно, в углах входа на рабочие лопатки и pi окажется не столь велика, и капли влаги, попадая на поверхность рабочих лопаток, не только не будут тормозить, а наоборот, могут увеличивать полезную работу, совершаемую в ступени, хотя к. п. д. ступени будет все же ниже, чем при работе перегретым паром. Конечно, в действительности на лопатки будут попадать капли не только разного размера, но и с разным коэффициентом скольжения м. Поэтому расчет потерь от торможения требует разделения влаги на несколько групп.
9*
131
Представим мощность торможения в ступени на основании х-равнения Эйлера (см. §3-1):
гп
дрторч= J (uc'ludG™ — uc'2udG™ ); (4-42) гк
здесь c'iu и с'2и — окружные составляющие скоростей крупнодисперсной влаги на выходе из сопловой решетки и ступени; dG™ — элементарный расход влаги на входе в рабочую решетку и соответственно на выходе из нее.
Хотя а71>а1 и с'ги<и, примем для простоты, что cf2u = u и a'i = ai (рис. 4-24). Очевидно, что при этом абсолютная величина АРТОрм возрастет, и расчет даст завышенные значения НТОрМ. Приняв с\=хс1, получим:
ДРторм = J (vcluu dG™ — и2 dG™). (4-43) гк
Считая, что на входе и на выходе из рабочей решетки известен закон распределения крупнодисперсной влаги, что т неизменно по высоте, и для простоты приняв, что ступень спроектирована по закону постоянства циркуляции (см. § 3-4), т. е. Ciwu=const, получим:
APtopm^^vCiuuGj'" — х2и2б|л ; (4-44)
здесь Xi и кг подсчитываются по известному закону распределения влажности и составляют х=0,6—1, где меньшее значение относится к последним ступеням турбины, а х= = 1 —к коротким лопаткам X2=f(0).
Разделив АРторм на теоретическую мощность ступени Ро = Gh0 = — Gc$ и обозначив укр —
= Gj’n /Gj и yf = G™ /Gz, получим приближенное выражение для коэффициента потерь в ступени за счет торможения:
t ___ Д^торм ___п Г кр / ип у
*торм— ро — ^У2 { Сф J
— V^yf ? cos а, у 1 — pcp-^-j. (4-45) Если считать, что потери от разгона крупных капель в осевом зазоре между решетками и от торможения являются основными в снижении к. п. д. ступени при работе ее влажным паром, то
£вл —£разг + £торм- (4-46)
Поскольку
t/i—у2-р(ро—Рг), то
£вл = &Н/о + &2*/2, (4-47)
где ki и k2—коэффициенты, согласно (4-41) и (4-45) зависящие от многих факторов и обычно определяемые из опытов.
При проектировании многоступенчатой тур-„ и ( и \
бины, ступени которой имеют — <. ------) ,
Сф у Сф у опт т. е. когда согласно (4-45) потери от влажности увеличиваются с ростом п/сф, можно использовать в области низких давлений по-луэмпирическую формулу МЭИ:
Ьм = 2 -±- [0,9у„ + 0,35 (у, - (/,)]; (4-48) £ф
здесь ро — начальная степень влажности; (Р2—Ро)—увеличение влажности, возникшее в результате расширения в ступени.
Эта формула учитывает влияние и/с$ на основании следующих предположений. Чем меньше и/с$, тем меньше возможное рассогласование скоростей пара и влаги и угол 6p = p,i—Pi. С другой стороны, па экономичности по-разному отражается первичная (образовавшаяся в предыдущих ступенях) и вторичная влажность, образовавшаяся за счет расширения пара в данной ступени. Капли вторичной влаги имеют размер, на несколько порядков меньший, чем капли первичной влаги. Отставание капель влаги от скоростей парового потока тем меньше, чем меньше размер капель. Все это говорит о том, что потери, обусловленные первичной влагой, значительно больше, чем потери, вызванные влагой, только что образовавшейся.
Для предварительных расчетов проточной части, работающей влажным паром, широко распространена оценочная формула потерь от влажности
= (4-49)
где уо и z/2 — влажность пара перед и за рассматриваемой группой ступеней или ступенью. Коэффициент а в зависимости от конкретных характеристик ступеней принимается а=0,4 -н0,9.
Так же как и другие дополнительные потери— потери трения диска от парциального подвода, от утечек, потери от влажности снижают оптимальное отношение скоростей, при котором полный относительный внутренний к. п. д. ступени достигает максимального значения.
Для уменьшения потерь от влажности, существенно снижающих экономичность ступени и турбины в целом, принимаются специальные меры. Их можно разделить на три группы:
1. Уменьшение видимой, так называемой диаграммной влажности. Для этого в турбинах электростанций, работающих на органическом топливе, наиболее эффективно повышение начальной температуры и применение промежуточного перегрева пара. Как было
132
показано в § 1-3, .при этом одновременно повышается к. п. д. цикла. Ограничение в повышении начальной температуры пара и температуры промежуточного перегрева связано с необходимостью применять для парогенераторной установки, трубопроводов к турбине и для турбины дорогие материалы, часто пониженной надежности, с усложнением установки, с некоторым снижением ее маневренности из-за большего времени, требуемого для пуска блока и т. п.
В турбинах, рассчитанных для работы с водоохлаждаемыми реакторами АЭС, применяется внешняя сепарация влаги, промежуточный перегрев .пара, а также изредка переход от насыщенного к слабоперегретому пару на входе в турбину. Последнее зависит от конструкции реактора и парогенераторной установки. Применение сепаратора и непосредственно за ним промпароперегревателя усложняет и удорожает турбинную установку ввиду больших размеров этих аппаратов и выполнения их из качественной стали.
Несмотря на все эти трудности, современные паровые турбины, большой мощности, работающие на станциях с органическим топливом, а также турбины, устанавливаемые на АЭС с высокотемпературными газоохлаждаемыми реакторами и реакторами на быстрых нейтронах, всегда выполняются с промежуточным перегревом пара. Турбины АЭС с водоохлаждаемыми реакторами всегда имеют внешнюю сепарацию; в большинстве случаев предусматривается также промежуточный перегрев пара.
2. Уменьшение фактической влажности, в первую очередь крупнодисперсной, за счет влагоудаления из проточной части турбины, в том числе из турбинных решеток. При этом надо учитывать, что удаление влаги практически неизбежно сопровождается отсосом какой-то части пара, которая тем самым .не совершает полезной работы в следующей решетке или в последующих ступенях. В связи с этим весьма желательно удаляемую влагу направлять в систему регенеративного подогрева питательной воды, сочетая вл.аго-удаление с отборами пара. В этом случае энергия удаляемого с влагой пара полезно используется.
3. И наконец, уменьшить вредное влияние влаги можно правильным проектированием ступени. Это проектирование касается выбора оптимального отношения скоростей и/с$, учета особенностей течения влажного пара при расчете ступени, рационального выбора решеток, в частности уменьшения числа сопловых лопаток, благодаря чему сокращается количество крупной влаги, срывающейся
с выходных кромок сопловых лопаток и попадающей на рабочие лопатки.
Одним из эффективных методов снижения потерь от влажности является увеличение осевого зазора между сопловыми и рабочими лопатками, что ведет к выравниванию потока при входе на рабочее колесо и тем самым уменьшению потерь в нем, включая потери на торможение. Правда, за счет выравнивания потока и дополнительного разгона, проходящего на большом расстоянии, уменьшается кинетическая энергия потока на входе в рабочую решетку. Поэтому как для однофазного потока, так и для влажного пара в каждой ступени существуют оптимальное соотношение размеров и оптимальная величина осевого зазора. Опыты показали, что зависимость к. п. д. ступени от осевого зазора во многих случаях очень полога.
4-6. ПРИМЕРЫ КОНСТРУКТИВНОГО ВЫПОЛНЕНИЯ СТУПЕНЕЙ И ЛОПАТОК
Конструктивно осевые турбинные ступени можно условно разделить на три группы: регулирующие1 ступени; остальные ступени турбин активного типа; ступени реактивного типа.
Регулирующие ступени отличаются переменной степенью парциальности, обеспечиваемой последовательным подводом пара к нескольким сопловым сегментам, расположенным в сопловых коробках. На рис. 4-27 представлены чертежи (поперечные разрезы) сопловых коробок турбин сверхкритических параметров ХТГЗ, высокого давления ЛМЗ и НЗЛ, среднего давления НЗЛ. На рис. 11-9 даны чертежи сопловых коробок турбины УТМЗ.
Расположение сопловых коробок по всей или почти по всей окружности определяется большой степенью парциальности и необходимостью .обеспечить равномерный прогоев турбины.
Для регулирующих ступеней с малой степенью парциальности (е<0,5) и при невысокой начальной температуре характерна конструкция, представленная на рис. 4-276.
Во всех случаях стремятся по возможности сблизить сопловые сегменты, чтобы уменьшить потери, связанные с парциальным подводом пара, т. е. сократить число пар концов дуг подвода i [см. формулу (4-10)]. Встречаются конструкции, обеспечивающие при открытии всех регулирующих клапанов почти полный подвод пара (е=0,96). что
1 Регулирующие ступени за отборами теплофикационных турбин часто имеют свои конструктивные особенности (см. гл. 11).
133
Са5
Рис. 4-27а. Сопловые сегменты регулирующей ступени турбины ЛМЗ К-100-90.
Рис. 4-276. Поперечный разрез по клапанной и сопловым коробкам турбины НЗЛ К-18-35.
Рис. 4-27в. Сопловые коробки турбины ХТГЗ К-500-240.
435
Рис. 4-27г. Поперечный разрез по клапанной и сопловым коробкам турбины НЗЛ Т-ЗС-90.
136
практически устраняет при этом режиме работы потери, характерные для ступеней с парциальным подводом пара: £парц~0-
В регулирующих ступенях сопловые сегменты выполняются сварными, когда и периферийный, и корневой бандажи привариваются к лопаткам, или когда корневой бандаж изготавливается фрезерованием заодно со всеми лопатками сегмента, а периферийный приваривается (рис. 4-27а).
При малых высотах лопаток каналы сопловых решеток выполняются с односторонним меридиональным профилированием, преимущества которого описаны в § 2-4. На рис. 4-28,а—в показаны проточные части двухвенечных ступеней скорости с такого рода профилированием сопловой решетки.
В турбинах небольшой мощности, как правило транспортных, при очень большом теплоперепаде регулирующей ступени и числах Мп>2 применяются сверленые (конические) осесимметричные расширяющиеся сопла (рис. 4-29,г).
Рабочие лопатки регулирующей ступени в связи с малыми допускаемыми напряжениями на изгиб выполняются, особенно при высоких параметрах пара, с большой хордой профиля и жесткой конструкции (рис. 4-28,в и 6). Это еще более отчетливо видно на примере регулирующей ступени турбины ЛМЗ мощностью 800 МВт на п=50 с-1, и начальное давление пара р0 = 23,5 МПа. Проточная часть этой ступени показана на рис. 4-30: при высоте рабочей лопатки 40 мм хорда профиля равна 96 мм, так как при номинальном режиме мощность ступени составляет Р= = 46 МВт.
Рабочие лопатки' регулирующих ступеней имеют массивный хвостовик (рис. 4-28,в, д', 4-30, 4-31), а в некоторых конструкциях даже соединяются с ротором с помощью сварки.
Хвостовик фрезеруется заодно с профильной частью лопатки. Во многих случаях заодно фрезеруется и бандаж, имеющий при этом большую толщину (рис. 4-30, 4-31,6/, в). Затем бандажи лопаток для повышения жесткости свариваются попарно (рис. 4-30, 4-31,6/) или на индивидуальный бандаж лопатки накладывается (приклепывается) еще дополнительный общий бандаж, охватывающий несколько лопаток (рис. 4-31,6). Иногда лопатки по две соединяются и сваркой хвостовиков.
Общая конфигурация регулирующих ступеней, их проточная часть, видна для двухвенечных ступеней скорости на рис. 4-28, а также на. рис. 3-29; для одновенечных ступеней— см. рис. 4-30, а также рис. 9-8, 9-9, 9-19, 11-3, 11-14 и др.
В нерегулируемых ступенях активного типа сопловые лопатки рас
полагаются в диафрагмах, состоящих из двух половин (см. чертежи турбин в гл. 9 и 11). Во многих турбинах первая ступень отсека или цилиндра, в том числе первая ступень турбины, если эта ступень не является регулирующей, имеет сопловую решетку, устанавливаемую в обойме или корпусе (см. ЦСД на рис. 9-11, рис. 11-21 и др.). По сравнению с диафрагменной конструкцией в этом случае утечка пара через концевое уплотнение уменьшится, возрастет к. п. д. ступени, так как не будет неблагоприятного подсоса пара через корневой зазор.
Подавляющее большинство нерегулируемых ступеней активного типа, в том числе все ступени турбин насыщенного пара, ступени высокого и среднего давления и в большей части современных турбин и ступени низкого давления имеют сопловые лопатки, соединенные с бандажами сваркой (рис. 4-32, а также чертежи турбин в гл. 9 и 11). Обе решетки с бандажами (верхняя и нижняя полуокружности рис. 4-32,г) также сваркой соединяются с телом и ободом диафрагмы (рис. 4-32).
В ступенях высокого давления многих турбин высоты сопловых лопаток невелики, в то время как обеспечение надежности диафрагмы требует весьма большой их толщины. В результате этого относительная высота лопаток оказывается очень небольшой и концевые потери при обтекании решетки весьма значительными. В этом случае в ряде турбин нашли применение узкие сопловые лопатки (рис. 4-32,6), шириной намного меньшей, чем ширина диафрагмы, позволяющие увеличить относительную высоту li/bi.
Однако для повышения надежности жесткости системы: обод диафрагмы — лопатки — тело диафрагмы необходимо до сопловых лопаток установить дополнительные ребра жесткости. Хотя число этих ребер меньше числа лопаток, все же уже на входе в сопловую решетку на этих ребрах, а также на торцевых поверхностях (до каналов решетки, следовательно, при безградиентном или даже диффузорном течении) образуется относительно большой толщины пограничный слой, который снижает общую эффективность решетки. Кроме того, решетки с малой хордой имеют относительно большую толщину выходной кромки Акр, большею относительную шероховатость, меньшие числа Рейнольдса.
В связи с этим эффективность решеток обоих этих видов (с широкими лопатками и с узкими лопатками и широкой диафрагмой) оказывается примерно одинаковой, а иногда даже при узких лопатках пониженной. Поэтому в настоящее время конструкция, аналогичная рис. 4-32,6, применяется редко.
137
5£6-~-й2Р

Рис. 4-28. Проточные части двухвенечных ступеней скорости.
а — ступень МЭИ КС-1Б (в исполнении Л1<3); б — ступень МЭИ КС-ОА и К.С-1Б (в исполнении КТЗ); в — ступень МЭИ для турбин большой мощности (в исполнении УТМЗ); г — ступень НЗЛ для турбины К-22-90; д — ступень ВТИ.
Рис. 4-29. Сопловые сегменты двухвенечных ступеней КТЗ.
а — с цилиндрическими обводами, сварные; б — с плоскими каналами; в — с профилированными каналами, сварные; г — с осе-
•сим^етричнЫми
каналами.
Рис. 4-30. Проточная часть регулирующей ступени турбины ЛМЗ К-800-240.
А-А
Рис 4-31. Рабочие лопатки регулирующих ступеней.
а — турбины высокого давления ЛМЗ; б — турбины насыщенного пара ХТГЗ; в — турбины ВВС,
139
Рис. 4-32. Сварные диафрагмы.
а—ступени турбины УТМЗ Т-100-130; б —турбины ЛМЗ с узкими лопатками; в—ступени низкого давления турбины ХТГЗ К-500-60 на /1=25 с-1; г —готовая решетка половицы диафрагмы
В части низкого давления, особенно в турбинах небольшой мощности, встречаются литые диафрагмы с залитыми <в их тело и обод •стальными лопатками, штампованными из листа постоянной толщины (рис. 4-33,а). Технология изготовления литых диафрагм не обеспечивает высокой точности в размерах межлопаточных каналов; их поверхности, явля-юищеся периферийным и корневым обводом решетки, весьма шероховаты. Сопловые лопатки, особенно при увеличении по потоку высоты лопаток, образуемые листами по-стоянной толщины не обеспечивают конфу
зорного канала вплоть до горла решетки, а в последних ступенях турбин, где возможно смешанное по высоте течение (в периферийной зоне — дозвуковое, а в корневой — сверхзвуковое), не позволяют профилировать лопатки соответственно расчетным числам М. Поэтому в мощных турбинах, где усложнение конструкции, обеспечивающее даже .незначительное повышение экономичности, очень быстро окупается, такая конструкция сейчас почти не применяется.
В то же время в последних ступенях конденсационных турбин, в первую очередь тур-
А-А
----
226 Н
Рис. 4-33. Штампованные сопловые лопатки.
а — литая чугунная диафрагма НЗЛ с сопловыми лопатками, штампованными из листа постоянной толщины и заливаемыми в тело и обод диафрагмы; б — профиль сварно-штампованной сопловой лопатки ХТГЗ.
141
Рис. 4-34. Крепление рабочих лопаток, выполняемых отдельна от промежуточного тела. а — лопатки ступеней активного типа; б — лопатки ступеней реактивного типа,
бин насыщенного пара, для сепарации влаги (см. § 5-3) все большее распространение находят полые сопловые лопатки. Эти лопатки могут быть как монолитными со сверлением внут
ри профиля, так и сварно-штампованными (рис. 4-33,6).
Меридиональные обводы сопловых решеток в частях высокого и среднего давления турбин обычно цилиндрические, реже — в последних ступенях частей среднего давления — периферийный обвод выполняется коническим; в части низкого давления встречаются разнообразные формы обводов. Часто технология изготовления диафрагмы диктует форму обвода. Так, например, сварная 'конструкция обычно выполняется с коническим (в частном случае, цилиндрическим) обводом, иногда с обводом из двух конических участков (см., например, последнюю ступень турбины на рис. 9-31).
Как при сварной, так и при литой конструкции выходные кромки сопловых лопаток не доходят до края диафрагмы, что приводит к увеличению осевого зазора между решетками и должно учитываться при проектировании проточной части турбины. Сопловые лопатки обычно изготавливаются из нержавеющей стали.
Рабочие лопатки по их конструкции в первую очередь делятся на цилиндрические (постоянного по высоте профиля) и переменного профиля. Последние применяются в ступенях большой веерности; аэродинамическая и технико-экономическая целесообразность такой закрутки лопаток рассмотрена в § 3-5.
Лопатки небольшой высоты, не испытывающие значительных напряжений, выполняются отдельно от так называемого промежуточного тела, определяющего шаг решетки — из свет
Рис. 4-35. Некоторые типы и формы хвостовиков-рабочих лопаток.
а — Т-обоазный; б —- Т-образный с буртиками; в —-грибовидный одноопорный; г — грибовидный трехопорный; д — вильчатый; е — вильчатый ступенчатого типа; ж — зубчиковый; з — елочный торцевой; и — елочный торцевой с круговой заводкой,
142
локатаного профиля (рис. 4-34). Однако такая конструкция применяется только в турбинах небольшой мощности. Как правило, лопатки изготавливаются заодно с промежуточным телом, что, естественно, усложняет технологию их производства.
Конфигурация хвостовика лопатки определяется условиями прочности хвостовика и обода диска, удобством монтажа и замены лопаток при ремонте, а также сложившимся на заводе технологическим процессом. На рис. 4-35, а также на рис. 4-28, 4-30, 4-31 и 4-34 показаны различные формы хвостовиков.
В первых ступенях при небольших высотах лопаток применяются хвостовики, представленные на рис. 4-35,а, б (Л.М.З, УТМ.З, НЗЛ), на рис. 4-35,в (ХТГЗ), 4-35,ж.
При больших высотах лопаток ЛМ'З, УТМЗ и другие заводы и фирмы используют вильчатую конструкцию хвостовика (рис. 4-35,д, 4-38,о), причем, чем длиннее лопатка, тем больше число гребней хвостовика; в некоторых случаях применяется сложная форма гребня, как бы приближающаяся к телу равного сопротивления (рис. 4-35,е, 4-38,е). В последних ступенях все чаще используется торцевая заводка лопаток с Зубчиковой конструкцией хвостовика (турбины ХТГЗ — рис. 4-35,з). Если профиль лопатки от корня к периферии очень сильно закручен (последние ступени с @ = 2,5-н2,8), то заводка лопаток требует выполнения хвостовика с круговой образующей (рис. 4-35,и, а также рис. 4-38,6—д).
При проектировании лопатки, особенно очень напряженной, важно не допустить или по крайней мере выполнить минимальным свес части профиля (кромок) корневого сечения над хвостовиком (см., например, рис. 4-31,а), который создает значительное увеличение напряжений за счет их концентрации в наиболее нагруженном месте лопатки. В некоторых случаях приходится выполнять ступенчатую (вид сверху) конструкцию хвостовика, чтобы избежать свеса кромок. Примеры ее видны на рис. 4-36,а (ступени высокого давления), рис. 4-35,е (последние ступени турбин AEJ), рис. 4-38,е. Если свес кромок остается, то вынужденным решением является переходная от профиля к хвостовику галтель большого радиуса; при этом Ухудшается эффективность обтекания корневой зоны рабочей решетки.
Примеры проточных частей ступеней высокого и среднего давления показаны на рис. 4-36.
Обычно лопатки имеют периферийный покрывающий бандаж. Бандаж улучшает экономичность ступени, обеспечивая благоприятное обтекание периферийной зоны и существенно сокращая потери от утечек (см. § 4-4). Бандаж, объединяя лопатки в пакеты, повышает жесткость облопачивания, снижает изгибаю
щие напряжения в лопатках; в закрученных лопатках большой длины ограничивает разворот периферийной части, появляющийся вследствие центробежных сил.
Ленточный периферийный бандаж или соединяется с лопатками заклепками (рис. 4-34,а и 4-36,сг—з, д) или фрезеруется заодно с лопаткой (рис. 4-31,а, в). Во многих ступенях бандаж имеет специальные усики, позволяющие организовать лабиринтовое уплотнение с малым радиальным зазором (рис. 4-21,о, 4-31,6, 4-36,о, в). В ступенях, где проточная часть выполняется конической, бандаж также может быть коническим. Однако в ступенях, значительно удаленных от упорного подшипника, осевые перемещения ротора не позволяют иметь над таким бандажом малые радиальные зазоры.
Чтобы избежать возможного при коническом бандаже задевания усиков за неподвижную часть, применяется трапециевидная форма бандажа, которая позволяет в решетке иметь конический обвод, а снаружи бандажа — цилиндрическую поверхность.
Примеры такого бандажа показаны на рис. 4-22, где представлена проточная часть реактивной ступени, и на рис. 9-13 — для облопачивания ступеней низкого давления турбины ЛМ'З (все ступени, кроме последней).
Ленточные бандажи в последних ступенях турбины несколько повышают растягивающие напряжения в лопатках, да и в самих бандажах могут возникнуть значительные напряжения. Однако опыт показывает возможность выполнения лопаток самых больших размеров с цельнофрезерованным периферийным бандажом.
Часто длинные лопатки выполняются без периферийного ленточного бандажа. В большинстве случаев при этом для повышения жесткости облопачивания устанавливают более легкий проволочный (иногда для уменьшения напряжений — трубчатый) бандаж (рис. 4-37,cz). Такой бандаж в ступенях низкого,, а иногда и среднего давления может применяться одновременно с ленточным бандажом (см. рис. 9-13). Наряду со скрепляющими проволоками, которые припаиваются к каждой лопатке пакета, для демпфирования колебаний часто применяют демпферную проволоку (иногда состоящую из двух частей — разрезанную-вдоль), которая закладывается в сверления в лопатках, прижимается к ним центробежной силой и при колебаниях за счет трения гасит эти колебания (рис. 4-37,6). При больших шагах t па периферии длинных лопаток возможна Z-образная конструкция бандажа (рис. 4-37,6).
Проволочные (и демпферные) связи ухудшают экономичность ступени, создавая допол
143-
нительное сопротивление, отклоняя поток; особенно неблагоприятно, когда две связи располагаются близко друг к другу. Отверстие в лопатке обычно требует в этом сечении утолщения профиля (см. рис. 4-38), чтобы компенсировать уменьшение его площади. Это утолщение ухудшает эффективность решетки, особенно если оно выполняется на спинке .профиля, что сильнее сказывается па распределении скоростей и давлений по каналу и затрагивает косой срез, влияние 'которого па потери
при обтекании решетки очень значительно. Однако в ряде случаев технологически удобнее выполнять это утолщение на спинке профиля, а не на стороне давления.
Рабочие лопатки паровых турбин для большинства ступеней изготавливаются из нержавеющих сталей, содержащих примерно 13% хрома. В .первых ступенях турбин, рассчитанных на очень высокую начальную температуру, для лопаток используются особые жаропрочные стали, иногда даже аустенитного
Рис. 4-36. Проточные части промежуточных ступеней активного типа, применяемые в частях высокого и среднего давления.
а— турбины УТМЗ Т-100-130 (ступень № 4 ЦВД); б — турбины ХТГЗ К-1000-60 на п=25 с-’ (ступень № 2 ЦСД); в — турбины ЛМЗ К-800-240 (ступень № 9 ЦВД); г — рабочая лопатка ступени высокого давления с хвостовиком без свеса кромок профиля; д — турбины НЗЛ К-22-90 (ступени № 2—6).
144
класса; в последних сильно нагруженных лопатках применяются высококачественные стали с пределом текучести сгтек=650-4-750 МПа.
ЛМЗ имеет большой опыт по использованию для последних ступеней лопаток из титанового сплава, обладающего высокой удельной прочностью, т. е. большим, чем у применяемых в турбостроении сталях, отношением
Рис. 4-37. Проволочные связи в рабочих лопатках.
а — жесткая проволочная связь; б—лопатки с демпферными проволоками; в—Z-образная проволочная связь.
предела текучести к плотности материала. Для турбин ЛМЗ на п=50 с-1 мощностью 1200 МВт из титанового сплава изготавливаются лопатки длиной 1200 мм.
Технология изготовления рабочих лопаток разнообразна: в зависимости от формы лопатки и оборудования па заводе применяются штамповка, фрезерование (прямое и косое), копирование на строгальных и фрезерных станках, электрохимическая обработка, прецизионная штамповка. Последняя применяется практически для всех высот лопаток, так как требует незначительных доводочных операций.
На рис. 4-38 показаны последние лопатки разных ступеней мощных паровых турбин, в том числе лопатка длиной 960 мм, применяемая ЛМЗ для турбин мощностью 300, 500 и 800 МВт на /г=50 с-1, лопатка УТМЗ длиной 940 м.м (на /г=50 с-1), лопатка ЛМЗ длиной 1200 мм (на м = 50 с-1) из титанового сплава, лопатки для тихоходных турбин насыщенного пара длиной 1450 мм (ХТГЗ) и 1320 мм (GE) на п—30 с-1. Основные геометрические характеристики последних ступеней мощных паровых турбин приведены ь § 6-2 (табл. 6-2).
При проектировании гурбин часто применяются заранее отработанные и проверенные в экспериментальных установках типовые ступени. К ним, в частности, можно отнести типовые ступени ЛМЗ с рабочими лопатками постоянного и переменного профиля. Основные характеристики этих ступеней приведены в [Л. 10].
Ступени с лопатками постоянного сечения, разработанные МЭИ и испытанные МЭИ и КТЗ, имеют характеристики, приведенные в табл. 4-2 и в гл. 7 на рис. 7-15. В табл. 4-3
Таблица 4-2
Ступени МЭИ активного типа с лопатками постоянного профиля
мм d/l Сопловая решетка1 Рабочая решетка2 F9/F,
8—20 >20 С-90-12 Ам С-90-15Ам С-90-12Ам С-90-12А С-90-12А С-90-15А1 С-90-15 Ам С-90-15А Р-30-21Ак Р-30-21 Ак Р-30-21 Ак Р-30-21Ак Р-30-21 А Р-30-21 А Р-30-21 Ак Р-35-25А 1,60—1,65 1,40—1,50 1,55—1,65 1,45—1,65 1,45—1,65 1,40—1.50 1,50—1,60 1,60—1,70
20—50 >ю С-90-12А С-90-15А С-90-15А Р-30-21А Р-30-21 А Р-35-25А 1,62—1,75 1,45—1,55 1,55—1,65
50—100 >8(6) С-90-12А С-90-15А С-90-15А Р-30-21 А Р-30-21 А Р-35-25А 1,55—1,67 1,40—1,55 1,50—1,60
* Индекс ,м“ означает, что сопловая решетка имеет меридиональный обвод с поджатием для уменьшения концевых потерь (§ 2-4).
2 Индекс ,к“ означает, что рабочая решетка имеет диффузорно-кочфузорный канал для уменьшения концевых потерь (§ 2-4).
10—326
145

«)
О)
Рис. 4-38. Примеры
последних лопаток мощных
паровых турбин,
— лопатка GE длиной 1320 мм на «=30 с-1 (проект),
ВВС S5 ОКО.™ Гм";а®„С-»; о-Т-ЩС™ Жй*1 940 « »»
*"™ ХТГЗ-М W мм”на Г45%Т,“Р2“™3а “0V=T^"’ 12»
Т а б л и ц а 4-3
Двухвенечные ступени скорости МЭИ
Наименование Типы ступеней
КС-ОА KC-JA КС-1 Б KC-0B КС-1В КС-2В
для малых Gv и 0,7>е>0,45 для больших Gv и 0,75>е>0,45 для больших Gv и 0,7>е>0,35 для малых Gv и s<0,3 для больших Gv и е<0,3 для больших Gv И £<0,3
г сопловая С-90-12А С-90-15А или С-90-1 Б или С-90-9Р С-90-15Р С-90-18Р
С-90-15 Ам С-90-15Бм
Решет- 1 1 -я рабочая Р-23-14А Р-26-17А или Р-26-17Б или Р-23-14В Р-26-17В Р-35-15В
ки | Р-26-17Ак Р-26-17Бк
поворотная Р-30-21 Ак Р-35-25Ак Р-35-25Ак Р-30-21Б Р-35-25Б Р-46-29Б
1 2-я рабочая Р-46-29А Р-46-29А Р-50-ЗЗА Р-46-29А Р-50-ЗЗА Р-60-38А
оиэ 11—13° 14—16° 15—17° 9—12° 15—17° 16—19°
Углы выхода ^2Э 14—16° 17—19° 17—20° 14—17° 17—19° 24—26“
аГ1Э 20—22° 23—25° 23—25° 20—22° 23—25° 29—33“
28—30° 29—32° 31—33° 26—29° 29—33° 38—45“
1,52—1,56 1,48—1,54 1,5—1,56 1,6 1,55—1,65 1,56
Отношение 1 г- ,г 2,4—2,5 2,40—2,50 2,45—2,55 2,7 2,6—3,0 2,86
1 F'ziFi 3,5—3,6 3,4—3,6 3,5—3,8 4,5 3,8—4,5 4,5
Рис. 4-39. Проточная часть ступени низкого давления реактивной турбины.
имеются сведения по двухвепечным ступеням скорости МЭИ.
В [Л. 10, 15, 23] приводятся данные по типовым ступеням НЗЛ, ЦКТИ, результаты испытаний ступеней ХТГЗ.
Ступени реактивного типа почти не нашли применения в турбинах наших заводов, однако многие зарубежные фирмы их используют. Особенности конструкций реактивных ступеней ощутимы
главным образом в ступенях высокого и среднего давления. Они определяются в первую очередь формой профилей и отсутствием диафрагм. Как правило, в этих ступенях профили сопловых и рабочих лопаток одинаковы; при этом хорды этих лопаток также одинаковы или несколько большие в рабочих лопатках, что необходимо из-за возникающих в них дополнительных напряжений от центробежных сил. Крепление сопловых и рабочих лопаток обычно одинакового типа: хвостовики или такой же формы, как у рабочих лопаток активных ступеней, или иной, специфической для завода-изготовителя. Особенностью сопловых лопаток из-за установки их не в диафрагме, а непосредственно в обойме или корпусе (см. рис. 9-2'6, 9-33 и др.), является уплотнение зазора между лопатками и ротором (рис. 4-22).
В старых реактивных турбинах, а также в турбинах небольшой мощности реактивные лопатки часто выполнялись без бандажа. Сейчас в мощных турбинах из-за повышенных требований к экономичности так делают редко. Конструкция ступени низкого давления реактивной турбины .показана на рис. 4-39.
10*
ГЛАВА ПЯТАЯ
МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
5-1. РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС МНОГОСТУПЕНЧАТОЙ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ
Для привода генераторов электрического тока большой мощности применяются паровые турбины высокой экономичности. Такие турбины выполняются многоступенчатыми.
Уже раньше (§ 1-1) отмечалось, что принципиальное различие между многоступенчатыми активными и реактивными турбинами, которое было очень заметным в первый период развития турбостроения, впоследствии значительно сгладилось и многие современные паровые турбины часто выполняются с активными ступенями в области повышенного давления пара и с реактивными ступенями в части низкого давления.
Тем не менее по конструктивным признакам разделение между активными и реактивными турбинами во многих случаях сохранилось до -сих пор. Также сохранились и некоторые особенности в методах проектирования тех и других турбин. Поэтому в дальнейшем мы оставим условное деление между активными и реактивными турбинами. Однако, говоря о турбинах активных, будем допускать в них и ступени, работающие со значительной степенью реакции. Под реактивными подразумеваются
ь м
Рис. 5-1. Схематическая порточная часть турбины активного типа.
турбины, имеющие в большинстве ступеней реакцию р~0,5.
На рис. 5-1 показана конструктивная схема проточной части многоступенчатой активной турбины. На общем валу посажен ряд дисков /, на периферии которых располагаются рабочие лопатки. Диски разделены диафрагмами 2, в которых установлены сопловые лопатки 3. В сопловых решетках происходит расширение пара. Элемент турбины, состоящий из диафрагмы и последующего диска с рабочими лопатками, образующими рабочую решетку, представляет ступень активной турбины. Диафрагмы двух соседних ступеней образуют камеру, в которой располагается диск, несущий рабочую решетку.
Во многих турбинах применяется сопловое парораспределение. При этом первая ступень при изменении пропуска пара работает с изменяющейся парциалыюстью и в этом отношении отличается от последующих ступеней турбины. Такая ступень называется регулирующей ступенью и выполняется при относительно малых расчетных перепадах тепла в виде одновенечной активной ступени, при значительных теплоперепадах — в виде двухвенечной ступени скорости.
В многоступенчатой турбине полный располагаемый перепад тепла от начального состояния пара до давления в выходном патрубке распределяется между последовательно расположенными ступенями турбины. Таким образом, каждая из ступеней перерабатывает лишь часть общего теплоперепада, приходящегося па всю турбину.
На рис. 5-1 представлены графики изменения давления пара и скоростей парового потока по отдельным ступеням активной турбины. Подводимый к турбине пар протекает через стопорный и регулирующие клапаны. Это течение сопровождается потерями, так что давление пара ро перед сопловой решеткой регулирующей ступени несколько ниже (на 4— 6%), чем давление перед стопорным клапаном турбины. В сопловой решетке первой ступени пар расширяется от давления р0 ДО давления pi, за счет чего скорость при истечении из сопловой решетки возрастает до сд. Основная часть кинетической энергии сд/2 парового потока преобразуется при протекании рабочей решетки регулирующей ступени в энергию вращения ротора турбины, так что при выходе из рабочих лопаток паровой поток имеет уже незначительную скорость с2. Таким образом, расширение пара продолжается в последующих
148
ступенях до тех пор, пока не будет достигнуто давление рк в выходном патрубке турбины. В ступенях высокого и среднего давления активной турбины обычно допускается невысокая степень реакции. В ступенях низкого давления реакция увеличивается.
Линия ab в диаграмме рис. 5-1 показывает изменение вращающего момента на валу турбины. Моменты, передаваемые диском каждой последующей ступени, суммируются с крутящими .моментами предыдущих ступеней, так что величина моментов постепенно возрастает и суммарный момент М соответствует суммарной мощности Р, которую при частоте вращения со турбина передает ротору соединенного с ней генератора электрического тока: Р= — 1О-3Л1со кВт.
Небольшой отрицательный момент на переднем конце вала определяется затратой мощности на привод масляного насоса, расположенного в картере переднего подшипника.
На рис. 5-2 показан в ^-диаграмме процесс расширения пара в многоступенчатой активной турбине. Процесс состоит из последовательных процессов отдельных ступеней, причем конечное состояние предыдущей ступени является начальным для последующей. Ступени низкого давления предполагаются выполненными со значительной реакцией на среднем диаметре.
По мере расширения пара и понижения его давления растут удельные объемы пара. Для пропуска возрастающих объемов приходится постепенно от ступени к ступени увеличивать
Рис. 5-2. Процесс расширения пара в многоступенчатой турбине активного типа в t’S-диаграмме.
Рис. 5-3. Схематическая проточная часть турбины реактивного типа (с активной регулирующей ступенью).
проходные сечения сопловых и рабочих решеток, что в основном достигается увеличением диаметров ступеней и высот лопаток.
При большом числе ступеней приходится размещать их в двух или нескольких цилиндрах.
На рис. 5-3 показана конструктивная схема проточной части реактивной тур би-н ы. Если в реактивной турбине применено сопловое парораспределение, то первая (регулирующая) ступень выполняется активной. Активная одповенечная регулирующая ступень показана м на рис. 5-3. Так как регулирующая ступень работает с парциальным подводом пара, то она может быть выполнена только, как отмечалось в § 4-2, с небольшой степенью реакции.
За регулирующей ступенью помещаются реактивные ступени, которые выполняются всегда с полным подводом пара. Если в активных турбинах малой мощности можно применять парциальный подвод пара в первых нерегулируемых ступенях, то для реактивных турбин такая возможность исключается.
Рабочие лопатки реактивных ступеней устанавливаются непосредственно па барабане, а сопловые лопатки крепятся в корпусе турбины или в обоймах.
Расположение сопловых лопаток в диафрагмах, а рабочих на дисках в реактивной турбине привело бы к большим осевым усилиям, действующим на ротор (см. § 5-6), увеличению осевых габаритов турбины и ее удорожанию.
149
На рис. 5-3 приведены графики изменения давлений и скоростей пара в реактивной турбине. На рис. 5-4 построен процесс расширения пара в реактивной турбине в /S-диаграмме. Поскольку расширение пара происходит как в сопловых, так и в рабочих решетках, то изменение состояния пара при его расширении изображается непрерывной плавной кривой.
В связи с большими значениями (и/Сф)Опт согласно (3-42) реактивные ступени при той же окружной скорости и перерабатывают меньший теплоперепад, чем активные, и число их в многоступенчатой турбине больше.
Разбивка общего теплоперепада между отдельными ступенями, которая осуществляется в многоступенчатых турбинах, создает ряд преимуществ, позволяющих достигнуть высокого к. п. д. всей многоступенчатой турбины.
Основные преимущества многоступенчатой турбины заключаются в следующем:
1. С применением значительного числа ступеней можно для каждой ступени выбрать небольшой теплоперепад, чтобы даже при умеренных окружных скоростях рабочих лопаток обеспечить значения при которых к. п. д. отдельных ступеней достигают максимума.
2. Уменьшение скорости истечения пара и связанное с этим уменьшение диаметра ступени (при заданной частоте вращения) приводит к увеличению высоты сопловых и рабочих лопаток или к увеличению степени парциально-
♦ Рис. 5-4. Процесс расширения пара в многоступенчатой турбине реактивного типа в /S-диаграмме.
сти в тех ступенях, которые работают с малыми объемными расходами пара, как, например, ступени, расположенные в области значительных давлений пара, где удельные объемы пара невелики. В связи с этим даже при мощностях турбины 4000—6000 кВт и частоте вращения и = 50 с-1 во всех ступенях турбины, за исключением регулирующей, обычно удается обеспечить степень парциальности, равную единице, и достаточную высоту сопловых и рабочих лопаток.
В регулирующей ступени степень парциальности не достигает единицы, так как наличие стенок, отделяющих одну сопловую группу от другой, заставляет сохранять промежутки между сопловыми группами, уменьшающие степень парциальности. Даже если пар в регулирующей ступени подводится по всей окружности, степень парциальности в ней составляет не более 0,8—0,96.
Достижение полной парциальности и достаточной высоты лопаток нерегулируемых ступеней многоступенчатых турбин является очень существенным фактором повышения к. п. д. турбины.
3. При удачном очертании проточной части кинетическая энергия потока пара, покидающего ступень турбины, может быть частично или полностью использована в последующей ступени. Таким образом, увеличивается располагаемый теплоперепад hQZ>hQ большинства ступеней. Выходная скорость полностью теряется обычно лишь в регулирующей и в последних ступенях турбины и ее отдельных цилиндров.
4. Потери энергии в каждой ступени турбины, как это видно из /S-диаграмм рис. 5-2 и 5-4, вызывают повышение температуры пара перед последующими ступенями. Это обстоятельство приводит к тому, что фактический располагаемый теплоперепад для какой-либо промежуточной ступени, например теплоперепад Аоз для третьей ступени (рис. 5-2), взятый между изобарами р' и р", несколько превышает тепловой перепад /г.лоз между теми же изобарами, взятый по основной изоэнтропе. Таким образом, потери в предыдущей ступени вызывают увеличение .перепада тепла в последующих ступенях и могут быть в них частично использованы.
В результате сумма располагаемых тепловых перепадов в многоступенчатой турбине, работающей с потерями, больше, чем располагаемый теплоперепад, взятый для всей турбины .по основной изоэнтропе Но.
Возможность частичного использования потерь предыдущих ступеней в последующих ступенях также является существенным преимуществом многоступенчатой турбины.
150
5. В многоступенчатой турбине могут быть выполнены отборы пара для регенеративного подогрева питательной воды, что позволяет существенно повысить экономичность теплового цикла.
Перечисленные положительные факторы позволяют достигнуть в многоступенчатой турбине повышенной экономичности. Наряду с этим в многоступенчатой турбине возникают дополнительные потери, которых нет в одноступенчатых турбинах или которые не имеют в этих турбинах существенного значения. Так, например, потери от перетекания пара, которыми можно пренебрегать в одноступенчатых активных турбинах, в многоступенчатых турбинах сказываются иногда довольно сильно.
Поскольку в камере регулирующей ступени давление выше атмосферного, часть пара, вышедшего из сопловых групп регулирующей ступени, вытекает через уплотнение из камеры ступени и не принимает участия в работе последующих ступеней (см. § 5-4). Кроме того, утечка пара происходит также через уплотнение промежуточной диафрагмы, так что не все количество пара, идущего к последующим ступеням турбины, проходит через сопла диафрагмы и приобретает в них кинетическую энергию. В ступенях, работающих с реакцией, возникает также утечка пара через радиальные зазоры рабочих лопаток. Наличие этих утечек может привести к значительному снижению к. п. д. ступени, особенно в тех ступенях, которые работают с небольшими объемными пропусками пара (см. § 4-4). При правильном выборе конструкции удается снизить эти добавочные потери и обеспечить в многоступенчатой турбине высокий к. п. д.
Однако следует иметь в виду, что многоступенчатые турбины являются сложными и дорогими машинами, применение которых оправдывается достижением необходимой экономичности.
Если для турбин большой мощности выигрыш в повышении к. п. д. при их выполнении многоступенчатыми существеннее удорожания конструкции, то для турбин малой мощности, применяемых для привода различных агрегатов, вопрос о том, выполнять ли турбину одно- или многоступенчатой, решается на основе технико-экономических расчетов. В транспортных установках выбор числа ступеней связан с ограничением массы и габаритов турбины.
3-2. КОЭФФИЦИЕНТ ВОЗВРАТА ТЕПЛА
На рис. 5-5 показан процесс расширения пара в конденсационной многоступенчатой турбине в 75-диаграмме. Располагаемый теплоперепад Но для всей турбины эквивалентен пло-
Рис. 5-5. Процесс расширения пара в многоступенчатой турбине в fS-диаграмме.
щади замкнутого цикла 1234а1, которую можно также рассматривать как сумму тепло-переиадов отдельных ступеней, взятых на основной изоэнтропе:
/Ео1 + /2,о2+^/Оз+ • • •
Потери энергии в первой ступени турбины, изображенные в TS-диаграмме площадью а'4'55"а', вызывают повышение температуры пара перед второй ступенью. Таким образом, изоэнтропийный теплоперепад второй ступени выражается уже пе площадью h'^, как это было бы при отсутствии потерь в первой ступени, а площадью, которая соответствует сумме
ho2= h'o2~V Q2, где q2—4'55'4"4'— приращение теплоперепада второй ступени, вызванное переходом в тепло потерь предыдущей ступени.
Точно так же располагаемый теплоперепад для третьей ступени найдется как сумма /Еоз+ + располагаемого теплоперепада этой ступени, взятого по основной изоэнтропе, и дополнительного теплоперепада, выражающегося вертикально заштрихованной площадью q3, возникшей в результате увеличения энтальпии пара перед третьей ступенью вследствие потерь первой и второй ступени. Рассуждая таким образом, приходим к выводу, что сумма располагаемых теплоперепадов для всех ступеней турбины изобразится площадью 12344'55'66'77'1 = Hq~tQ, тогда как сумма потерь всех ступеней турбины представится площадью a'4'55'66'77'bb'a'=Q + T2l\S (для случая, когда процесс заканчивается в области влажного пара). Использованный теплоперепад для всей турбины найдется как разность (Zfo + Q) — (T2AS + Q) =Hq—T2kS располагаемого теплоперепада и потерь тепла, отданного
151
охлаждающей воде. В области влажного пара эти потери изображаются в TS-диаграмме прямоугольником T^S.
Очевидно, что использованный теплоперепад не зависит от характера протекания процесса в турбине и определятся только начальной и конечной энтальпиями пара при входе и выходе мз турбины.
Использованный теплоперепад отдельной ступени hi можно представить как произведение располагаемого теплоперепада ступени h0 на ее к. п.д. т)стОг- Таким образом,
/и = hrfj..
Использованный теплоперепад всей турбины найдется как сумма использованных перепадов отдельных ступеней:
Hi=^fu — Tho^ — S (/z'o —q) (5-1)
Если предположить, что к. п. д. всех ступеней одинаковы, то может быть вынесен как общий множитель за знак суммы.
Тогда найдем:
Hi = S (/Г0 + q) = (Яо + Q). (5-2)
Здесь 1:0 представляет собой располагаемый теплоперепад для всей турбины, взятый по основной изоэнтропе (площадь 1234а1 в /^-диаграмме); Q — часть тепла потерь в ступенях турбины, которая может быть использована в последующих ступенях.
С другой стороны, использованный тепло-перепад для всей турбины напишется так:
Н i = И оТ) oi •
Сравнивая два выражения для использованного теплоперепада, находим, что к. п. д. всей турбины Цог представится так:
'Qoi = Т]о[ 1 + у = (1 + <7т)' (5-3)
Отношение qT = Q/H0 называется коэффициентом возврата тепла и определяет долю потерь, которая может быть использована в последующих ступенях турбины.
Таким образом, формула (5-3) показывает, что относительный к. п. д. всей многоступенчатой турбины больше, чем средний к. п. д. ее отдельных ступеней.
Чем больше число ступеней, которое имеет турбина, тем ближе ломаная линия 44'55'66'77' к предельной линии 4& и тем больше площадь, эквивалентная Q, а следовательно, и коэффициент возврата тепла.
Влияние числа ступеней турбины на коэффициент возврата тепла для турбины, работающей насыщенным паром, можно оценить, исходя из следующих приближенных предпосылок. Допустим, что точки начала процесса расширения пара в каждой ступени лежат в области влажного пара и располагаются на прямой АВ (рис. 5-5).
Тогда при числе ступеней z возвращенное тепло может быть поцсчитано как сумма

Каждый член этого ряда соответствует площадям fi, fz - - Сумма членов написанной арифметической прогрессии равна:
AS z — 1
Q = ~т ~~ <5'4>
При бесконечно большом числе ступеней возвращенное тепло для насыщенного пара представится так:
AS
При конечном числе ступеней возвращенное тепло а — 1
составит долю —-—от Q^.
Приращение энтропии AS в свою очередь можно-выразить следующим образом.
Для случая, когда процесс оканчивается в области влажного пара, отданное холодному источнику тепло,, обусловленное потерями в турбине, изображается в TS-диаграмме прямоугольником T2AS. С другой стороны* это тепло можно представить как произведение Но(1—'Пог). Таким образом,
Т2Д5=Яо(1—-iioi).
Решая это равенство относительно AS, находим:
„ Не
лз — т2 (I—
Подставляя эту величину в выражение для возвращенного тепла, получаем:
л Н Q (Т ц X z — 1
<2 — 2 у’2 у z ' (5-5)-
Наконец, коэффициент возврата тепла представятся гак:
Эти формулы выведены в предположении, что процесс расширения происходит <в области влажного пара и что линия расширения в TS-диаграмме может быть представлена прямой, соединяющей точки начального и конечного состояний пара.
С достаточным приближением формулами (5-4) и (5-6) можно пользоваться также и в том случае, когда все расширение пара происходит в области перегретого пара. Необходимо лишь отметить, что температура Т% должна быть взята по состоянию в конце изоэнтропий-ного расширения, а не по действительному состоянию отработавшего пара (в области насыщения обе эти температуры одинаковы).
Когда начало расширения лежит в области перегретого пара, а конец процесса расширения — в области насыщенного, расчет по формулам (5-4) и (5-6) приводит к значительным погрешностям. В самом деле, если предположить, чю линия расширения в i’S-диаграмме представляется прямой, соединяющей начальную и конечную точки процесса расширения, чго еще можно считать достаточно близким предварительным изображением протекания процесса, то при переносе этого процесса в Г5-диаграмму линия, изображающая протекание процесса, будет иметь при переходе через пограничную кривую перелом, подобный показанному на рис. 5-6.
Тогда возвращенное тепло при бесконечно большом числе ступеней изобразится заштрихованной площадью-
152
Рис. 5-6. Процесс расширения пара в TS-диаграмме при переходе из области перегретого в область влажного пара.
а1Г2а. Если принять обозначения, приведенные на диаграмме рис. 5-6, и допустить, что линии 11', 1'2 прямые, то эта площадь может быть выражена равенством
А + -S-^ (А5 - Л) =
где
A = L,S-P-—P~.
у0 — 7 S
Пользуясь этим равенством, можно приближенно подсчитать коэффициент 'возврата тепла: (гут); = Q//70.
В действительном процессе линия расширения обычно является нс прямой, как это принималось при выводе приближенных формул, а кривой, подобно процессам, построенным на рис. 5-2 и 5-4. Поэтому коэффициент возврата тепла в действительности обычно меньше подсчитанного по приближенным формулам и составляет:
</т=(0,8-ь0,9) (^)г.
Для приближенной оценки коэффициента возврата тепла можно пользоваться такой удобной формулой:
— rrioi)о ~~—~, (5-Z)
в которой коэффициент kT для турбин, работающих только в области перегретого пара, следует принимать равным 4,8-10-4; если вся линия процесса лежит в области влажного пара, Лт = 2,8-10-', а для турбин, у которых процесс расширения переходит из области перегретого в область влажного пара, &т = 3,24-4,3-10~4. В формуле (5-7) размерность Но — кДж/кг.
На диаграмме рис. 5-7 приведены кривые изменения коэффициента возврата тепла в зависимости от числа ступеней турбины при различных значениях относительных внутренних к. п. д. ступени. Эти кривые подсчитаны для процесса, в котором ро=9,О МПа, /о = 5ОО°С, Рк=4 кПа (/гт —3,8-10-4). Величина <ут для обычно встречающихся чисел ступеней и к. п. д. колеблется в пределах от 0,04 до 0,10.
Выведенные выше формулы (5-4) и (5-6)
Рис. 5-7. Влияние числа ступеней и среднего к. п. д. ступени на коэффициент возврата тепла.
были найдены в предположении, что тепловые перепады отдельных ступеней равны между собой. Если эти условия в действительности не соблюдаются, то погрешность при оценке коэффициента возврата тепла может возрасти, хотя все же в большинстве случаев точность определения оказывается достаточной для практических расчетов турбины.
Рассмотренные способы оценки коэффициента возврата тепла опирались на исследование процесса расширения пара в турбине, изображенного в 75-диаграмме, и учитывали особенности, связанные с переходом процесса из области перегретого пара в область насыщенного пара.
Если рассматривать расширение газа или принять, что для перегретого пара с достаточной точностью могут быть использованы уравнения идеального газа, го коэффициент возврата тепла может быть определен аналитически [Л. 33].
На рис. 5-8 в качестве примера построены коэффициенты возврата тепла в предположении, что к. п.д. ступеней одинаков. Показатель изоэнтропы принят А? =1,3. По оси абсцисс отложены отношения pdpz, характеризующие степень расширения пара в турбине. По оси
Рис. 5-8. Влияние отношения давлений в многоступенчатой турбине и к. п. д. ступеней па коэффициент возврата тепла (при бесконечном числе ступеней).
153
ординат отложены коэффициенты возврата тепла. Как и следовало ожидать, коэффициенты ^°°т возрастают по мере увеличения степени расширения пара.
При конечном числе ступеней z коэффициент возврата тепла подсчитывается по формуле
Рис. 5-10. Процесс эрозии поверхности рабочих лопаток в зависимости от времени работы турбины.
(5-8)
Л —. Q ----
5-3. ЭРОЗИЯ РАБОЧИХ ЛОПАТОК И СПОСОБЫ ВЛАГОУДАЛЕНИЯ В ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ТУРБИНЫ
В турбинных ступенях, работающих влажным паром, часто наблюдается эрозия поверхности раб. оч их лопаток. В результате эрозии происходит как бы выщербление металла, поверхность лопатки становится неровной, губчатой, с выступами и полостями (кавернами). Эрозия может захватить значительную часть профиля, иногда до 0,2—0,3 хорды его, и привести к отрыву части лопатки. Даже незначительная эрозия меняет вибрационные и прочностные характеристики лопаток, что может быть причиной их поломок, а также ухудшает к. п. д. ступени. Примеры эродированных лопаток представлены на рис. 5-9.
Процесс эрозионного разрушения лопаток во времени (рис. 5-10) показывает, что можно выделить три стадии эрозии: первая, начальная-— большой интенсивности; вторая — с существенно меньшей скоростью разрушения и третья, когда дополнительный износ практически отсутствует. Продолжительность этих ста
,Рис. 5-9. Внешний вид лопаток, поврежденных эрозией.
дий зависит от условий работы лопаток и материалов, из которых они изготовлены.
Причиной эрозии является сложное, взаимосвязанное ударное и кавитационное воздействие влаги. В лопатках эрозионное воздействие ощущается не сразу и разрушение начинается с микроскопических трещин и язвин, постепенно захватывающих большие поверхности.
Для анализа процессов, вызывающих эрозионное воздействие капель на лопатки, рассмотрим спектр потока на выходе из сопловой решетки. Как видно из рис. 2-39, жидкую фа
зу, покидающую сопловую решетку, можно разделить на три потока: частицы, прошедшие через канал без контакта с поверхностью профиля; частицы, образовавшиеся в результате отражения и срыва капель; частицы, возникшие при дроблении пленки, сходящей с выходных кромок сопловых лопаток.
Эти потоки имеют разные скорости с\ и разные направления сД, отличающиеся от местных скоростей с'\ и углов аД потока паровой фазы.
Условно весь влажный пар, выходящий из сопловой решетки, разделим па три группы: пар и мелкодисперсная, в виде тумана, влага, скорости и направления которой почти одинаковы с с\ и аД (рис. 5-11); пленочный поток крупных капель с малой скоростью с'1пл (т’ги = с,1ТТЛ/с,,1 = 0,054-0,15) и углом выхода, близким к углу наклона выходной кромки, т. е. а,1пл = сц+ (24-6°), и срывпой поток со скоростью с'юр, меньшей, чем скорость пара, по существенно большей, чем скорость пленочного потока (vCp=c'icp/c"i=0,34-0,7), и очень большими углами сДСр = 404-70°. Соответственно и в относительном движении на рабочую лопатку условно попадут три потока.
Представленные на рис. 5-11 входные треугольники скоростей типичны для периферийной зоны последних ступеней. И срывной и особенно пленочный потоки попадают на лопатки со скоростью оД, существенно большей, чем скорость w'\, и близкой по своей величине к окружной скорости и, и пол иным углом
Так, в численном примере, показанном на рис. 5-11, при коэффициентах скольжения мПл = 0,1 и vcp=0,4 и отношении скоростей ц/сД=1,26 получим, что геДПл/^Д=2,55 и аДср/^Д=2,3 и вместо рД=134° углы входа крупнодисперсиой влаги составляют р\пл = = 178° и p/icp=162°, т. е. влага попадает на рабочие лопатки под существенно большим углом, чем скелетный угол входа профиля.
В результате этого на относительно небольшой ширины участок Sb профиля ударяют капли пленочного и срывного потоков. В периферийной зопе ступени с высокой реакцией рп и большими окружными скоростями цп удельная плотность воздействия влаги на
154
Рис. 5-11. Входные треугольники скоростей паровой и жидкой «фаз для периферийного сечения ступени большой веерно-•ст и. Один штрих означает па раметры жидкой фазы, два штриха—паровой фазы; индекс «пл» относится к потоку крупных капель, возникших при дроблении пленки, сходящей с выходных кромок сопловых лопаток; индекс «ср» — к частицам, образовавшимся в результате отражения и срыва капель.
поверхность рабочих лопаток оказывается больше, чем в сечении на выходе из сопловой решетки, так как здесь sin a'i/sin p,i>'l. Для примера, представленного на рис. 5-11, плотность пленочного потока увеличивается примерно в 10, а срывного— в 5 раз. Таким образом, плотность потока крупнодисперсной влаги в относительном движении существенно возрастает, что способствует эрозионному разрушению.
Поскольку за счет центробежных сил и закрутки потока жидкая фаза, особенно в виде капель большого размера, концентрируется на периферии (см. рис. 4-26), то эрозионного разрушения лопаток следует ожидать в периферийной части, что подтверждается практикой эксплуатации турбин и многочисленными экспериментами. Очевидно, что чем больше fr"i и окружная скорость ип, тем больше будет скорость w't/c"i удара капель на входе в рабочую решетку, тем больше будет разность Р/1— и тем выше отношение sin a'i/sin
и, следовательно, плотность потока влаги.
Предупреждение эрозии, что является безусловным требованием нормальной работы турбины, может идти двумя принципиально отличными путями — активным и пассивным.
Активный .путь означает:
1) уменьшение влажности перед ступенью Уо, что достигается повышением начальной температуры пара и снижением начального давления, применением промежуточного перегрева пара, понижением разделительного давления, применением эффективной внешней сепарации, увеличением теплоперепада в последней ступени, где, очевидно, следует ожидать наибольшей эрозии;
2) уменьшение фактической влажности перед рабочей лопаткой, достигаемое применением различных высокоэффективных способов влагоудаления в проточной части, в том числе сепарацией влаги из предшествующей сопловой решетки.
'Поскольку, как показал опыт эксплуатации, местные сопротивления—-проволоки па лопатках, стойки, резкие изломы проточной
части и т. п. — приводят к локальной концентрации влаги и повышенной в результате этого эрозии, желательно их избегать в области влажного пара.
3) уменьшение ударного воздействия капель влаги на рабочие лопатки, что достигается, в частности, увеличением осевого зазора между сопловыми и рабочими лопатками, благодаря чему возрастает коэффициент скольжения и прогрессирует дробление капель. Для ступеней большой веерпости осевой зазор увеличивают в периферийной зоне, где в основном и происходит эрозия лопаток. В то же время в связи с высокой реакцией в этой зоне увеличение осевого зазора не столь сильно сказывается па экономичности ступени. В некоторых турбинах осевой зазор в периферийной части последних ступеней доходит до 100 мм и более.
На рабочих лопатках в той части, где ожидается эрозионное разрушение, выполняется крупнопористая поверхность. В порах — неровностях поверхности лопаток задерживается влага, которая воспринимает удары капель. Еще более эффективно выполнение рабочих лопаток с радиальными пазами на спинке профиля в верхней его части. В таких лопатках, применяемых рядом зарубежных фирм (рис. 5-12), образование водяной подушки, воспринимающей удар капель, сочетается с хорошей (благодаря радиальным пазам) сепарацией влаги;
4) снижение окружной скорости на периферии лопаток ип. При прочих равных условиях, т. е. влажности па входе в ступень уо, углах выхода сп, степени реакции рп и зазорах, снижение окружной скорости, как видно из рис. 5-11, уменьшает плотность пленочного и срывного потоков, попадаю-
Рис. 5-12. Рабочая лопатка с радиальными пазами па спинке профиля.
155
Рис. 5-13. Стеллитовые накладки на рабочих лопатках ступеней низкого давления, работающих во влажном паре.
ки лопатки.
щих на поверхность рабочих лопаток.
Пассивные методы борьбы с эрозией включают:
1) применение для лопаток материалов, к которым надо отнести нержавеющие стали, титановые сплавы и Др.;
2) установку на той части лопаток, которая подвергается эрозии, накладок из весьма эрозионно-стойких материалов, непригодных, однако, для изготовления всей лопатки. Таким материалом является стеллит — сплав на кобальтовой основе. Для того чтобы умень-
шить скалывающие напряжения в шве, которые могут возникнуть при вибрации лопаток и обеспечить свободу тепловых расширений лопатки, накладки выполняются из нескольких частей, расположенных по длине входной кром-
Стеллитовые накладки широко применяются на лопатках ЦНД многих паровых турбин, в том числе в турбинах ЛМЗ и УТМЗ (см., например, рис. 9-13, 11-8 и др.);
3) термическая обработка лопаток или отдельных их частей, а также покрытие поверхности лопаток. ХТГЗ, например, в своих турбинах, в том числе турбинах насыщенного пара, применяет для рабочих лопаток последней ступени поверхностное электроискровое упрочнение выходных кромок твердым сплавом. Сущность этого метода заключается в направленном переносе металла с электрода на лопатку под действием электрического разряда. После этого стойкость против эрозии у высо-кохромистой нержавеющей стали повышается в несколько раз.
Опыт эксплуатации как обычных турбин со значительными окружными скоростями вплоть до ип=540—580 м/с, в частности в турбинах ЛМЗ, ХТГЗ, ВВС при умеренных степенях влажности (до ук=7—9%), так и при меньших ип, но степенях влажности, доходящих до 12—16%, показал, что указанными выше активными и пассивными методами можно избежать опасного эрозионного повреждения лопаток.
Как уже упоминалось, для уменьшения истинной влажности, главным образом уменьшения количества крупнодисперсной влаги, и тем самым для повышения надежности и экономичности в проточной части турбин насыщенного пара, а также в последних ступенях
турбин высоких начальных параметров осуществляется сепарация.
Сепарация влаги в проточной части может производиться следующим образом:
1) отсосом водяной пленки с поверхности сопловых лопаток или из их кромок — так называемая внутриканальная сепарация.
Водяная пленка, образующаяся на поверхности сопловых лопаток при сходе с выходных кромок, дробится на капли, которые оказывают решающее влияние на эрозию рабочих лопаток и играют главную роль в снижении экономичности ступени. Отсос этой пленки, а также удаление капель до того, как они покинут сопловую решетку, существенно уменьшает эрозию лопаток. Этот отсос производится через щели, располагаемые в различных местах обвода профиля (рис. 5-14). Через эти щели влага попадает во внутреннее пространство полой сопловой лопатки, которое соединено с областью пониженного давления, например непосредственно с конденсатором. В зависимости от формы канала сопловой решетки, как это было показано па рис. 2-39 и 2-40, основная доля сконцентрированной влаги может располагаться в той или иной части профиля. Немалое влияние па возможность отсоса влаги оказывает конфузорность течения в решетке, а также направление потока на входе в решетку.
При небольших теплоперепадах в решетке— отношениях давлений е=р1/р0>>0,65-?-0,7 весьма эффективно удаление влаги через щель в выходной кромке, куда уходит значительная часть крупных капель, и на спинке профиля вблизи горла. С увеличением скоростей потока лучше отсасывается влага во входном участке капала, на спинке и даже на самой входной кромке. Поскольку в соответствии с рис. 4-24 влага, особенно в виде крупных капель, покидает ступень под углом а2>90°, то в сопловых лопатках последующей ступени целесообразно влагоулавливающие щели располагать па начальном участке спин-
Рис 5-14. Внутриканальная сепарация влаги в сопловых лопатках. Сечение по ЛЛ увеличено в 5 раз.
156
Рис. 5-15. Периферийная часть рабочей лопатки последней ступени.
а— при работе с диафрагмой без внутриканальной сепарации, б — при работе с диафрагмой с отсосом влаги через выходные кромки сопловых лопаток.
ки профиля (рис. 5-14). Щели для отсоса располагаются в верхней части лопаток, охватывая примерно ее третью часть (рис. 5-14). При эффективной внутриканальной сепарации удается резко сократить эрозию последующих рабочих лопаток. Это видно из рис. 5-1'5, где показаны лопатки: слева в ступени без внутриканальной сепарации, справа в ступени со щелями в выходной кромке сопловых лопаток.
Рис. 5-16. Примеры периферийного влагоудаления в ступенях ЦНД.
а — за сопловыми лопатками последней ступени турбины ЛМЗ; б — за сопловыми лопатками последней ступени турбины ХТГЗ; в — за рабочими лопатками промежуточной ступени турбины ХТГЗ; г — за рабочими лопатками промежуточной ступени тур-бины ЛМЗ,
В настоящее время практически во всех турбинах насыщенного пара, а также во многих турбинах высоких начальных параметров пара применяется влагоудаление через щели полых сопловых лопаток;
2) удалением влаги из камеры за сопловыми лопатками (рис. 5-16,а и б). В связи с закруткой потока на выходе из кольцевых сопловых решеток частицы влажного пара находятся под действием центробежных сил, уравновешенных градиентом давления (см. § 3-3). Однако крупные капли влаги, плотность которой, особенно при низком давлении пара, существенно выше плотности пара, отбрасываются к периферии. За счет центробежной силы капель влаги удаление влаги в зазоре между решетками может быть довольно эффективным. Однако при этом может существенно понизиться к. п. д. ступени. Это ухудшение экономичности ступени связано с отсосом вместе с влагой и пара, а также нарушением потока, входящего на рабочую решетку. Меридиональные линии тока в этом случае будут направлены к периферии. Несмотря на эти недостатки в целях повышения эрозионной надежности рабочих лопаток такой вид влаго-удалепия применяется во многих турбинах;
3) удалением влаги с рабочих лопаток или за ними. Для эвакуации влаги, отброшенной за счет центробежных сил с рабочих лопаток, над ними необходимо образовать свободное пространство, соединенное с влагоулавливающими канавками, или специальные дренажные каналы. Отсутствие бандажа па лопатках или над ними благоприятствует удалению влаги, но приводит к снижению к. п. д. ступени (см. § 4-4). Оно допустимо только при значительной влажности в ступени, когда требования эвакуации влаги для эрозионной надежности не могут быть обеспечены другим путем. В турбинах насыщенного пара, особенно в ступенях высокого давления, бандаж над лопатками выполняют только частично закрывающим каналы рабочей решетки. Так, например, выполнена проточная часть ЦВД турбины ХТГЗ К-500-65/3000 (см. рис. 9-30). Во всех ступенях ЦВД паровых турбин, работающих влажным паром, применяется периферийное влагоудаление за ступенью. Особенно эффективно это влагоудаление, если оно сочетается с отбором пара для регенеративного подогрева питательной воды. Примеры влагоудаления за рабочими лопатками приведены на рис. 5-16,а и а, а также на рис. 9-13, 9-29, 9-31. Среди многих факторов, влияющих на сепарацию влаги, надо отметить давление пара р. Поскольку с увеличением давления уменьшается разница в плотностях пара и воды, то и заметно снижается эффективность влагоудаления.
157
5-4. КОНЦЕВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ ТУРБИН
Процесс протекания пара в лабиринтовом уплотнении и расчет расхода пара через уплотнения был рассмотрен в § 4-4. Разберем, как организуется протечка пара в концевых уплотнениях, как они конструктивно устроены.
Потоки пара в концевых лабиринтовых уплотнениях объединяются общей системой трубопроводов. Один из примеров ограниза-ции этих потоков для двухцилиндровой конденсационной турбипы показан иа схеме трубопроводов лабиринтового пара (рис. 5->17). В части высокого давления турбины (цилиндр а) пар течет слева направо и далее направляется к середине двухпоточной части низкого давления. Уплотнения с3 и с4 в цилиндре низкого давления защищают от проникновения атмосферного воздуха в выходные патрубки и конденсатор турбины. При всех нагрузках в выходных патрубках поддерживается глубокий вакуум. В корпусе высокого давления перед уплотнениями и с2 давление пара изменяется пропорционально количеству пара, протекающего через турбину (см. гл. 7). Поэтому перед уплотнением с2 может быть избыточное давление при значительных нагрузках, а также разрежение при уменьшенных пропусках пара. Перед уплотнением Ci при большинстве нагрузок давление держится выше атмосферного, однако даже и здесь при полном закрытии регулирующих клапанов (например, в случае внезапного сброса нагрузки) давление может понизиться до давления в конденсаторе.
Как показано на схеме рис. 5-17, из промежуточных камер всех уплотнений отведены паропроводы, которые соединены в общую магистраль f. По этой магистрали пар, при значительных нагрузках вытекающий из уплотне-
Рис. 5-17. Схема трубопроводов лабиринтового пара и дренажей турбины.
158
ний Ct и с2, направляется к уплотнениям с3, с4 и, протекая через эти уплотнения в цилиндр низкого давления, препятствует просачиванию воздуха в конденсатор.
При больших нагрузках турбины количество пара, вытекающего из уплотнений Ci и с2, может оказаться слишком большим для уплотнений цилиндра низкого давления. В этом случае избыточное количество пара может выходить в помещение. Чтобы исключить чрезмерное парение, магистраль лабиринтового пара соединена с помощью вентилей g с трубопроводом е, по которому избыток пара отводится в конденсатор турбины.
При малых нагрузках турбины благодаря понижению давления перед уплотнениями Ci и с2 количество вытекающего из них пара уменьшается, а уплотнение с2 может, как мы видели, оказаться даже под разрежением. Таким образом, при малых нагрузках турбин уплотняющего пара станет недостаточно. В этом случае в магистраль f добавляется свежий пар через вентиль d.
Пунктирные линии на рис. 5-17 показывают дренажи цилиндров турбины. Вентили i на дренажах открывают при прогреве турбины, когда входящий в турбину пар, омывая холодные стопки корпуса и ротора турбины, интенсивно конденсируется. Образующийся при этом конденсат отводится через вентили i в конденсатор. Когда турбина достаточно прогреется, дренажные линии перекрывают, чтобы избежать постоянной утечки пара в конденсатор.
В турбинах высоких начальных параметров приходится предусматривать особые меры, чтобы ограничить перетекание тепла от цилиндра высокого давления по валу к подшипникам турбины, а также чрезмерный разогрев внешней коробки уплотнения и возникающий при этом радиационный нагрев корпуса переднего подшипника. Кроме того, в турбинах высоких параметров избегают пользоваться высокотемпературным паром из уплотнений цилиндра высокого давления для концевых уплотнений, находящихся под вакуумом.
Пример схемы уплотнений конденсационной одноцилиндровой турбины высоких параметров показан на рис. 5-18. 'Здесь переднее концевое уплотнение отмечено буквой А, а заднее уплотнение, находящееся под вакуумом,—- буквой В. Переднее уплотнение камерами а, Ь, с, d разделено на ряд отсеков. Обращенная к турбине внутренняя часть уплотнения выполнена с увеличенным диаметром для уравновешивания осевых усилий, действующих иа ротор турбины (см. ниже § 5-6). Камеры an b соединены с паропроводами нерегулируемых отборов пара, причем из камеры а пар отсасывается в регенеративный от-
Рис. 5-18. Схема подвода пара к лабиринтовым уплотнениям турбины высокого давления.
бор повышенного давления, в то время как из камеры b пар отсасывается в подогреватель, где давление, даже при полной нагрузке турбины, ниже атмосферного. В камеру с, а также в камеру е заднего концевого уплотнения подводится насыщенный пар из деаэратора (если в деаэраторе около 0,6 МПа, то температура насыщения f~150°C). В переднем уплотнении насыщенный пар из камеры с растекается в камеры Ъ и d, предупреждая возможность подсасывания воздуха через камеру b в вакуумный подогреватель.
Подвод сравнительно холодного пара к передней части концевого уплотнения предупреждает перетекание высокотемпературного пара из корпуса турбины по валу к переднему подшипнику. К заднему уплотнению насыщенный пар подается в камеру е и запирает доступ воздуха в выходной патрубок турбины. Подвод пара с пониженной температурой в части низкого давления особенно важен потому, что разогрев шейки вала, на который в горячем состоянии с натягом посажен диск последней ступени турбины, недопустим.
Чтобы исключить парение из вестовых труб, из камеры а уплотнений высокого давления и камеры f уплотнения низкого давления пар отсасывается эжектором в поверхностный подогреватель, где происходит конденсация пара из уплотнений, а также рабочего пара эжектора.
Подвод охлажденного пара к переднему уплотнению имеет, однако, следующую отрицательную особенность. При работе турбины под нагрузкой пар течет из камеры регулирующей ступени к камерам а и Ь, так что указанная на чертеже часть вала увеличенного
диаметра оказывается прогретой. Если произойдет внезапное снижение нагрузки турбины и давление в камере регулирующей ступени упадет, то вдоль уплотнения в турбину начнет подсасываться пар с низкой температурой, который подводится в камеру с. При этом участок вала, находящийся в зоне уплотнения, будет охлаждаться. Вал турбины начнет сокращаться быстрее, чем корпус, что приведет к уменьшению зазоров между сопловыми и рабочими лопатками турбины и к возможному задеванию и повреждению в проточной части. В связи с этим в некоторых турбинах пар с пониженной температурой подводится только к уплотнению низкого давления.
В турбинах высокого давления расход пара через концевые уплотнения довольно значителен. Для того чтобы уменьшить потери, связанные с этими утечками, стремятся частично использовать их, что и достигается отводом пара в паропроводы регенеративных подогревателей.
При конструктивной разработке лабиринтовых уплотнений стремятся решить несколько задач:
а) конструкции гребня и следующей за ним расширительной камеры должны быть выполнены так, чтобы в камере по возможности полностью гасилась кинетическая энергия, приобретенная паром при протекании через узкое сечение зазора. Если это условие не будет соблюдено, то расход пара через уплотнение увеличится против расчетного;
б) расположение гребней лабиринтов должно быть компактным с тем, чтобы в пределах заданной длины вала разместить наибольшее количество гребней; при этом, однако, не следует допускать слишком малые размеры расширительных камер, так как в этом случае в них не будет полностью гаситься кинетическая энергия;
в) конструкция уплотнения должна быть выполнена так, чтобы малые зазоры между неподвижными гребнями и ротором турбины не могли быть причиной аварии турбины. При задевании гребня уплотнения за вал в месте касания выделяется тепло, которое, односторонне нагревая вал, вызывает температурное удлинение его волокон и прогиб вала в направлении возникшего касания. При этом увеличиваются контактное усилие, выделение тепла и прогиб вала. Если гребень не отойдет в радиальном направлении или не износится достаточно быстро, то однажды возникшее задевание и прогиб вала начинают интенсивно возрастать. При этом нагрев вала может достигнуть такого уровня, при котором предел текучести металла упадет и волокна вала в зоне касания приобретут остаточную деформацию сжатия.
159
Рис. 5-19. Различные конструкции лабиринтовых уплотнений.
а — с гребнями, закатанными в ротор; б—выполненное в неподвижной обойме; в—то же с гребнями, выполненными заодно с обоймой; г — елочное; д — одностороннее елочное.
Возникшая авария вызовет резкую вибрацию турбины. После остановки турбины и выравнивания температур вал окажется прогнутым. При этом, поскольку остаточные деформации сжатия возникли в волокнах, которые касались уплотнения, направление прогиба вала после его остывания окажется противоположным точке касания. Правка изогнутого турбинного вала является сложной операцией, для выполнения которой, как правило, приходится вал отправлять на турбинный завод.
Для того чтобы исключить возможность такой тяжелой аварии, в турбинах среднего давления уступы и выточки лабиринтового уплотнения выполнялись не на самом валу, а на втулках, с натягом посаженных на вал. Такая конструкция хорошо себя зарекомендовала в турбинах, начальная температура пара кото
рых была пиже 400°С. При более высоких температурах возникли новые осложнения, связанные с ослаблением посадки насадных втулок на валу турбины.
Такое ослабление возникало в случаях задевания в уплотнениях и связано в большой степени с тем обстоятельством, что протекающий через уплотнение горячий пар слабо охлаждал втулку. С другой стороны увеличенные окружные скорости па втулках относительно большого диаметра и применение стальных гребней уплотнения, которые также обусловлены повышенной температурой пара, приводили к большому тепловыделению при задевании. Это в свою очередь вызывало понижение предела текучести втулки, появление в пей остаточной деформации и ослабление втулки на валу.
Опыт создания турбин высокого давления заставил отказаться от насадных втулок уплотнения и вновь вернуться к их выполнению за
одно целое с ротором турбины. Вместе с тем для уменьшения опасности прогибов ротора при задевании в уплотнении получили распространение две конструкции. Первая из них схематически показана на рис. 5-19,я.
В отличие от ранее распространенных конструкций тонкий гребень выполнен не в неподвижной обойме уплотнения, а непосредственно на роторе турбины. Гребень образован тонкой металлической лентой, закатанной в канавку ротора. Толщина гребня обычно составляет 0,2—0,3 мм.
В случае задевания такого гребня за неподвижную обойму уплотнения лишь небольшая часть выделяющегося за счет трения тепла может по тонкому гребню перетекать к валу турбины, что исключает возможность интенсивного местного нагрева вала, а следова-
160
тельпо, и его прогиба. В качестве материала для гребней применяют никель, нержавеющую сталь или высокохромистую сталь.
В другой конструкции уплотнения, где гребни выполнены в неподвижной обойме, на валу предусматриваются кольцевые выточки (рис. 5-19,6 и в). При задевании и интенсивном нагреве поверхности вала кольцевые выточки допускают свободное расширение поверхностных волокон '.вала вдоль оси турбины, что предохраняет вал от прогиба. В то же время следует учитывать, что эти выточки вызывают нежелательную концентрацию напряжений.
Каждое уплотнительное кольцо состоит из шести сегментов, как это видно из поперечных разрезов на рис. 5-19,6 и в. Сегменты уплотнения с помощью плоских пружин прижимаются к центру таким образом, чтобы выдерживались необходимые зазоры между неподвижными гребнями и вращающимся ротором. В случае задевания каждый сегмент может отойти в радиальном направлении. Такая упругая опора сегментов уплотнения ограничивает контактное усилие между гребнями и валом и предохраняет гребни от сильного повреждения при задевании.
В уплотнениях, работающих при умеренных температурах (до 450°С), в качестве металла для неподвижных гребней с успехом применяют никелевую латунь (нейзильбер). В случае задевания острая кромка латунного гребня быстро срабатывается, количество выделяемого при этом тепла остается ограниченным, так что задевание, как правило, не приводит к прогибу вала.
Радиальные зазоры в уплотнениях не следует выполнять слишком малыми. Величина радиальных зазоров выбирается в соответствии с диаметром dy уплотнения. Ориентировочно можно принимать радиальный зазор равным ду= (0,001 4-0,0015) dy; однако при малых диаметрах не следует допускать зазор меньше, чем 0,2—0,3 мм.
Значительное распространение получила конструкция елочных уплотнений, показанная на рис. 5-19,г. Здесь на втулке, которая с натягом насаживается на вал, выточены вертикальные гребни. В обойму уплотнения вставляют сегменты с выточенными горизонтальными гребнями. Сегменты плоскими пружинами прижимаются к центру. В случае задевания сегменты отходят в радиальном направлении., что уменьшает повреждение. В тех уплотнениях, где осевые смещения вала велики, приме-• няются односторонние горизонтальные гребни, показанные на рис. 5-19,6.
В качестве концевых уплотнений в турбинах применялись гидравлические уплотнения. Эти уплотнения выполнены по следующему принципу (рис. 5-20). На вал на-
Рис. 5-20. Схема гидравлического уплотнения.
саживается диск А, который располагается в кольцевой камере, прикрепленной к корпусу турбины. В кольцевую камеру подводится конденсат. Конденсат захватывается диском и приводится им во вращение. За счет центробежных сил вода отбрасывается к периферии кольцевой камеры. При разности давлений по обе стороны от камеры уплотнения (р2—pi) в ней возникает разность уровней, которая уравновешивает избыточное давление, действующее по одну сторону уплотнения.
Гидравлическое уплотнение не может уравновешивать значительную разность давлений и поэтому обычно сочетается с лабиринтовым. В связи с большим расходом мощности на гидравлическое уплотнение в настоящее время они почти не применяются.
На атомных электростанциях, особенно при одноконтурных схемах, когда в турбину поступает радиоактивный пар, концевые уплотнения турбин должны быть абсолютно герметичны-
а')
Рис. 5-21. Уплотнение, применяемое в турбинах АЭС при работе радиоактивным паром.
а — на выходе из двухпоточного ЦВД; б — на выходе из ЦНД. /—пар из выходного патрубка ЦВД р=0,26 МПа; 2—в подогреватель низкого давления р=0,08 МПа; 3 — нерадиоактивный пар из испарителя р=0,6 МПа; 4 — к эжектору уплотнений р= =93 кПа; 5 — воздух из машинного зала; 6— в выходной патрубок ЦНД р~5 кПа.
11—326
161
ми. Для этого б них организуется специальная система подвода и отвода пара, в частности осуществляется подача нерадиоактивного пара в уплотнения из специального котла или испарителя давлением выше атмосферного. Пример такого уплотнения показан на рис. 5-21.
В турбинах насыщенного пара АЭС наблюдалась эрозия в концевых лабиринтовых уплотнениях. В связи с этим детали уплотнений ЦВД изготавливаются из высокохромистых нержавеющих сталей. Иногда поверхности уплотнений выполняются со специальными эрозионно-устойчивыми покрытиями.
5-5. КЛАПАНЫ И ВЫХОДНЫЕ ПАТРУБКИ
От начального состояния пара ро, t0 (илихо) до давления в конденсаторе рк или на выходе из турбины с противодавлением р2 пар проходит не только проточную часть, т. е. последовательно расположенные турбинные ступени, но и ряд других элементов, а именно клапаны, входные и выходные патрубки, перепускные ресиверы. Очевидно, что экономичность турбины зависит не только от эффективности проточной части, но и от аэродинамического совершенства этих элементов парового тракта. Определение размеров клапанов и патрубков, рациональное их проектирование — необходимый этап конструирования всего агрегата. Не зная потерь энергии в клапанах, патрубках и т. п., нельзя достаточно точно найти экономичность всей установки и правильно определить расход пара через турбину.
Основными клапанами турбины являются: на входе — стопорный и регулирующие;
на линии после промежуточного перегрева— отсечной и регулирующий;
перед ЦНД турбин насыщенного и слабоперегретого пара, т. е. после внешней сепарации и пром перегрев а, — отсечные клапаны.
Каждому регулируемому отбору пара в турбинах для комбинированной выработки тепла и электроэнергии соответствует регулирующий орган — клапан или поворотная диафрагма '(см. гл. 11).
Регулирующие клапаны, так же как регулирующие (поворотные) диафрагмы, во время работы могут быть открыты полностью или частично. Стопорные и отсечные клапаны обычно находятся только в двух положениях — они или закрыты, или полностью открыты.
К клапанам предъявляются некоторые общие требования:
1) обеспечение необходимой плотности в закрытом положении;
2) по возможности меньшее сопротивление и тем самым меньшие потери энергии при про
хождении пара через полностью открытый клапан;
3) приемлемая величина усилия, требуемого для перемещения клапана;
4) стабильный характер течения при всех режимах.
Конструкции клапанов весьма разнообразны, и здесь рассматриваются только наиболее типичные из них.
В подавляющем большинстве случаев клапаны выполняются односедельными.
Наиболее простым является тарельчатый клапан, представленный на рис. 5-22,а. Однако такой клапан имеет серьезные недостатки. Для обеспечения плотного прилегания клапана к седлу необходима большая удельная сила и, следовательно, значительное усилие. Необтекаемая форма проходного сечения при полностью открытом клапане создает значительное аэродинамическое сопротивление. В таком клапане обычно допускают небольшие скорости пара—до 50—70 м/с, что естественно требует увеличения его размеров, а это в свою очередь приводит к повышенным усилиям для его открытия. Это усилие равно:
Если клапан в месте посадки будет иметь коническую или сферическую форму, то касание клапана с седлом будет происходить по окружности; за счет упругого вдавливания обеспечивается лучшая плотность. Более сложная форма клапана в сочетании с коническим диффузором на выходе (рис. 5-22,6), с одной стороны, создает аэродинамически совершенную форму канала для протекания пара, с другой — позволяет в диффузоре частично восстановить в давление кинетическую энергию потока. При этом скорость пара можно увеличить до 100—150 м/с, тем самым примерно вдвое по сравнению с клапаном на рис. 5-22,а сокращая усилие R.
Поскольку для уменьшения усилия R необходимо дальнейшее сокращение диаметра клапана cR и тем самым при заданном объемном пропуске пара увеличение скорости Ci и связанный с этим рост потерь, то во многих конструкциях применяются различные способы разгрузки усилий. Примеры таких разгруженных клапанов приведены на рис. 5-22,в — д.
Показанный на рис. 5-22,в клапан выполнен сдвоенным. Клапан малого диаметра d& открывается первым, в результате чего давление за всем клапаном повышается и тем самым для подъема основного клапана диаметром di требуется уже меньшее усилие. Более сложная конструкция разгруженного клапана применяется в турбинах ЛМ.З (рис. 5-2'2,а). Подъем внутреннего клапана малого диаметра
162
Рис. 5-22. Различные типы регулирующих клапанов.
а — односедельный тарельчатый клапан; б—обтекаемый олноседёльный клапан с коническим диффузором; в — регулирующий клапан с разгрузкой; г — разгруженный клапан ЛМЗ: д — двухседельный клапан.
d вызывает понижение давления над главным клапаном и сокращает усилие, необходимое для отрыва его от седла. В отличие от предыдущей конструкции здесь достигается не повышение давления за основным клапаном, а, наоборот, понижение давления над ним, благодаря чему происходит эффективная разгрузка усилия. В практике турбостроения встречаются и иные способы разгрузки.
Особое место занимают двухседельные клапаны, в которых посадка клапана осуществляется одновременно по двум плоскостям. Один из возможных типов такого клапана показан на рис. 5-22,д. Хотя такой клапан почти полностью разгружен и поэтому может быть выполнен очень большого размера, однако имеются трудности обеспечения плот
ности одновременного прилегания на два седла Двухседельные клапаны применяются, главным образом, в турбинах невысоких начальных параметров, в которых объемные пропуски пара и, следовательно, размеры клапанов велики. В частности, такие клапаны нашли применение в некоторых турбинах насыщенного пара, устанавливаемых на АЭС.
Для того чтобы не суммировать потери давления в дву?< последовательно расположенных клапанах — стопорном и регулирующее или отсечном и регулирующем, нашли распространение о бьсди иенныс клапаны. Одним из примеров такого клапана является конструкция ХТГЗ, показанная на рис. 5-23,<г. Она используется па линии промперегрева турбин высоких начальных параметров пара.
11*
163
Два независимых привода (системы регулирования и защиты) управляют одним клапаном, выполняющим функции отсечного и регулирующего клапанов.
В турбинах насыщенного пара, где из-за малого теплоперепада турбины HG потери давления в клапанах особенно ощутимы, объединенная конструкция стопорного и регулирующего клапанов нашла очень широкое распространение. Примером ее является клапан, применяемый фирмой ВВС для турбин АЭС (рис. 5-23,6).
В этих же турбинах, как правило, перед ЦНД устанавливается дополнительный запорный орган. Из-за его очень больших размеров, вызванных низким разделительным давлением и большим расходом пара (см. § 9-4), часто, в том числе в турбинах ХТГЗ, применяется поворотная заслонка. В ней при полном открытии потери давления весьма незначительны. На рис. 5-24 представлена конструкция поворотной заслонки турбин АЭС фирмы ВВС.
При проектировании турбины в лабораториях проводятся испытания клапанов, в результате которых отрабатывается оптимальная их конструкция, проверяется возможность стабильной (без пульсаций потока) ‘работы и определяются потери, которые учитываются при расчете турбины.
Процесс протекания пара в системе клапан— диффузор в nS-диаграмме условно можно изобразить следующим образом (рис. 5-25): пусть на входе (точка 0) параметры пара р0 и А (или %о), и давление /л устанавливается в минимальном сечении, где средняя теоретическая скорость равна:
____ бди Clt~ r.d\/4 '
Пренебрегая потерями от входа в клапан до этого сечения, можно принять, что точка 1 находится на изоэнтропе.
В диффузоре происходит восстановление давления до р'о, которое сопровождается потерями энергии, в связи с чем состояние пара на выходе из диффузора определяется не точкой 2, а точкой 2'. Если восстановление давления характеризуется увеличением энтальпии на АЛвос, то потери энергии при протекании в диффузоре составят А/гДИф. На выходе из диффузора скорость пара равна с0 и с учетом полной ее потери c2o/2 = gBbixC2i//2 состояние пара на входе в сопловую решетку первой
Рис. 5-23. Объединенный (комбинированный) клапан. а — применяемый на линии промеясуточного перегрева турбин высоких параметров пара (конструкция ХТГЗ); б — применяемый на линии свежего пара турбин насыщенного пара (конструкция ВВС одного из четырех клапанов турбины мощностью 1160 МВт).
164
ступени отвечает точке О' и параметрам р'о и Го-
Полные потери энергии при протекании пара в клапанной системе характеризуются величиной
&кл — £пых + бдиф — 1 —^вос или относительной потерей давления
Д/л> р0 — рг о
Ро Ро
Величина р'о/ро по формуле (2-25)
/г
Р » Г1 _ k — 1 f. C2if IfeTZTT ро [ kpoVj 2 ]
(5-9)
(5-10)
равна:
(5-П)
Однако, принимая во внимание, что относительная скорость 1/ невелика и
Г kp0Va
обычно меньше 0,2 — 0,3, то аналогично (2-26)
можно записать:
&Р __ t С21/
Ро 2/2(,^О
(5-12)
Значения £кл определяются главным образом конструкцией клапанной системы и составляют обычно дкл = 0,4 4-0,8.
Для предварительных расчетов турбин потери давления в клапанах и перепускных ресиверах берутся согласно рекомендациям § 6-4.
На экономичность турбины и в некоторых случаях на ее надежность существенное влия
ф—о—ф
Рис. 5-24. Поворотная заслонка после сепаратора-промперегревателя турбин насыщенного пара (конструкция ВВС).
Ah Е & z1/7boc_>boc 2
ние оказывает конструкция выходного патрубка, особенно в конденсационных паровых турбинах. Это влияние связано с тем, что из последней ступени конденсационной турбины пар выходит с большой скоростью с2=200 4-300 м/с. Потеря с выходной скоростью в этом случае составляет ДЛв.с=204-45 кДж/кг и может в некоторых турбинах доходить до Л/гв.с,/Но=:О,О4. Поэтому как частичное восстановление давления в патрубке, так и дополнительная потеря давления в нем могут весьма существенно сказаться на экономичности турбины. С другой стороны, ограниченные размеры патрубка при очень больших объемных пропусках пара GKvK, сложность рационального конструирования его требуют особого подхода к проектированию патрубка и оценки его эффективности.
При проектировании выходного патрубка исходными являются характеристики последней ступени ЦНД — скорость потока с2, веер-ность ступени 1/0 и абсолютная величина высоты лопатки /2, предельные габариты патруб-
ка и расположение конденсатора.
Проектируемый выходной патрубок должен отвечать следующим требованиям:
1) обеспечивать отвод пара в заданном направлении с минимальными потерями энергии;
2) обладать требуемой жесткостью, так как па больших размеров патрубок действует перепад давления, примерно равный Др = 0,1МПа;
3) обеспечивать по возможности равномерное по окружности давление пара за рабочими лопатками последней ступени, поскольку неравномерность этого давления создает дополнительный импульс, действующий на лопатки и увеличивающий в них динамические напряжения;
4) обеспечивать по возможности равномерное поле скоростей па в ходе в конденсатор;
5) при всех режимах работы, т. е. при различных значениях расхода пара GK и давления

Рис. 5-25 Процесс протекания пара, в клапанной системе в zS-диаграыме)..
165
Рис. 5-26. Принципиальные схемы выходных патрубков ЦНД паровых турбин.
а — осерадиальная; б — кольцевая; в — с боковым конденсатором; г — осевая.
рк, должен обеспечиваться устойчивый характер течения.
В практике энергетического турбостроения
ния конденсатора относительно турбины и тем самым возможны различные направления потока в патрубке. Наиболее распространенной является конструкция турбины с подвальным конденсатором, представленная схематично на рис. 5-26,а и изображенная на большинстве чертежей в гл. 9 и 11. Здесь пар, покидая последнюю ступень, расходится в радиальном и осевом направлениях и затем, поворачивая под прямым углом, направляется в конденсатор, расположенный под турбиной.
Конструкции с кольцевым конденсатором, охватывающим выходной патрубок, когда пар после последней ступени направляется радиально (рис. 5-26,6), и с осевым патрубком, когда конденсатор располагается по оси турбины (рис. 5-26,а), встречаются редко.
Боковые конденсаторы, расположенные по бокам турбины, когда поток пара, выходящий из последней ступени, делится пополам и направляется не вниз, а вбок (рис. 5-26,в), нашли распространение в некоторых зарубежных и отечественных турбинах. Пример такой конструкции приведен на рис. 9-23,в.
В патрубках турбин с подвальным и боко
вым расположением конденсатора происходит
примеияются несколько вариантов расположе-
Рис. 5-27. Конструкции выходных патрубков.
а — бездиффузного типа; б — диффузного типа (на примере ЦНД с двухъярусной предпоследней ступенью).
не только поворот потока, но и переход от кольцевого входа к прямоугольному или овальному выходу.
Следует отметить, что, как правило, патрубки ограничены в своих осевых размерах, так как увеличение осевого габарита патрубка не только увеличивает длину турбины, удорожая всю установку и увеличивая осевые перемещения, по зачастую технически просто нереализуемо из-за технологической невозможности выполнить ротор столь большого размера, а также из-за уменьшения жесткости ротора. Определенные трудности в проектировании патрубка связаны с расположением опор для подшипников турбины. Эти опоры должны быть весьма жесткими и поэтому часто устанавливаются на специальных фундаментах. Для облегчения ремонта также должен быть обеспечен доступ к подшипникам.
166
Рис. 5-28. Процесс протекания пара в выходном патрубке турбины в /S-дпа--грамме.
а — при потере меления в патрубке P2z>pK'. б — при восстановлении давления в патруб-
ке Р22<РК-
Меридиональное (продольное) сечение типичного патрубка показано на рис. 5-27. Корпус патрубка выполнен сварным с горизонтальным разъемом. Нижняя пасть патрубка представляет собой прямоугольную коробку, а верхняя имеет наклонную торцевую стенку АВ с местным вырезом СДВ, обеспечивающим доступ к подшипнику, который в данной конструкции устанавливается на нижней части патрубка. На выходе из последней ступени •с внутренней стороны патрубок ограничен конической втулкой (на рис. 5-27,а показана втулка, образованная двумя коническими по-
верхностями с углами конусности и у2) • Эти ограничивающие поверхности переходят в тор-
цевые стенки патрубка.
В данной конструкции патрубка, который является бездиффузорным, даже аэродинамическая отработка его стенок не позволяет обеспечить восстановление давления, т. е. давление на выходе из последней ступени p2z будет выше давления ца выходе из патрубка рк.
Конструкция патрубка диффузорного типа показана на рис. 5-27,6. В таком патрубке можно обеспечить частичное восстановление давления, т. е. pK>p2z- Эффективность такого патрубка обеспечивается главным -образом диффузором, расположенным за последней ступенью (см. EN на рис. 5-27,6). Большое значение имеет увеличение осевого расстояния от последней ступени до торцевых стенок L\ и £2 и отношение площади выхода из патрубка (входа в конденсатор) к кольцевой площади последней ступени Евых/Qz. Желательно, чтобы эти размеры были по возможности большими, а именно:
Li>4; L2>2,5/2; F2/Qz>3.
Характеристикой эффективности патрубка является величина относительной потери (или восстановления) давления:
и = (5-13)
При положительной величине £вос в патрубке происходит восстановление давления, при отрицательной — возникают дополнительные потери.
Процесс протекания пара в патрубке в ZS-диаграм-ме представлен на рис. 5-28. Все потери отнесены к величине с22/2, т. е. к потере с выходной скоростью последней ступени \/гв,с. Эта величина является суммой трех слагаемых — восстановления давления (которое, как в примере на рис. 5-28,я, может быть отрицательным рк</;22), потерь в самом патрубке с. А^пот о
SnoTz= ' СД/2 и вых°Днои потери патрубка ЛМых = 9выхб22/2;
Д/Zboc “{- ДЙпот "ф- кИвых. С2г/2. (5-1 4)
В случае малых скоростей с2 (несжимаемая жидкость) вместо выражения (5-13) можно воспользоваться величиной
Рк --- P2Z .
U2zC22z/2 ’
(о-13а)
здесь u2z и c2z— скорость и удельный объем пара на входе в патрубок.
Часто эффективность патрубка, а точнее, системы выхода из последней ступени и выходного патрубка характеризуется полными потерями ДЛполн. Очевидно, что относительная величина полных потерь £Полн=---ф°,фн • является
достаточно универсальной характеристикой патрубка.
Если £полп<1, то в патрубке происходит восстановление давления; при £полн>1, наоборот, pK<p2z. Если £полн=1, то pK = p2z. Ввиду сложности процессов, происходящих в патрубке, особенно с учетом эффекта вращения 'ступени, характеристики патрубка получаются чисто эмпирически в результате лабораторных исследований и опытов на натурных турбинах.
Поскольку в достаточно широком диапазоне возможного изменения параметров в выходном патрубке конденсационной турбины величина p2zt/2z~13-104 м2/с2 и меняется очень ма
167
ло, то после преобразований, аналогичных сделанным при выводе формулы (5-12), получаем выражение
Ргг — Рк р (£полн — 1) 0,038 J (5-15)
Подробно вопросы проектирования и исследования патрубков изложены в [Л. 9]. Конструкции патрубков весьма разнообразны, что видно из соответствующих чертежей в гл. 9 и 11.
5-6. ОСЕВЫЕ УСИЛИЯ И СПОСОБЫ ИХ УРАВНОВЕШИВАНИЯ
Пар, расширяясь в проточной части турбины, передает на ротор не только вращающий момент, определяемый окружными усилиями, действующими иа рабочие лопатки, но и осевые усилия, которые не создают полезной работы и воспринимаются упорным подшипником. Чаще всего эти усилия стремятся сдвинуть ротор в направлении потока пара, причем иногда они достигают большой величины. Для того чтобы обеспечить надежную работу турбины и, в частности, ее упорного подшипника, необходимо с достаточной точностью определить осевое усилие.
Для этого рассмотрим осевые усилия, действующие на одну из промежуточных ступеней многоступенчатой турбины, показанной на рис. 5-29. В увеличенном масштабе эта ступень изображена на рис. 5-30.
На венец рабочей решетки передается осевое усилие, которое было найдено в § 3-1 и составляет для ц-й ступени при полном подводе пара:
Ra =~ G (pin SIH ОЦл Can SIH ССгп) —Ttdnln (Pin— Pin)'
(5-16)
Если давление пара р\п и р2п по обе стороны диска не равны между собой, то диск испытывает осевую нагрузку, равную:
R.a ----' (р in ---------- Pzn)----- [(t/zi-----------In)2 ---- d22/l] X
X (p'in — ргп), (5-17)
где dn — средний диаметр ступени; d2n— диаметр втулки диска; 1п — высота рабочих лопаток. Если диаметры dm и d2n промежуточных уплотнений по обе стороны диска не равны, как это, например, показано на рис. 5-30, то осевое усилие, передаваемое в пределах ступени на торцевую поверхность, обусловленную разностью диаметров уплотнений, напишется так:
-d\n) р’,„. (5-18>
Наконец, если рассматривать уплотнение диафрагмы и предположить, что на роторе выполнены ступеньки по схеме рис. 5-31, то возникнет осевое усилие, обусловленное разностью давлений по обе стороны каждой ступеньки. Полное усилие, передаваемое на уплотнение, составит:
I?av=:ndyhZbp, (5-19)
где dy — средний диаметр уплотнения; h — высота ступеньки на валу.
Если во всех гребнях уплотнения зазоры одинаковы, то для схемы уплотнения рис. 5-31 можно приближенно принять:
SAp~0,5(/w—р'т). (5-20)
Для того чтобы определить полное усилие на ротор турбины, надо просуммировать эти нагрузки по всем ступеням турбины и учесть также усилия, возникающие в области конце-
Рис. 5-29. Схематический чертеж многоступенчатой турбины активного типа с разгрузочным диском.
Рис. 5-30. Схема ступени активного типа (с диафрагмой).
168
Рис 5-31. Схема промежуточного (диафрагменного) уплотнения.
кающего через диафрагменное уплотнение, и AGK.y, проникающего через зазор между диском и диафрагмой (рис. 5-30). Обозначая через AGP количество пара, протекающего через разгрузочные отверстия, можно написать:
AGp=AGiy±AGK.y.
Если выразить входящие в это равенство расходы через уравнения неразрывности, то, следуя В. В. Звягинцеву, можно после преобразований найти формулу для коэффициента:
вых уплотнений ротора. Прежде чем составлять эту сумму, обратим внимание на некоторые частные особенности:
1. Иногда оказывается возможным пренебречь составляющей осевого усилия, действующего на рабочие лопатки турбины, так как в частях высокого и среднего давления в ступени
Cm sinain~Czn silicon.
В последних ступенях конденсационных турбин .из-за большого теплоперепада и значительной реакции
Ci sinai<<?2sina2.
При небольших теплоперепадах можно принять, что разность давлений pt—р2 пропорциональна степени реакции ступени и разности давлений —р2, так что
/Т** Л — pin р2п — Р (роп Р2п) •
2. В случае, когда зазор между сопловыми и рабочими лопатками невелик и в особенности когда применено уплотнение зазора, как это, например, показано на рис. 5-30, то давление перед диском р\п может значительно отличаться от давления pin в зазоре между сопловыми и рабочими лопатками. Давление р\п зависит от сопротивления разгрузочных отверстий в диске при протекании через них количества пара AGy. Как было показано в § 4-4, через отверстия протекает количество пара, состоящее из AGiy — утечки пара через уплотнение предыдущей диафрагмы и AGK.y— утечки из корневого зазора. В некоторых случаях (см. рис. 4-19,а и б) в корневой зазор может подсасываться пар и тогда AGK.y следует рассматривать как величину отрицательную.
Давление р\п можно найти, если определить перепад давления Ард по обе стороны диска: /б1П=р2п + Дрд. В свою очередь можно представить Ард=/гАрр.л, где Арр.л=р1п—pzn — перепад давления на лопатках.
Перепад давлений, действующих на диск, зависит от сопротивления разгрузочных отверстий в диске и от количества пара AGiy, проте-
_ Гсф+ /1 + (д2-Н<|2
* L 1 ± «2 ]
Здесь
а _ Нрбр . р __ PyFy I / 1 —р
~ Р-кбк ’ iJ |АкДк * ?
Произведения pF представляют собой эквивалентные площади проходного сечения:
pyFy — через зазоры уплотнения диафрагмы; ркЕк — через корневой зазор ступени между диском и диафрагмой; pipFp— через разгрузочные отверстия диска; zy— число гребней в лабиринтовом уплотнении диафрагмы.
В формуле (5-21) следует принимать положительные знаки, если AGK.y — положительная величина, и отрицательные, если AGK.y направляется из дисковой камеры в рабочую решетку ступени. На рис. 5-32 показана диаграмма для определения коэффициентов k по заданным а и (3.
Надежность расчета по указанной формуле зависит от того, насколько точно известны ко-
Рис. 5-32. Вспомогательный график для определения давления перед диском.
169
Рис 5-33. Коэффициенты расхода для расчета осевого yi а — через разгрузочные отверстия; б — через корневой зазор пр> эффициепты расхода рк и цР и величина зазоров. В качестве первого приближения можно принимать при отсутствии уплотнения зазора цк=0,2-=-0,4 и ИР=Ь,3--О,5.
Болес подробные сведения о коэффициентах расхода представлены на рис. 5-33. Коэффициент расхода через разгрузочное отверстие |лр приведен в зависимости от отношения скоростей uvfcv (Др — окружная скорость на диаметре диска, где расположены отверстия; сп — скорость пара через эти отверстия ср= ]/2рд/1о), и от безразмерного параметра sd^/t2^', здесь s— наименьший зазор между диафрагмой и диском, rfp —диаметр отверстия, /отв — шаг между отверстиями.
Коэффициент расхода р.и через корневой зазор приведен в зависимости от направления потока, величины зазора и числа Рейнольдса ReK-2cK6K/v, где с1; = ]/ 2 (рд — рк) h0 .
Необходимо подчеркнуть, что вследствие больших поверхностей дисков даже незначительные разности давлений приводят к большим осевым усилиям. Эти усилия могут в процессе эксплуатации возрасти в случае разработки уплотнений диафрагм и связанного с этим увеличения утечки napaAGiy, а также в случае отложений солей на рабочих лопатках, что ведет к сокращению проходных сечений рабочих решеток и увеличению степени реакции, т. е. к повышению давления в зазоре и росту утечки из зазора между сопловыми и рабочими лопатками.
3. При аксиальных промежуточных уплотнениях осевое усилие Riva обычно невелико, так как высоты гребней h не превышают 4— -5 мм. Это позволяет во многих случаях пренебрегать осевым усилием iRIva. Иная картина возникает в радиальных лабиринтовых уплотнениях [Л. 43].
Для того чтобы уменьшить суммарное осе-
илия.
утечке пара; в — через корневой зазор при подсосе пара.
бос усилие, передаваемое на упорный подшипник, в паровых турбинах стараются его уравновесить. Этого можно достигнуть, например, увеличив диаметр переднего концевого уплотнения (рис. 5-29) и соединив промежуточную полость А с конденсатором или с промежуточной ступенью, давление в которой невелико. Таким образом, создается уравновешивающее усилие, направленное навстречу потоку пара и уменьшающее нагрузку упорного подшипника.
Включенный между камерой первой ступени и концевым уплотнением барабан, уравновешивающий осевые усилия, действующие на ротор турбины, получил название уравновешивающего, или разгрузочного . д и с к а (п с р ш н я ).
Если воспользоваться обозначениями, приведенными на рис. 5-29, и принять, что
2R«+SR"+iXV = «" (5-22)
1 I 1
обозначить реакцию упорного подшипника через Ry и предположить, что отвод пара из внешней камеры разгрузочного диска производится в промежуточную ступень, где при расчетной нагрузке давление равно рх, то сумма осевых проекций сил, действующих на ротор, составит:
усилия, направленные влево:
4"—А +
*4“Pz(d г — dsoz)
усилия, направленные вправо: (5-23)
Z
2
X (d2zn — d2in) Rf
170
Решая это уравнение относительно dx, находим:
X X') X ^гп——
— Р2 (d\ — d%2) 4- Pld\n — p~d\, . (5-24)
Это .равенство показывает, что dx зависит от той нагрузки 7?у, которая может быть допущена на упорный подшипник.
Если в турбине все ступени выполнены по чисто активному принципу, а диски имеют достаточные разгрузочные отверстия, то, пренебрегая осевыми усилиями в лабиринтовых уплотнениях, можно считать Ry приблизительно равным нулю. В этом случае для получения пулевой осевой нагрузки достаточно выполнить равными все диаметры-
dx — d\—doi — d^n — d^n—dz—6/02 j при этом уравновешивающий поршень сольется с внешним концевым уплотнением.
В реактивных турбинах, у которых лопатки расположены непосредственно на барабане и промежуточных диафрагм нет, усилия отсутствуют, зато исключительное значение приобретают усилия так как увеличение диаметров ступеней почти целиком определяется разностями диаметров барабана.
Кроме того, в реактивных турбинах, очевидно, большое значение имеют усилия Rd-a, поскольку в реактивных ступенях значительны перепады давлений на рабочих решетках.
Для групп реактивных ступеней с одинаковым средним диаметром и мало меняющейся высотой рабочих лопаток, пренебрегая разностью количеств движения в осевом направлении, можно написать:
TtCZ/cP^ -- ^dlcp^p (^рвп —— Pzn) —
= -ncZ/cpp (А — ps), (5-25)
где ро и Р2 — давления в начале и в конце группы реактивных ступеней.
Чтобы уравновесить значительные осевые усилия, возникающие в реактивных турбинах, приходится применять разгрузочные диски большого диаметра, как это, например, видно на рис. 5-3. Если в реактивной турбине все рабочие лопатки расположены на цилиндрическом барабане, а давление рх равно давлению за последней ступенью, то полностью осевое усилие уравновешивается, если диаметр разгрузочного поршня dx равен среднему диаметру средней ступени.
Рис. 5-34. Уравновешивание осевых усилий в двухцилиндровой турбине.
В многоцилиндровых турбинах осевое усилие стараются уравновесить, направляя потоки пара в первом и втором цилиндре во взаимно противоположные стороны, как это схематически показано на рис. 5-34. При этом осевые усилия каждого из цилиндров могут быть .полностью взаимно уравновешены и разгрузочный диск становится излишним.
Современные мощные турбины выполняются с раздельными потоками в цилиндрах низкого давления (см. рис. 9-15) и даже в цилиндрах среднего и высокого давления (см. рис. 9-15 и 9-32). В этом случае ротор каждого цилиндра практически уравновешен.
Если уравновешивание достигается с помощью разгрузочного диска, то, найдя его диаметр и оценив допустимую утечку пара через уплотнение разгрузочного диска, называемого д у мисс ом, определяют, пользуясь формулами § 4-4, число гребней лабиринтового уплотнения. Радиальный зазор в уплотнении выбирается так, чтобы предупредить возможность задевания. Обычно этот зазор составляет (1,О-М1,5) • 10-3 dx. В реактивных турбинах утечки через думисс достигают значительной величины и вызывают снижение к. п. д., что особенно существенно сказывается в турбинах с небольшим объемным пропуском пара.
Чтобы обеспечить высокую экономичность турбины, следует стремиться выдерживать малые радиальные и осевые зазоры в проточной части турбины. Последнего можно достигнуть в турбинах с несколькими цилиндрами, если вал каждого цилиндра зафиксировать в осевом направлении самостоятельным упорным подшипником. При этом для компенсации разности температурных деформаций между валом м корпусом, которые неизбежно возникают при переменных режимах, валы должны соединяться подвижными муфтами. Однако не
171
определенность возникающих в подвижных муфтах усилий привела к тому, что в современных турбинах большой мощности отказываются от их применения и выполняют жесткое соединение валов. В этом случае для ограничения необходимых осевых зазоров целесообразно выполнять проточные части турбин по схеме, изображенной на рис. 9-19. Здесь потоки пара в части высокого и среднего давления направлены в противоположные стороны, а упорный •подшипник находится между цилиндрами. Цилиндр низкого давления, как правило двухпоточный, может иметь увеличенные осевые зазоры, что при больших высотах сопловых и рабочих лопаток приводит к меньшему снижению экономичности, чем в частях высокого и среднего давления.
Как отмечалось выше, расходящиеся или встречные потоки пара в двух цилиндрах, роторы которых соединены жесткой муфтой, позволяют взаимно уравновесить осевые усилия и отказаться от уравновешивающих дисков на роторах каждого цилиндра. Следует, однако, иметь в виду возможные в эксплуатации нарушения уравновешенности, которые иногда приводят к тяжелым авариям.
В самом деле, допустим, что в турбине, схема которой приведена на рис. 5-34, из-за повреждения рабочих лопаток или заноса солями первых рядов лопаток цилиндра низкого давления, возросло сопротивление его проточной части, так что при полной нагрузке давление в перепускном ресивере повысилось на Др. При этом одновременно возрастет усилие, действующее на ротор низкого давления в сторону генератора, и упадет разгружающее дав
ление действующее па ротор высокого давления в сторону от генератора. Если обозначить торцевые площади роторов Si и S2, которые соответствуют диаметрам роторов сЦ и d2, как это показано на рис. 5-34, то отклонение осевого давления составит:
Др (Si + S2).
Полученное, таким образом, изменение усилия меньше фактического, так как в этой формуле не учтено изменение усилий, действующих на рабочие лопатки и усугубляющих изменение осевого усилия. Тем не менее суммарное осевое усилие оказывается очень чувствительным даже к небольшому отклонению давления между цилиндрами.
Допустим, например, что диаметр 'внешней расточки ротора высокого давления равен ей = 0,75 м, а соответствующий диаметр ротора низкого давления d2 — = 0,85 м. Кроме того, предположим, что давление между цилиндрами изменилось на Др = 50 кПа. Пренебрегая диаметрами валов турбины, находим Si = 0,422 м2 и S2=O,568 м2; отклонение осевого усилия составит Д/?у = 50-(0,442+0,568) • 103 = 50 500 II. Несущая способность упорного подшипника обычно не превосходит 250—300 кН.
Приведенный расчет показывает, что даже небольшое изменение давления между цилиндрами способно вызвать существенную дополнительную нагрузку упорного подшипника, которая может привести к его разрушению.
По этим соображениям в реактивных турбинах, где часто уравновешивание достигалось встречным потоком пара в двух цилиндрах турбины, обычно устанавливались специальные автоматы, контролирующие осевую уравновешенность турбины и действующие на предохранительный выключатель турбины в случае нарушений этой уравновешенности.
ГЛАВА ШЕСТАЯ
ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ
И РАСЧЕТ МНОГОСТУПЕНЧАТЫХ ТУРБИН
6-1. ОСНОВЫ ВЫБОРА КОНСТРУКЦИИ МНОГОСТУПЕНЧАТЫХ ТУРБИН
В тех случаях, когда ведется расчет и проектирование нового турбоагрегата, ряд исходных величин должен быть задан, другие величины приходится принимать по оценке, используя опыт ранее построенных турбин, которые хорошо зарекомендовали себя в эксплуатации, достаточно технологичны и удовлетворяют экономическим требованиям. В ответственных случаях разрабатываются параллельные варианты изготовления турбины и выбирается наиболее удачный.
172
Если разработанные варианты отличаются по стоимости и экономичности, то предпочтение отдается тому, который обеспечивает минимум затрат на выработку электроэнергии [Л. 38]. В качестве заданных следует считать: начальные параметры пара, расчетное давление отработавшего пара, в случае промежуточного перегрева — температуру пара после промежуточного перегревателя; температуру подогрева питательной воды, номинальную мощность турбины.
Тепловая схема установки выбирается на основании имеющегося опыта и оценки экономического эффекта применяемых решений.
В частности, выбирается давление в системе промежуточного перегрева, способ деаэрации питательной воды и давление в деаэраторе, число ступеней регенеративного подогрева питательной воды и т. п. В установках большой мощности и высокого давления питательные насосы часто выполняются с турбинным приводом, причем поток пара приводящей турбины включается в основную тепловую схему (см., например, рис. 1-26).
В турбинах насыщенного и слабоперегрето-го пара, применяемых на АЭС, выбирается схема сепарации и промежуточного перегрева, в том числе число ступеней сепарации, наличие промежуточного перегрева, одпо- или двухступенчатая система этого перегрева и температура .пара после него. Важным является выбор разделительного давления, при котором осуществляются сепарация и перегрев. Все эти вопросы решаются на основе технико-экономических расчетов.
В качестве и о м и и а л ьи о й м о щ н о с т и понимается та наибольшая мощность РПОм, которую турбина должна длительно развивать при всех номинальных параметрах (см. §1-7). Номинальная мощность фиксируется как мощность агрегата электростанции. Поскольку во время эксплуатации турбина работает с переменной нагрузкой, оказывается целесообразным так проектировать ее, чтобы наибольшая экономичность достигалась при нагрузке, наиболее характерной для условий эксплуатации.
Мощность турбипы, отвечающая наибольшей ее экономичности, называется экономической мощностью Рэк- Часто экономическая мощность выбирается на уровне 0,8—0,9 поминальной. Для турбин большой мощности и высокого давления, которые стремятся эксплуатировать с наибольшими нагрузками, обычно выбирают экономическую мощность в .пределах от 0,9 до 1,0 поминальной, а турбины большой мощности для атомных электростанций, как правило, проектируются на Р qk==P пом-
Турбина и связанный с ней генератор должны допускать повышение мощности сверх номинальной, которое, например, возникает в результате естественного углубления вакуума в зимнее время. Конденсационные турбины (без регулируемых отборов пара) обеспечивают максимальную мощность при отсутствии отбора для внешнего теплового потребления (см. § 1-7). Повышение мощности сверх номинальной может быть предусмотрено при отключении всех или части отборов пара для регенеративного подогрева питательной воды. Следует учитывать, что при этом заметно ухудшается экономичность турбинной установки.
Частоту вращения турбины в большинстве случаев следует рассматривать как заданную величину. Для получения переменного тока частотой 50 Гц ротор двухполюсного генератора должен вращаться с частотой /г=50 с-1 (в США и некоторых странах Восточной Азии применяется электрический ток с частотой 60 Гц, что приводит к необходимой частоте вращения ротора двухполюсного генератора /г = 60 с-1). Наиболее удобно выбирать для ротора турбины такую же частоту вращения, что позволяет соединять непосредственно валы турбины и генератора. Только для турбин малой мощности (4—6 МВт и ниже) оказывается более экономичным строить турбину па повышенную частоту вращения и соединять ее с генератором при помощи редукторного привода. В этом случае возможен разнообразный выбор частоты вращения турбины.
Турбины очень большой мощности могут выполняться в виде двухвальных агрегатов, соединенных с самостоятельными генераторами электрического тока. При этом иногда оказывается целесообразным турбину низкого давления и связанный с ней четырехполюсный генератор рассчитывать на п— = 25 с-1. Однако в подавляющем большинстве случаев мощные стационарные турбипы, связанные с генераторами, строятся на /2 = 50 с-1.
В то же время мощные (более 500— 1000 МВт) турбины насыщенного пара для АЭС в большинстве случаев выполняются тихоходными для непосредственного привода че-тырехполюсного генератора, что объясняется некоторыми особенностями таких турбин, рассмотренными ниже в § 9-4. Следует учесть, что эти турбины имеют, начиная с первых ступеней, большие объемные пропуски пара, при которых высоты лопаток достаточно велики, а расходы пара через последние ступени существенно больше, чем в турбинах высоких начальных параметров. Переход к п = 25 с-1 (при частоте сети 50 Гц) сокращает число цилиндров, хотя размеры и масса каждого цилиндра возрастают.
Для того чтобы достигнуть высокой экономичности, ступени турбины должны быть рассчитаны па оптимальное отношение скоростей и/с$. Кроме того, следует избегать парциального подвода пара в ступенях турбины и стремиться к достижению достаточной высоты сопловых и рабочих решеток.
Соблюдение этих требований приводит к большому числу ступеней паровой турбины. В одном цилиндре высокого давления удается, как правило, разместить не свыше 20—25 ступеней активного типа и не более чем 30—46 реактивных ступеней при барабанной конструкции ротора. При большем числе ступеней
173
расстояние между опорами возрастает настолько, что роторы получаются чрезмерно гибкими и имеют слишком низкую критическую частоту; возможно коробление корпуса. Поэтому конденсационные турбины часто выполняются в нескольких цилиндрах. Это становится необходимым, когда в конденсационной турбине большой мощности приходится дублировать потоки пара в ступенях низкого давления, а также в турбинах с промежуточным перегревом пара, в которых особенно велики располагаемые теплолерепады и соответственно велико число ступеней.
При выборе конструктивного типа турбины не следует упускать из вида, что многоцилиндровая турбина всегда получается более дорогой. Поэтому для турбин относительно небольшой мощности (до 100 МВт) переход к двух-или многоцилиндровой конструкции следует допускать лишь в случаях, когда такое решение приводит к заметному повышению к. п. л. и оправдано с экономической точки зрения.
В современном паротурбостроении активные и реактивные турбины средних и больших мощностей получили равное распространение. Только при малых мощностях, когда приходится выполнять турбины с парциальным подводом пара в ступенях высокого давления, реактивная конструкция оказалась непригодной. Для больших мощностей как с точки зрения экономичности, так и в отношении эксплуатационной надежности оба типа турбин практически равноценны. Если, с одной стороны, в реактивных ступенях условия обтекания рабочих решеток несколько лучше, чем в активных, то, с другой стороны, к. п. д. реактивной 'ступени сильно зависит от утечек в самой ступени. Кроме того, в реактивной турбине обычно имеется разгрузочный диск большого диаметра и к. п. д. турбины снижается из-за потерь на перетекание в его уплотнении. Все это в конечном итоге приводит к примерно равной экономичности обоих типов турбин.
Поэтому, несмотря на длительность конкуренции активных и реактивных турбин, оба типа имеют равное распространение. Технология изготовления каждого из этих типов турбин имеет свои особенности.
В реактивной турбине число ступеней намного больше, чем в активной. Барабанная конструкция ротора реактивной турбины значительно отличается от дисковой конструкции ротора активной турбины, где диски многих ступеней выполняются насадными или откованными заодно с валом.
В соответствии с типом турбины, который получил распространение на том или ином заводе, применяется специализированное оборудование, оснастка и приспособления. Поэтому
каждый завод придерживается той или другой конструкции.
Если отвлечься от этих практических соображений, то следует иметь в виду, что выполнение активных ступеней целесообразно в области малых объемных расходов, где существенно сказываются потери от перетекания. Наоборот, в области низких давлений, где удельные объемы пара велики и соответственно высота лопаток и веерность ступени значительны, преимущество имеют реактивные ступени. Ступени низкого давления современных активных турбин выполняются со значительной реакцией, которая часто для последней ступени достигает на среднем диаметре 50% и более.
Определяющей величиной, от которой в основном зависят конструктивные формы турбины, является объемный пропуск пара (секундный объем), равный произведению Gv. В конденсационных турбинах секундный объем протекающего пара изменяется в очень широких пределах из-за интенсивного роста удельного объема пара при его расширении. Достаточно сказать, что при расширении пара от начального состояния р0—8,8 МПа, tG= = 500° С до давления в конденсаторе рк — =3,4 кПа при сухости хк=0,90 удельный объем изменяется от ц0=0,0376 м3/кг до гд = = 36,2 м3/кг, т. е. почти в тысячу раз. Если взять начальные параметры р0—23,5 МПа, t0= =580°'С, t’o=0,01452 м3/кг, то при том же состоянии па выходе из турбины увеличение удельного объема пара составляет примерно 2500.
Регенеративный подогрев питательной воды с его последовательными отборами пара приводит к постепенному сокращению массового расхода пара G по мере его расширения, так что в конденсационных турбинах, работающих по регенеративному 'циклу, полный объем протекающего пара растет несколько меньше, чем в приведенных примерах. Однако суммарный отбор пара на регенерацию обычно составляет не более 25—35%.
Коль скоро абсолютное значение объемного-пропуска пара зависит от его массового расхода, для предварительной оценки конструктивного типа турбины необходимо приближенно найти массовый расход пара.
Задавшись к. п. д. отдельных отсеков турбины, наносят процесс в /S-диаграмме и производят расчет тепловой схемы, определяя относительные количества отбираемого пара на регенерацию. Далее подсчитывают приведенный использованный теплоперепад Hi по формуле (1-39) и находят полный расход пара G = Pi!Hi.
Чтобы достигнуть высокого к. п. д., необходимо стремиться к минимальным потерям
174
в проточной части турбины. В первую очередь это относится к профилям сопловых и рабочих решеток, которые должны быть тщательно отработаны с газодинамической точки зрения. В случае применения новых решеток, которые еще не подвергались проверке на натурных турбинах, профили должны быть исследованы на экспериментальных турбинах. Рекомендуется выполнять плавное меридиональное очертание проточной части, избегая, без особой необходимости, скачкообразного изменения диаметров ступеней турбины. Паровые коммуникации (подводящие паропроводы, клапаны, ресиверы, выходные и подводящие патрубки) должны быть оформлены таким образом, чтобы потери в них были минимальными. Кроме того, большое внимание ’Следует уделять уменьшению потерь от перетекания пара, особенно в частях высокого давления, где объемные расходы пара малы.
Ступени современных конденсационных турбин можно разделить па следующие четыре группы:
а) регулирующая ступень, применяемая в турбинах с сопловым парораспределением;
б) ступени, работающие в области малых объемных расходов пара (в области повышенных давлений);
в) промежуточные ступени, в которых объемы пара достаточно велики;
г) ступени низкого давления, работающие под вакуумом, где объемы пара достигают очень большой величины.
В случае дроссельного парораспределения регулирующая ступень отсутствует. Что касается остальных групп, то приведенная разбивка является довольно условной. Тем не менее при расчетах и конструировании этих ступеней имеется ряд особенностей, которые оправдывают такую их классификацию.
Выбор типа регулирующей ступени (одновенечная ступень или двухвенечная ступень скорости) определяется величиной расчетного теплоперепада при экономической мощности турбины. Теплоперепады до 80—120 кДж/кг перерабатываются одновенечной регулирующей ступенью. >При больших теплоперепадах ставится двухвенечная ступень скорости. В свою очередь выбор теплоперепада регулирующей ступени производится с учетом особенностей работы этой ступени при переменном режиме турбины (см. § 7-2 и 7-7). Однако основные соображения, которые следует иметь в виду при назначении расчетного теплоперепада, должны быть отмечены уже сейчас, поскольку от этого в большой степени зависит вся конструкция турбины.
Коэффициент полезного действия регулирующей ступени ниже к. п. д. последующих ступеней, поэтому увеличение теплоперепада
на регулирующую ступень приводит к понижению к. п. д. турбины при ее экономической нагрузке. Правда, потери в регулирующей ступени частично возвращаются при последующем расширении пара, особенно в установках с промежуточным перегревом пара. Если, например, допустить, что мощность регулирующей ступени составляет 0,1 мощности турбины, то при понижении к. п. д. регулирующей ступени на Ч % понижение к. п. д. турбины составит всего лишь около 0,06%. Если допустить, что двухвенечная ступень скорости имеет к. п. д. на 6% ниже, чем работающие с тем же перепадом одновенечная ступень и две нерегулируемые ступени, то общий к. п. д. окажется ниже только на 0,3—0,4% для случая двухвенечной регулирующей ступени. В то же время часть высокого давления турбины при двухвенечной регулирующей ступени окажется проще и дешевле. Кроме того, у турбин с малым объемным расходом пара заметное влияние на к. п. д. турбины имеет утечка пара через переднее концевое уплотнение. Чем ниже давление в камере регулирующей ступени, тем меньше эта утечка. Поэтому для турбин с малым объемным расходом пара понижение давления в камере регулирующей ступени и 'Связанное с этим увеличение теплоперепада на регулирующую ступень может быть оправдано сокращением потерь от перетекания черев переднее концевое уплотнение. Наконец, в турбинах с малым объемным пропуском пара при понижении давления в камере регулирующей ступени легче обеспечить полный подвод пара в последующих ступенях при достаточной высоте сопловых и рабочих решеток.
Как уже было сказано, выбор значительного теплоперепада и установка в качестве регулирующей ступени двухвенечного диска позволяют упростить конструкцию турбины. Так, например, в начальный период развития паровых турбин обычно выбирали умеренные параметры в камере регулирующей ступени (давление не выше 0,5—0,6 Л4Па и температуру пара не выше 280°С). Это позволяло выполнять корпус турбины в виде чугунной отливки, и только клапанная коробка и сопловые сегменты регулирующей ступени отливались из стали. Такая конструкция применялась вплоть до 30-х годов для турбин умеренной мощности.
В турбинах высокого давления, работающих с начальной температурой 500°С, теплоперепад регулирующей ступени часто выбирали с таким расчетом, чтобы в камере регулирующей ступени температура не превышала 420— 440°С. При этом как для корпуса, так и для ротора турбины можно использовать низколегированные стали, в то время как при малом расчетном теплоперепаде регулирующей ступе
175
ни требуется переходить к более дорогим сталям повышенной жаропрочности. Ступени высокого давления современных турбин почти всегда выполняются цельноковаными за одно целое с валом. Максимальный диаметр регулирующей ступени, а следовательно, и располагаемый теплоперепад, который целесообразно выбрать для этой ступени, зависят от максимального диаметра поковки ротора. При значительных объемных пропусках пара, т. е. для турбин большой мощности, упрощение конструкции, достигаемое за счет увеличения теплового перепада на регулирующую ступень, не может быть оправдано, так как потеря через .переднее концевое уплотнение перестает играть существенную роль, а в последующих ступенях нетрудно обеспечить .полный подвод пара при достаточных высотах сопловых и рабочих лопаток. Поэтому в турбинах большой мощности обычно выполняют регулирующую ступень одновенечной.
При дроссельном парораспределении регулирующая ступень отсутствует. Турбина большой мощности с большим пропуском пара при дроссельном парораспределении может иметь несколько более высокий к. п. д. при экономической нагрузке, чем турбина с сопловым парораспределением. Однако это преимущество дроссельного парораспределения, которое имеет место только при полном открытии дроссельного клапана, для турбин, работающих с переменной нагрузкой, обычно не окупается, так как при изменении мощности экономичность турбины с дроссельным парораспределением падает быстрее, чем экономичность турбины с сопловым парораспределением.
У нас и за рубежом за последнее время выявилась тенденция к проектированию мощных турбин с дроссельным парораспределением и регулированием мощности парогенератором, когда давление на входе в турбину меняется при неизменном положении открытых регулирующих клапанов турбины, так называемое регулирование скользящим давлением (см. § 7-8). Для турбин очень большой мощности, кроме того, возникают трудности с обеспечением надежности лопаток регулирующей ступени, присущей сопловому парораспределению. Эти трудности характерны и.для турбин насыщенного пара АЭС. Послетние, скорее всего, будут работать в базовом режиме, т. е. при постоянной нагрузке, близкой к номинальной. Поэтому большая часть турбин атомных электростанций, в том числе турбин мощностью 500 МВт и выше, создаваемых заводами СССР, проектируется с дроссельным парораспределением.
В первых нерегулируемых ступенях основной задачей является обеспечение достаточной высоты сопловых и рабочих
решеток. Если воспользоваться формулами (3-44) и (3-46) и заменить в них абсолютную скорость пара
то произведение степени парциальности на высоту сопловой решетки запишется так:
еЦ =-------Gvau/сф^___(6 j>
sin <Х]эИ \ 1 — р
Если принять согласно (3-42), что (ц/<?ф)Опт= — __—, и приближенно допустить, что аг =
= О1э, cp/pi— 1, a V2t/vit~l, то, выразив окружную скорость и через диаметр и частоту вращения, получим выражение
etl = 2(WtgaJ(l -?) ‘ (6’2)
Таким образом, для увеличения cl{ следует выбирать малые углы а1э, которые обычно принимаются равными от И до 14° для активных и от 14 до 25° для реактивных ступеней. Кроме того, следует ограничивать диаметр ступени d. Последнее, однако, связано с уменьшением перерабатываемого ступенью теплопе-репада, что приводит к увеличению числа ступеней и к удорожанию турбины. Поэтому в турбинах малой мощности иногда оказывается необходимым все же выполнять парциальный подвод пара в первых нерегулируемых ступенях. Очевидно, что такое решение возможно лишь в турбинах активной конструкции.
Как было отмечено выше, значительное число ступеней приводит к необходимости выполнять турбину двух- или мпогоцилипдровой, что вызывает ее удорожание и для турбин средней и малой мощности не может быть признано целесообразным, тем более что при увеличении числа цилиндров возрастают механические потери в подшипниках, а также возникает дополнительная потеря давления в пароперепускных трубах. В турбинах с дисковой конструкцией ротора, как правило, вал получается гибким, причем допустимая критическая частота ротора не должна быть ниже 0,55—0,6 рабочей. При соблюдении этого условия в одноцилиндровой турбипе с дисковой конструкцией ротора удается расположить до 20—25 ступеней. При одноцилиндровом выполнении стремятся так оформить проточную часть, чтобы диаметры ступеней возрастали постепенно. При этом желательно, чтобы диаметр первой нерегулируемой ступени составлял не менее 0,4 диаметра последней ступени. В противном случае рост диаметров ступеней
176
происходит слишком интенсивно, что затрудняет обеспечение плавности проточной части.
В силу этого часто приходится отказываться от выполнения первых нерегулируемых ступеней с очень малыми диаметрами и тспло-перепадами. Последние в нерегулируемых ступенях активных турбин редко выбираются менее 30—40 кДж/кг. Если мощность турбины невелика (25 'МВт и ниже) при высоких начальных параметрах, то высоты лопаток получаются небольшими, что заставляет в первых нерегулируемых ступенях вводить парциальный подвод пара или выбирать повышенный теплоперепад регулирующей ступени с таким расчетом, чтобы в нерегулируемых ступенях иметь меньшее давление и увеличенный удельный объем пара. Такие решения, конечно, связаны со снижением к. п. д. турбины.
В реактивных турбинах при одноцилиндровой конструкции можно разместить на барабане до 30—40 'Ступеней, поэтому теплопере-пады в первых нерегулируемых ступенях реактивных турбин часто выбирают всего лишь 8—12 кДж/кг. Выбор столь малых теплопере-падов тем более оправдан в реактивной турбине, что в ней нельзя осуществить парциальный подвод пара, а потери па перетекание сказываются сильнее, чем в активной турбине (уменьшение теплоперепада означает уменьшение диаметра ступени и, следовательно, меньшие радиальные зазоры).
Радикальным способом повышения экономичности турбины с малым объемным пропуском пара является повышение ее быстроходности. В этом случае уменьшение диаметра ступени и соответственное увеличение высоты решеток может быть достигнуто без снижения теплоперепада ступени, поскольку необходимую окружную скорость можно получить за счет увеличения частоты вращения.
Повышение быстроходности одновременно решает две задачи: во-первых, удается получить минимально допустимую высоту лопаток при полном подводе пара уже в первых нерегулируемых ступенях; во-вторых, оказывается возможным выполнить турбину с ограниченным числом ступеней, перерабатывая в каждой ступени достаточно большой теплоперепад. В результате этого габариты турбины и ее-масса сокращаются по мере увеличения быстроходности. При современном высоком качестве редукторостроения экономические преимущества, связанные с повышением частоты вращения турбины, начинают превышать дополнительные потери, вызванные применением редуктора, уже в турбинах мощностью 2,5 МВ г <и ниже при умеренных параметрах лара. При высоком начальном давлении повышение частоты вращения турбины может
оказаться целесообразным даже для турбин до 6 МВт.
Обеспечение высокого к. п. д. промежуточных ступеней турбины представляет наименьшую трудность. В самом деле, в этих ступенях вследствие расширения пара объемные расходы уже достаточно велики, так что высоты сопловых и рабочих лопаток достигают таких значений, когда коэффициенты потерь с.с и £р перестают заметно зависеть от высоты решеток. С другой стороны, диаметры ступеней и размеры лопаток еще пе настолько велики, чтобы при их выполнении сказались трудности обеспечения механической прочности и достаточной жесткости лопаток и дисков этих ступеней. Веерность этих ступеней lid также еще незначительна, что упрощает их проектирование.
Если при выполнении первых ступеней воз- -пикают трудности, связанные с малыми объемами протекающего пара, причем эти трудности тем больше, чем мепыпе мощность, а следовательно, и расход пара, то проектирование и построение последних ступеней конденсационных турбип встречает затруднения, связанные с большими объемными пропусками пара, которые требуют выполнения больших проходных сечений последних ступеней. Следует иметь в виду, что уже начиная с отношений г///<10—15 рабочие лопатки часто выполняют переменного профиля по высоте.
6-2. ПРЕДЕЛЬНАЯ МОЩНОСТЬ ОДНОПОТОЧНОЙ ТУРБИНЫ И ВЫБОР РАЗМЕРОВ ПОСЛЕДНЕЙ СТУПЕНИ
Принимая во внимание большое значение последней ступени в проектировании конденсационных турбин, особенно крупных турбин и турбин .насыщенного пара, специально рассмотрим влияние этой ступени на характеристики и мощность турбины.
Для предварительных оценок размеров последней ступени конденсационной турбины пользуются обычно приближенными зависимостями по осредпепным параметрам для всего выходного сечения .последней ступени.
Практическая возможность выполнения последней ступени наибольших размеров определяет объемный расход пара, который можно пропустить через один поток ступеней низкого давления турбины. При заданных параметрах пара от этого потока зависит мощность турбины. Таким образом подсчитывается наибольшая .мощность, на которую может быть построена одпопоточная турбина.
В самом деле, представим мощность турбины в виде
Р\= GHoHoi.
12—326
177
Эта формула справедлива для турбины, в которой расход пара G протекает через все ступени. Когда турбина построена с системой регенерации, количество протекающего через последнюю ступень пара меньше расхода свежего пара, так как часть пара отбирается для подогрева питательной воды. Если под величиной GK подразумевать секундное количество пара, протекающего через последнюю ступень, то мощность турбины, работающей с регенерацией, может быть представлена так:
Р\ = mGKH 07jOi, (6-3)
где коэффициент тД>1 учитывает выработку энергии потоками пара, отбираемого для регенеративного подогрева питательной воды. Коэффициент т зависит от параметров свежего пара, от уровня подогрева питательной воды, от числа точек отбора и их расположения. В большинстве случаев он лежит в пределах от 1,1 до 1,25.
Иногда удобнее оцепить мощность однопоточной турбины, пользуясь другими соображениями. Допустим, что на основании расчетов турбинной установки при заданных параметрах пара и питательной воды определен абсолютный ЭЛеКТрИЧеСКИЙ К. П. Д. Т]э = Т]гТ)мЦэ.г-Расход тепла, выраженный в кДж/кг на 1 кВт, определяется безразмерной величиной qi= — 1/цэ, а количество тепла, отданного в конденсаторе охлаждающей воде на 1 кВт, составит:
= f—-0 (6-4)
^м^э.г у Д1 J
С другой стороны, эту величину можно определить как произведение удельного расхода пара GK/Pd на разность энтальпий пара, поступающего в конденсатор iK, и воды при температуре насыщения Гк, откачиваемой конденсатным насосом. Таким образом.
GK /• •/ \
Яг — ~р^ (^к I к)
Разность энтальпий в этой формуле — величина мало меняющаяся при различных параметрах реального цикла; она составляет обычно:
tK—Кк=2200-4-2300 кДж/кг.
Отсюда легко определяется удельный расход пара, поступающего в конденсатор, и мощность турбины:
?2 Ч 1----f-L _ 1Y (6-5)
Рэ гк — < к Gk — 1'к) ДмДэ.г у ">ji J
С другой стороны, напишем секундный расход пара через последнюю ступень, пользуясь уравнением неразрывности:
ndzlzCz sin аг ,r>
(jK —----------. (6-6)
Vk
где с2, Ук — осредненпые скорость и удельный объем при выходе из рабочей решетки последней ступени. Учитывая, что направление абсолютной скорости c-г обычно выбирают так, чтобы «2—90°, перепишем уравнение расхода:
здесь Q = nd2/2 — осевая (кольцевая) площадь выхода из ступени.
Удельный объем пара в основном определяется давлением в конденсаторе рк. Выбранная скорость с2 определяет выходную потерю А/гв.с, существенно отражающуюся на к. п. д. турбины.
Выбор давления в конденсаторе и оценка выходной потери должны основываться на технико-экономических расчетах, учитывающих, с одной .стороны, экономию топлива при углублении вакуума и уменьшении скорости с2, а с другой стороны, удорожание конденсационной установки, системы водоснабжения и самой турбины, которые при этом возникают.
Расчетное давление в конденсаторе в зависимости от температуры охлаждающей воды в условиях СССР выбирается обычно от 3 до 4 кПа при речном или прудовом водоснабжении и от 5 до 8 кПа при оборотном водоснабжении с градирнями или брызгальпыми бассейнами. Допустимая выходная потеря в зависимости от стоимости топлива колеблется от 16 до 30 и даже до 54 кДж/кг, чему соответствует выходная скорость от 180 до 330 м/с. Когда эти величины выбраны, мощность Pi определяется осевой площадью последней ступени й. Желая увеличить предельную мощность одпопоточной турбины, конструкторы турбин стремятся максимально развить выходную площадь Q. При заданной частоте вращения рост Q ограничивается в первую очередь прочностью рабочих лопаток. В самом деле, напряжение у корня лопатки постоянного по высоте профиля равно:
Ораст = РматЫ2^гГ ср, где рмат— плотность материала лопатки.
Лопаткам последних ступеней придают форму, приближающуюся почти по всей длине к телу равного сопротивления (см. рис. 4-38), т. е. уменьшают поперечное сечение от корня к вершине, что приводит к снижению напряжения. Учесть последнее можно, введя в предыдущую формулу коэффициент разгрузки ^разгр. Этот коэффициент подсчитывается по формуле (3-107) и определяется главным образом отношением площадей сечений у корня и у вершины fn/fK. Приближенно он равен
-1-^0,35 + 0,65-^-. «разгр /к
178
С учетом разгрузки напряжение равно:
________ Рмат(^2^2<^2__2QpMa-pT/?2 раст— ~FV " т •
^«разгр Яразгр
(6-8)
Наибольшие отношения fK/fn достигают 7 — 10, чему соответствует коэффициент разгрузки макс _2 4. ^разгр ’
Для лопаток из нержавеющей стали рмат— = 8,0-103 кг/м3. Подставляя эги величины в предыдущую формулу и решая ее относительно осевой площади рабочей лопатки последней ступе ни, п о л уч а е м:
О____£раз;рораст ,q zJg.]Q-4 ораст
2я/г2рмат ’ н2
(6-9)
где о-в Па; п — в с-1; Q — в м2.
Принимая для высоколегированной стали верхнюю границу допускаемого напряжения °раст=^0 получаем при /г=50 с-1
максимально возможную осевую площадь выхода последней ступени £> = 8,6 м2.
Если принять отношение диаметра к длине лопатки t/2/G=2,5, то подсчитанная площадь может быть достигнута при диаметре d2= = 2,6 м и длине лопатки /2= 1,05 м, т. е. при окружной скорости на концах лопатки 573 м/с.
Последняя ступень приблизительно таких размеров выполнена па ХТГЗ в турбинах К-300-240 и др.
Вернемся к формуле для мощности однопоточной турбипы (6-3). Подставив в нее величину расхода пара GK по (6-7), выраженную через напряжения (Траст по (6-8), получим:
р! = 0,225тЯ.7)о( ДДь£_;(6-10)
1 Рмат Vk«2
здесь Яо И ЛАв.с — в Дж/кг; (Траст — в Н/м2; п—в с-1; —в м3/кг; рмат—в кг/м3; Р-—в Вт.
В качестве примера определим предельную мощность одного потока для нескольких турбин. Для .получения сравниваемых результатов удельные расходы тепла подсчитываются для одного и того же давления в конденсаторе рк.
Предполагая, что во всех установках состояние отработавшего пара определяется давлением рк=3,4 кПа и сухостью хк=0,9, чему соответствует удельный объем пара vK== = 36 м3/кг, и задаваясь потерями с выходной скоростью A/zb.c, равными 23 и 36,5 кДж/кг, находим, что в первом случае через ступень с Q —8,6 м2 можно пропустить GK=51,4 кг/с, а во втором GK=64,8 кг/с.
В табл. 6-1 приведены мощности, которые при различной экономичности и разных параметрах пара могут быть достигнуты в однопоточной турбине при п=50 с-1. Как видно из этой таблицы, если допустить значительную потерю с выходной скоростью, предельная мощность однопоточной турбины весьма высоких начальных параметров достигнет 150 МВт. Правда, приведенные в табл. 6-1 данные относятся к турбинам с очень напряженными лопатками последней ступени.
Следует иметь в виду, что при опробовании предохранительных выключателей частота вращения увеличивается на 10—12% выше номинальной. При этом напряжения растяжения вместо 450 МПа возрастают до 540—560 МПа. Если предел текучести для рассматриваемой стали составляет 890 МПа, то запас прочности по отношению к пределу текучести остается лишь 1,65—1,6, что является предельно низкой величиной.
Каковы же пути увеличения предельной мощности однопоточной турбины?
1. Уменьшение частоты вращения п вдвое, т. е. переход к четырехполюсному генератору
Показатели однопоточных турбин при гг=50 с-1
Таблица 6-1
Наименование Единица измерения Значения
Начальное давление МПа 2,84 8,83 12,75 23,5 29,4 5,9
Начальная температура ЭС 400 535 565 580 650 сухой насыщенный пар
Температура промежуточного перегрева Удельный расход тепла на I кВт внутренней мощности (приведенный к рк — — — 565 565 565/565 260
=3,4 кПа) Тепло, отданное в конденсаторе охлаждающей воде на 1 кВт внутренней — 3,08 2,46 2,21 2,0Г 1,945 7,16
мощности — 2,08 1,46 1,21 1,07 0,945 2,16
Удельный расход пара в конденсатор . . Мощность однопоточной турбины при кг/(кВт-ч) 3,46 2,43 2,01 1,78 1,57 3,53
Дйв.с=23 кДж/кг Мощность однопоточной турбины при МВт 53,5 76,0 92,0 104 118 52,4
д^в.с=36,5 кДж/кг О 57,4 96,0 116,0 131,0 148,6 66
12*
179
й при частоте сети 50 Гц к п=25 с-1. При этом согласно (6-10) мощность Р1 возрастает в 4 раза. Целесообразность такого изменения частоты вращения рассматривается подробно в § 6-5, кратко же укажем, что в настоящее время турбины высоких начальных параметров пара не выполняются тихоходными. Переход на пониженную частоту вращения для таких турбин рассматривается лишь в перспективе при создании агрегатов мощностью больше 2000 МВт.
Турбины насыщенного и слабоперегрстого пара для АЭС в настоящее время обычно выполняют тихоходными, начиная с мощности 500—1000 МВт.
2. Ухудшение экономичности собственно турбины за счет повышения потери с выходной скоростью последней ступени ДЛВ.С; причем увеличение Айв.с в 1,5 раза повышает мощность Р1 в 1,22 раза, снижая к п. д. турбины высоких параметров на Ац0.э/'По.з=0,70/о, а турбин насыщенного пара па Ало.э/Ло-э— ='1,3%. Отметим, что при A/iB.c>70 кДж/кг местная скорость с2 превышает скорость звука и расширение пара происходит частично за пределами рабочей решетки последней ступени, не создавая полезной мощности (см. § 2-6 и 7-4).
3. Ухудшение экономичности всей установки за счет увеличения конечного давления рк и, следовательно, уменьшения рк. Переход, например, от рк —3,5 кПа к 5 кПа при тех же размерах последней ступени повышает мощность турбины Р1 примерно па 13%, в то же время к. п. д. установки падает для турбин высоких параметров на Ат]о/Цэ=0,5%, а для турбин насыщенного пара на Аг]э/гр=0,9%.
Как уже указывалось, выбор рк определяется для данной электростанции возможностями водоснабжения, климатическими условиями и в конечном счете технико-экономическими показателями станции. В частности, при прочих равных условиях более дорогое топливо снижает целесообразную величину расчетного значения конечного давления.
4. Изменение материала лопаток, когда
Доп увеличиваются допускаемые напряжения <*раст или, как, например, для титановых сплавов, повышается удельная прочность материала о-доп/р
мат В СВЯЗИ С уМСНЬШСНИСМ ПЛОТНОСТИ МЗ-териала до рмат = 4,5-103 кг/м3. ЛМЗ имеет промышленный опыт работы турбин на п= = 50 с-1 с титановыми лопатками длиной до 960 мм; на заводе завершена работа над созданием титановой лопатки длиной 1200 мм (см. рис. 4-38,в).
Переход к новым маркам стали, над которыми в настоящее время работают, позволит увеличить допускаемые напряжения до
°раст —520-Г-540 МПа и кольцевую площадь до Q ~ 10 м2.
Следует отметить, что увеличение длины •последней лопатки усложняет аэродинамическое проектирование ступени в связи с неизбежно большой веерностью l/d, увеличением наклона меридионального обвода (увеличивается средний диаметр ступени и, следовательно, ее теплоперепад; из-за этого возрастает разница в удельных объемах пара за последней и предпоследней ступенями и вызванная этим разница в высотах лопаток этих ступеней); увеличением скорости пара в последней ступени. Кроме растягивающих напряжений возрастают изгибающие усилия, так как растут мощность ступени и длина лопатки, усложняются условия обеспечения вибрационной надежности. При работе последней ступени влажным паром, что характерно для всех конденсационных турбин, возникают трудности обеспечения эрозионной надежности (см. § 5-3). Следует отметить, что с увеличением высоты и веерноеги последней лопатки возрастает вероятность появления отрывных течений в ступени при частичных нагрузках и вызванный этим рост динамических напряжений (см. § 7-4).
В настоящее время предельные размеры лопаток турбин при п=50 с-1 составляют 950—‘1050 мм из стали и 1200 мм из титанового сплава.
В табл. 6-2 пре-ставлены основные характеристики последних лопаток, установленных на турбинах и проектируемых.
5. Ограничение размеров последней ступени, связанное с прочностью лопаток, с необходимостью уменьшения окружной скорости па периферии лопаток по условиям эрозионной надежности (см. §5-3), а также из-за ухудшения экономичности ступени в связи с очень большой веерностью привело к некоторым своеобразным конструктивным решениям. Одним из них является применение так называемой ступени Баумана.
Ступень Баумана представляет собой предпоследнюю ступень турбины, имеющую перегородки, разделяющие как сопловую, так п рабочую .решетки на два яруса — нижний п верхний. Давление пара перед обоими ярусами ступени Баумана одинаково. Поток пара, проходящий через нижний ярус, направляется в последнюю ступень, которая от обычных ступеней отличается только крутым наклоном периферийного обвода диафрагмы (рис. 6-1). Поскольку через нижний ярус в последнюю ступень проходит не весь расход GK, а только часть его Gz, то, соответственно уменьшается высота последней лопатки /2, се веерность ljd и окружная скорость на периферии ип. Поток
180
Т а б л и ц а 6-2
Основные характеристики предельных лопаток последних ступеней изготовленных и проектируемых турбин
Частота вращения, п, с*1 12, им Д//3 S3, М2 м/с Изготовитель В эксплуатации
50 1200 2,5 11,3 658 лмз
(титан)
50 1143 2,60 10,68 639 AEJ Проект
50 1080 2,73 ^10 ^633 KWU
50 1050 2,43 8,41 565 ХТГЗ +
50 1030 2,46 8,19 559 ХТГЗ +
50 1000 2,73 8,48 580 ВВС—СЕМ +
50 960 2,58 7,48 540 лмз +
50 952 2,61 7.40 538 AEJ—ЕЕ
50 940 2,62 7,28 534 УТМЗ +
50 940 2,62 7,28 534 Парсонс
50 914 2,78 7,28 542 AEJ
50 875 3,0 7,22 550 KWU
50 870 2,84 6,76 524 Шкода
50 855 2,87 6,60 520 Эшер-Висс
50 852 2.76 6,26 503 ХТГЗ +
25 1500 2,87 20,3 455 AEG +
25 1450 2,86 18,9 410 ХТГЗ
25 1365 3,14 18,4 443 KWU +
25 1320 2,96 16,2 411 AEG +
60 852 2,71 6,15 594 GE, Хитачи
60 850 2,65 6 590 AEJ Проект
60 787 3,15 6,12 616 Вестингауз +
60 723 3,0 4 92 545 ВВС +
30 1320 3,0 16,42 498 ВВС +
30 1320 2,93 16,02 488 GE, Хитачи
30 1270 3,0 15,35 480 Вестингауз
30 1170 2,82 12.2 420 AEJ Проект
30 1117 3,02 11,84 422 Вестингауз +
30 1092 3,07 11,5 419 GE, Хитачи +
30 1016 3,06 9,92 389 Алис-Чалмерс +
30 965 3,35 9,82 399 GE +
Рис. 6-1. Проточная часть низкого давления с предпоследней двухъярусной ступенью (ступенью Баумана).
С?к—Gz, направляющийся в верхний ярус, после него идет прямо в конденсатор. Таким образом, hzo -j- /г“‘я = h™ (рис. 6-2).
В связи с тем что расход пара через верхний ярус примерно равен половине расхода через последнюю 'Ступень, то такая схема отсека часто называется полуторной. Преимущество ступени Баумана — при тех же размерах последней ступени можно или .существенно увеличить расход пара через часть низкого давления турбины и тем самым примерно в 1,5 раза повысить мощность турбины (при том же числе ЦНД), или при тех же расходах пара уменьшить потерю с выходной скоростью (примерно в 2 раза), так как она подсчитыва-
Рис. 6-2. Процесс расширения пара в последних ступенях турбин, выполненных согласно схеме рис. 6-1.
181
ется по суммарной осевой площади .последней ступени и верхнего яруса:
св-яд/£я + сгд/^
Д/гв.с=--------г----------
<Jk
(6-11)
Сравнение обычной схемы и полуторного
снижаются потери от влажности в связи с эвакуацией значительной части крупнодисперсной влаги в верхний ярус, влажность перед которым меньше, чем перед последней ступенью, а перепад больше. Опыты, проведенные на турбинах ЛМЗ с полуторным выхо-
выхода можно проводить при одном и том же расходе пара в конденсатор GK и одной и той же потере с выходной скоростью A/zB.c- В этом случае речь идет о последней ступени двух размеров. В обычном варианте большая длина последней лопатки означает большие напряжения, меньшие l/d, большую опасность эрозии. С точки зрения экономичности полуторный выход при таком сравнении имеет ряд преимуществ: меньшая веерность решеток; из-за благоприятной конфигурации диффузорного патрубка за верхним ярусом обычно удается восстановить значительную долю ;
250
ст)
200 -
<-о,об
Аь 0 ал
+3,02
о
-0,02
+ 0,00
+ 0,02
-0,02
~0,0б
+ 0,06
+0,00
+ 0,02
О
-0,02
дом, показали существенно меньшее влияние влажности, чем в турбинах с обычной проточной частью. В то же время в двухъярусной предпоследней ступени удваиваются концевые потери в решетках, появляется протечка между ярусами. Имеются дополнительные, по сравнению с обычными ступенями, трудности аэродинамического профилирования решеток верхнего яруса из-за больших в нем скоростей потока. Кроме того, двухъярусные лопатки требуют более сложной технологии изготовления и для них характерна большая трудность вибрационной отстройки из-за меньшей точности
теоретического расчета вибрационных характеристик.
На рис. 6-3 показано расчетное сравнение по экономичности группы последних ступеней с условным теплоперепадом Но— = 419 кДж/кг для обычной проточной части и полуторного выхода при различных веериостях последней ступени l/d, окружных скоростях на корневом диаметре l/K=(orK ц расчетных потерях с выходной скоростью последней ступени (A/ib.c)2 в зависимости от объемного пропуска пара в конденсатор GKvK. Очевидно, что и применение полуторного выхода не позволяет решить задачу создания конденсационных паровых турбин мощностью в несколько сотен тысяч киловатт. В этом случае требуется разцеление потоков пара, в первую очередь в части низкого давления турбин. Число этих потоков равно отношению мощности к предельной мощности однопоточной турбины. Так, при п—50 с-1 турбины высоких параметров пара с площадью выхода из ступени Q = 8-ь9 м2 при глубоком вакууме имеют мощность Ро = 300 МВт при трех потоках пара; Рэ= = 500 МВт при четырех потоках пара и Рэ=800 МВт при шести потоках пара. В быстроходных турбинах насыщенного пара при глубоком вакууме мощность 500 МВт требует уже 6 и даже 8 потоков пара. При лопатке последней ступени 1200 мм и
Обычный. Ц.н-Д
г=!6
^7pu8s-2,5
ин=280м(с
Полуторный выход
ч-2
250
280 50
250
Uk~280mIu ---------1—-
Полуторный, выход
]отс
., расч кДж
., расч кДж
^8.0 —
^3220
+ 0,0б
О
Обычный.
___.ЦНД
. Ц.Н.Д' ' &0ол -Ы1риВ%—3 ~6б——
62
250 280
50
220 250
. ц.н.д} ^о.л
~220 250
33
б)
-о,о0
—0,06 о

ик=280м/с
05\
ez=3
, ра.сч_ кДж !З.С^ 46-ДЗ’-280.
02
250
02 \
GKvK
Оооо
5000 м3/с
1000
2000
3000
220 М
в?=2,5
Рис. 6-3. Расчетное сравнение экономичности группы последних ступс-нен для обычной проточной части и проточной части со ступенью Баумана.
а 'пРи последней ступени с dll=2p>- б — при последней ступени с tZ/Z—3,0; в — то же при сравнении обычных ЦНД с разной величиной djl последней ступени.
182
«11 м2 (см. табл. 6-2) при сверхкритических параметрах пара и мощности Р;з=1200 МВт спроектирована турбина с 6 потоками пара. В тихоходных турбинах насыщенного пара (/г=25 с-1) при лопатках 1350— 1500 мм мощность 1000— 1300 МВт достигается при шести потоках пара.
Очевидно, что много-
поточная конструкция тре- Рис- 6'4, ДвУхпотсчиые бует соответственного уве-
личения числа цилиндров турбины, которое в отдельных машинах достигает пяти (см. гл. 9). Схема потоков в многоцилиндровых турбинах показана на рис. 6-4. В цилиндрах низкого давления возможны разные направления потоков, когда пар подводится к середине и растекается в противоположные стороны и, более редкое, когда пар подводится с концов цилиндра и покидает его из средней части.
Следует отметить, что разделение потоков пара в цилиндре низкого давления уравновешивает в нем осевые усилия. Выбор числа цилиндров определяется, с одной стороны, условиями обеспечения надежности системы роторов, так называемого валопровода агрегата, с другой — технико-экономическими показателями (см. § 6-5).
В приведенном выше анализе работы последних ступеней предполагалось, что скорость с2, с которой пар покидает рабочую решетку последней ступени, полностью теряется. Как уже указывалось в § 5-5, в настоящее время наряду с патрубками, в которых давление за последней ступенью р2г выше, чем рк, имеются также патрубки, где р2г<рк. Для предварительной оценки турбины обычно, если ист конкретных данных по испытаниям патрубка, принимают р2г=рк.
При определении размеров последней ступени следует рассмотреть два случая. Первый— когда пропуск пара через ступень невелик и можно ожидать умеренных размеров последней ступени. Второй — при большом пропуске пара, когда приходится использовать все конструктивные возможности для максимального увеличения размеров ступени с тем, чтобы ограничить число потоков в части низкого давления.
Определение основных размеров последней ступени (диаметра и высоты рабочей решетки) производится по осредненным параметрам пара. Как об этом уже говорилось, такое решение по является точным и должно рассматриваться как первое приближение, которое берется за основу при оценке чис
схемы ЦНД.
ла ступеней турбины и для последующего детального расчета и профилирования ступени.
Обычно предполагают, что кинетическая энергия, с которой пар покидает последнюю ступень, теряется и считают, что потеря с выходной скоростью Дйв.с не возмещается для всей турбины. Поэтому следует стремиться ограничивать эту потерю. С другой стороны, для уменьшения Д/гВс необходимо увеличивать размеры последней ступени, что всегда приводит к повышению ее стоимости. Особенно заметное удорожание возникает в том случае, когда для сокращения выходной потери приходится увеличивать число потоков в части низкого давления, что в свою очередь требует увеличения числа цилиндров турбины.
Отыскание оптимального решения для по-следпих ступеней является задачей техникоэкономического расчета, в котором, с одной стороны, подсчитывается повышение стоимости турбины по мере увеличения сечений выхода, а с другой — экономия, связанная с сокращением расхода топлива за счет повышения к. п. д. турбины. При этом следует также иметь в виду, что турбина с уменьшенными расчетными выходными потерями в зимнее время за счет углубления вакуума способна развивать большую дополнительную мощность, чем турбина, у которой были допущены повышенные выходные потери при расчетном режиме. В некоторых случаях эту дополнительную мощность можно рассматривать как добавочную мощность станции.
Для определения размеров последней ступени задаются к. п. д. процесса расширения пара или оценивают его по обобщенным данным (см. § 6-4). По величине р2г, обычно в первом приближении равной рк, в конце процесса расширения находят удельный объем пара ок- Задавшись потерей с выходной скоростью Айв.с, находят с2= У"2Айв.с и по уравнению неразрывности (6-7) определяют Q=
183
Как было уже показано, при выполнении лопаток из высококачественной стали, предельно достижимая в настоящее время в одном потоке осевая площадь выхода Q при частоте вращения п = 50 с-1 составляет примерно 8— 10 м2. Следует иметь в виду, что такой размер приводит к очень напряженной и дорогой конструкции последней ступени.
Умеренные напряжения возникают в ступенях, у которых осевая площадь Q меньше 4—6 м2 (при и=50 с-1)- Ступени с большими проходными сечениями применяют только для турбин большой мощности, когда необходимо ограничить число потоков в части низкого давления.
Задавшись отношением Q — dzIlv, определяют средний диаметр ступени
и длину рабочей решетки последней ступени /2=Д2/0
Оценив таким образом размеры последней ступени, необходимо сопоставить их с размерами ранее выполненных ступеней (см. табл. 6-2). Если найденная ступень превышает размерами наибольшие существующие ступени, то следует пересмотреть положенные в основу расчета величины, в частности величину выходных потерь, число потоков пара в области низкого давления, а также взвесить возможность и целесообразность выполнения ступеней еще большего размера, чем приведенные в табл. 6-2.
Отношение среднего диаметра к длине лопатки 0 = с/г//2 в последней ступени обычно приходится выбирать небольшим, несмотря па то что это означает увеличение весрпостп решетки и затрудняет профилирование.
Желательно, чтобы 0>3; в ступенях с предельными напряжениями в лопатке 2,7<0<3 и только в крайних случаях следует принимать 0=2,44-2,7.
6-3. РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ТЕПЛОПЕРЕПАДОВ МЕЖДУ СТУПЕНЯМИ ТУРБИНЫ
Выше было показано, как оцениваются размеры первой и последней ступеней конденсационной турбины [см. формулы (6-2) и (6-12)]. Прежде чем переходить к детальному расчету отдельных ступеней, следует уже вначале определить число ступеней и произвести рациональную разбивку теплоперепадов между ступенями.
В зависимости от того, насколько экономична должна быть проектируемая турбина, можно ио-разному выбирать число ступеней, причем с увеличением числа ступеней, как правило, турбина достигает большей экономичности. Однако турбина при этом будет бо-184
лее сложна в изготовлении и более дорога. Если важно в первую очередь обеспечить простоту конструкции турбины, то ее следует выполнять с ограниченным числом ступеней, которые могут быть расположены в одном цилиндре.
Несмотря па разнообразие выбора конструктивных форм турбины, можно все же указать рациональные способы оценки числа ступеней 'и разбивки теплоперепадов между ступенями.
Отметим, что во избежание дополнительных потерь изменение профиля проточной части турбины должно быть достаточно плавным. Если, например, проектируется одноцилиндровая турбина, то часто стремятся выполнить непрерывное плавное увеличение диаметра от первой к последней ступени. Когда разница в диаметрах очень велика (например, если диаметр последней ступени более чем в 2— 2,5 раза превышает диаметр первой), то иногда может оказаться целесообразным разбить ступени на две или большее число групп, как это, например, выполнено в турбине, показанной на рис. 9-6. В турбинах небольшой мощности, где первые нерегулируемые ступени целесообразно выполнять с парциальным подводом пара, имеет смысл переходить па повышенный диаметр, начиная со ступени, где можно у>Ке отказаться от парциального подвода и выполнить е = 1.
С переходом от группы ступеней одного диаметра к группе другого диаметра обычно связывается нерегулируемый отбор пара для регенерации. Это оказывается удобным с конструктивной точки зрения.
В случае двух- или миогоцплипдровой конструкции диаметры ступеней в каждом цилиндре могут быть выбраны независимо друг от друга, однако в пределах каждого цилиндра следует заботиться о соблюдении плавности проточной части.
Для того чтобы найти число ступеней и разбить теплоперепад между ступенями, следует построить диаграмму, подобную указанной па рис. 6-5. Здесь па оси абсцисс взят произвольный отрезок а и на крайних ординатах отложены диаметры первой и .последней ступени и Д. Точки 1 и 2 соединяются плавной линией, соответствующей характеру изменения меридиональных обводов проточной части турбины и в какой-то степени следующей изменению удельного объема v. Па той же базе проводят линию и/с^, которую предполагается осуществить при построении турбины. Часто для группы первых ступеней принимают постоянную величину w/сф. Однако надо учитывать, что в ступенях с меньшим объемным пропуском заметнее сказываются потери па перетекание и в активной турбине потери тре-
Рис. 6-5. Вспомогательная диаграмма для определения числа ступеней.
Заменяя Сф =
и, и/сф *
получаем:
л"=12-3/г«
т^-Г, кДж/кг, (6-16)
где d—в м; /г —в с-1. Для первой ступени отсека хо—0 и &о=1, для промежуточных ступеней kc=0,924-0,96.
Подсчитав располагаемые теплоперепады для нескольких промежуточных точек, можно нанести кривую h0 иа диаграмме рис. 6-5.
Далее по этой кривой, разделив базу а на т равных частей, находят средний располагаемый теплоперепад (Zz0)ci>
т
4-ч”+^ л.+ф'#’
(Мер=------------------------(6-17)
после чего можно определить число ступеней по формуле
ния диска. Кроме того, от ступени к ступени растет высота лопаток 7, а значит, увеличивается веериость Z/cZ и тем самым .повышается расчетная реакция на среднем диаметре рср при неизменной корневой реакции (см. § 3-5):
Pcp-1-(’1-Pk)(1—Z/cZ)^. (6-13)
Оба этих фактора — уменьшение дополнп-гельпых потерь и увеличение степени реакции — ведут к повышению оптимального отношения скоростей (ц/сф)0Пт- Таким образом, от ступени к ступени оптимальное отношение скоростей растет. Исключением являются лишь последние ступени, где иногда выбор и/Сф определяется требованиями работы при переменных режимах и организации отбора пара для регенеративного подогрева воды, а также ступени, процесс расширения в которых лежит ниже линии насыщения. В этом случае дополнительные потерн о г влажности снижают оптимальное отношение скоростей (см. § 4-5).
Располагаемый теплоперепад ступени может быть найден следующим образом:
V __“Г С2о
До —- До •
Если принять, что в Z-й ступени (с0)2/ = — (хо)г(с2)2г-1, где коэффициент использования ВЫХОДНОЙ энергии (хо)г = (Хв.с)г-1 И 0^1X0^ 1, то
= (6-14)
При небольшом изменении теплопсрепадов соседних ступеней (с2) г-i— (с2)ь Кроме того, приближенно (с2/сф)2-(1—p)sin2ai. Тогда
(hji = [ 1 - к. (1 - Р) sin! а,] = k„. (6-15)
____ ^0 (1 + (?т) (Мер
(6-18)
где Но — располагаемый теплоперепад, найденный от состояния пара в камере регулирующей ступени до давления в выходном патрубке; 7т — коэффициент возврата тепла.
Результат подсчета числа нерегулируемых ступеней округляется до целого числа z. Разделив отрезок а на (г—1) частей, находят теплоперепады для каждой ступени непосредственно из диаграммы рис. 6-5 и выписывают их в таблицу .по образцу табл. 6-3. Сумма теплоперепадов, подсчитанная по третьей строке таблицы, может не совпасть в точности с величиной Яо(Ц"7т). Если расхождение 2
между этой последней величиной и с0'
1
2
ставляет А, кДж/кг, так что ^о+А = 1
= Но(1+7т), то можно разбить А на z ступеней и .написать в четвертой, последней строке таблицы окончательно выбранные теплоперепады .по всем ступеням.
Такая предварительная разбивка теплопсрепадов, основанная на оценке характера проточной части, позволяет уверенно производить последующий детальный расчет ступеней и не опасаться, что этот расчет может привести к конструктивно невыполнимому числу ступеней или к нецелесообразным их размерам.
Следует заметить, что при конструктивном выполнении турбины характер ее проточной части лишь приближенно повторяет характер, .принятый при построении рпс. 6-5. В самом деле, в этой диаграмме расстояния между ступенями по осп абсцисс принимались равными!, в то время как в действительности эти рас-
185
Таблица G-3
Распределение теплоперепадов между ступенями
Расчетная величина Условные обозначения Сумма
Номер ступени Диаметр ступени Предварительный теплоперепад Окончательный теплоперепад 1 ч!) М1) _L А ,10 “ Z < I М сч So + So z—l dz-1 uz-d /20 *r”+4 dz с+4 ДА — //о (1 4 фг)
стояния различны и зависят от ряда конструктивных и прочностных особенностей 'Ступеней.
В группе первых нерегулируемых ступеней, где теплоперепады невелики, объемы пара возрастают лишь незначительно от ступени к ступени, так что диаметры ступеней могут сохраняться почти постоянными, так же как и принятые в них отношения и/Сф. Высоты лопаток при этом изменяются почти пропорционально удельному объему пара. В этом случае для унификации хвостовых креплений и профиля лопаток оказывается целесообразным сохранять неизменными диаметры обточки дисков, а также размеры канавок, протачиваемых для хвостового крепления лопаток. При этом лопатки соседних ступеней отличаются только по высоте. Следовательно, для изготовления рабочих лопаток ряда ступеней можно использовать один и тот же инструмент и приспособления, что облегчает изготовление турбины.
Поскольку при равных посадочных диаметрах расчетные средние диаметры несколько возрастают от ступени к ступени в связи с ростом высоты лопаток, для определения числа ступеней в группе и разбивки теплоперепадов приходится применять следующий искусственный прием.
Из выражения (6-2), приняв е=1 и d= =dK+<l, т. е. при этом предварительном расчете пренебрегая разницей корневых диаметров сопловой и рабочей лопаток, получим:
^-^1^1,=—... Gvzt-------- (6-19)
1 ’ 20ntga19(l — р) ' '
огда, выбрав диаметр dK в пределах рассматриваемой группы ступеней постоянным и равным первой или последней ступени группы, находим Zi и затем d=dK+ll.
Если средний диаметр первой ступени d\}'>= = dK-{-lG), то средний диаметр последней ступени J(z) = больше первого за счет
увеличения /. Откладывая эти диаметры в диаграмме рис. 6-5 и соединяя их плавной вогнутой кривой, можно подсчитать средний теплопере
пад и число ступеней в рассматриваемой группе с одинаковыми диаметрами обточки дисков dK. Указанный путь расчета ступеней пригоден как для активных ступеней с постоянным посадочным диаметром, так и для реактивного барабана с cZJf=const.
Как правило, все проточные части турбин проектируются по выбранному закону изменения не средних, а корневых диаметров ступеней. Если речь идет об отсеке ступеней, заканчивающихся выходным патрубком конденсационной турбины, то корневой диаметр выбирается по предварительному расчету последней ступени.
Практически распространены три закона изменения dE:
1) постоянство корневого диаметра (см. сплошные линии па рис. 6-6). Для этого случая расчет проточной части — распределение теплоперепадов и числа ступеней — разобран выше. Примеры выполненных таким образом турбин показаны на рис. 9-19 (ЧСД), 9-33 (ЦНД), 11-8 (ЦВД) и др.
2) понижение по потоку пара корневого диаметра (см. пунктирные линии на pine. 6-6). Небольшой наклон по .потоку пара корневого меридионального обвода улучшает обтекание корневой зоны ступеней (см. гл. 3), уменьшает угол наклона периферийного меридионального обвода проточной части и в последнее время находит все боль-
Рис. 6-6. Различные формы очертания проточной части многоступенчатой турбины или се отсека.
---- — при постоянном c/j.;--— при понижении по потоку <Д(; — — при повышении по потоку с/к.
186
шее распространение (см. ЦНД турбины на рис. 9-31). Недостатками его являются невозможность унификации хвостовиков лопаток и дисков, а также меньшие высоты лопаток первых ступеней. Поэтому такой закон изменения корневого диаметра в первую очередь целесообразен в частях низкого давления турбин, где объемные пропуски пара велики, а соседние ступени имеют разные профили лопаток. Следует отметить, что повышение диаметра первых ступеней сокращает их число. Иногда применяется настолько крутое понижение корневого диаметра, что средний диаметр почти не меняется (см. рис. 9-18);
3) увеличение по потоку корневого диаметра (см. штрих-пунктирную линию па рис. 6-6). Преимуществом этого способа формирования проточной части является большая высота лопаток первых ступеней. В связи с этим такая форма проточной части может быть иногда рациональна при малых объемных пропусках пара в первых ступенях.
Во всех случаях предварительный расчет проточной части выполняется, как описано выше, т. е. сначала определяется корневой диаметр одной из ступеней (последней или первой), затем по выбранному закону изменения с/к находится из (6-19) высота / и, следовательно, d=dK~Vl', для нескольких промежуточных значений v2 строятся кривые d и и/Сф по потоку пара (см. рис. 6-5) и т. д. Пример такого расчета приведен в § 6-6.
Найденная разбивка теплоперепадов позволяет произвести дальнейший детальный расчет ступеней турбипы. При этом надо учитывать следующие дополнительные особенности.
Необходимо уточнить расход пара, протекающего по отдельным отсекам турбины. В самом деле, некоторые изменения расходов пара против подсчитанных в тепловой схеме возникнут из-за утечек через концевые уплотнения, а также из-за утечек через уплотнения штоков клапанов.
Схемы канализации утечек пара могут быть очень разнообразны. Однако всегда следует стремиться к тому, чтобы вернуть утечку в турбину с таким расчетом, чтобы эта утечка могла вырабатывать энергию, расширяясь хотя бы в последних ступенях турбины, или направить ес в отборы пара для регенеративного подогрева питательной воды. При детальном расчете ступеней активного типа также следует учитывать утечку через диафрагменное уплотнение. При этом оказывается необходимым оценить диаметр уплотнения, число гребней и радиальный зазор в уплотнениях.
В первой ступени каждой группы, как правило, не используется скорость выхода пара из предыдущей ступени. Поэтому расчетный теплоперепад й0 первой ступени выбирают на 1,0^
3,0 кДж/кг больше, чем для последующей ступени, где полностью или частично используется кинетическая энергия выхода пара из предыдущей ступени группы. В дальнейших ступенях кинетическая энергия парового потока, покидающего ступень, используется в последующей. Коэффициент использования скорости при входе в сопловую решетку последующей ступени обычно принимается от 0,8 до 1,0, чему соответствует коэффициент использования кинетической энергии хв.с = = 0,644-1. Если в ступени сопловая решетка спроектирована на угол входа ао=9О°, то обычно считают, что в предыдущей ступени Хв.с = sin2 цг-
Использование выходной скорости предыдущей ступени ухудшается в следующих случаях:
1) когда из ступени производится отбор пара на регенерацию, что приводит к радиальному оттоку пара и нарушению благоприятных условий входа в последующую ступень;
2) когда ступени работают с меняющейся па.рциальностыо и пар, вышедший из рабочей решетки, растекается в стороны и захватывает больший угол расположения сопловой решетки в последующей диафрагме;
3) когда диаметр ступени меняется не плавно, а ступенчато.
Во втором и третьем случаях можно считать кинетическую энергию пара, покидающего рабочую решетку, .полностью потерянной, т. е. хв.с = 0.
Для облегчения технологического выполнения турбины следует стремиться в большинстве ступеней сохранять неизменными углы а1э и ргэ, а также сохранять примерно постоянным отношение и[с$ и рк. При этом удается сохранить одинаковые профили решеток. Особенно заметный выигрыш достигается, как об этом было сказано ранее, в том случае, когда неизменными для ряда ступеней сохраняются посадочные диаметры дисков, что позволяет унифицировать (в пределах, допускаемых прочностью) хвостовое крепление рабочих лопаток. По мере .понижения давления пара удельные объемы начинают расти настолько интенсивно, что приходится отказываться от сохранения постоянного профиля лопаток. Кроме того, по мере увеличения веерности ступеней приходится переходить к закрученным лопаткам. В современных турбинах закрученные лопатки начинают применяться от 0 = = 154-10 и ниже. Выполнение таких ступеней связано с усложнением технологии изготовления.
При понижении давления пара (а следовательно, и его температуры) критические скорости пара и отвечающие им критические перепады уменьшаются. Вместе с тем теплопе-
187
№ ступени
<0
Рис. 6-7. Изменение основных характеристик ступеней по потоку пара для конденсационной турбины.
а —активного типа Л,—50 МВт; б — реактивного типа
=500 МВт; I — однопоточный ЦВД; II — двухпоточный ЦСД; III — два двухпоточных ЦИД; в — активного тина Р = = 1000 МВт; / — двухпоточный ЦВД; II — двухпоточный ЦСД; III — три двухпоточиых ЦНД. После ЦВД — сепарация и двухступенчатый перегрев пара.
репады каждой ступени возрастают по мере расширения пара, поскольку с увеличением объемного пропуска пара обычно приходится увеличивать диаметры ступеней. Таким образом, кроме регулирующей ступени, где часто теплоперепады велики, сверхзвуковые скорости пара могут встретиться в последних ступенях конденсационных турбин. Как было показано в гл. 3, наибольшими скоростями в этих ступенях являются скорости C\t в корневых сечениях сопловой и скорости w2t в периферийных сечениях рабочей решетки. В ступенях большой весрности и значительного теплоперепада эти скорости достигают значений Мн = = Ci/Mi=l,5—1,7 и M2«==w/cz2—1,7—2,0.
На рис. 6-7 показано изменение по потоку пара основных характеристик ступеней многоступенчатых турбин. Кривые построены для различных турбин. Рисунок 6-7,а относится к турбине К-50-90 — конденсационной турбине мощностью Р;) = 50 МВт с начальными параметрами пара: р0=8,8 МПа, /о=500сС. Турбина спроектирована одноцилиндровой на /г = = 50 с-1 с двухвепечнон .регулирующей ступенью и плавной проточной частью, состоящей из 17 ступеней активного типа.
Как видно из графика, объемный пропуск пара Gv от входа в турбину до выхода из нее очень сильно увеличивается, что определяет рост диаметров и высот лопаток.
Для двухвепечпой регулирующей ступени принят диаметр <7=1,1 м, а для нерегулируемых ступеней средний диаметр возрастает по потоку от 0,95 м до 2,0 м, т. с. приблизительно вдвое. Высота «рабочих лопаток нерегулируемых ступеней увеличивается более чем в 20 раз и таким образом веерность ступеней lid возрастает в 10 раз. В последней ступени 0 = 3,0. Такое увеличение веерности требует соответствующего повышения реакции па среднем диаметре рср. С учетом необходимой положительной реакции в корневых сечениях рк всех ступеней реакция на среднем диаметре
188
меняется от рср=0,09 во второй ступени до рср=0,63 в последней ступени. В регулирующей 'ступени суммарная степень реакции рабочих н поворотной решеток принята равной Ур = 0,08.
Изменение отношения скоростей ц/сф по ступеням определяется типом ступени и величиной рср. Для двухвенечной регулирующей ступени выбрано ц/сф = 0 25; для ступеней от второй до предпоследней в связи с ростом рср отношение скоростей возрастает от ц/сф = 0,48 до ц/сф=0,65. Однако в последней ступени для увеличения теплоперепада, требуемого по условиям работы турбины при переменном режиме (см. § 7-4), отношение скоростей выбрано меньше оптимального и составляет п/сф —0,55. Таким образом, располагаемый теплоперепад ступеней Ло (от параметров торможения) достигает наибольшего значения в регулирующей ступени. В первых нерегулируемых ступенях он практически не меняется, так как и диаметр и и/сф возрастают в одинаковой степени. В последующих ступенях растет вплоть до ступени № 16. В ступени № 17 по сравнению с .предыдущей ступенью отношение скоростей .выросло больше, чем диаметр, и теплоперепад понизился. В последней же ступени 7г0 почти удваивается.
Относительный лопаточный к. и. д. нерегулируемых ступеней возрастает по потоку пара до ступени № 15 за счет снижения концевых потерь при увеличении высоты лопаток. В последующих ступенях уже ощутимо сказывается влияние веерности ступеней и ц0.л несколько ухудшается; в последней ступени, где потеря с выходной скоростью АЛв.с весьма велика п составляет более четвертой части о г всего теплоперепада ступени TiQ и скорость с2 далее не используется, к. п. д. оказывается самым низким.
Потери от утечек и трения диска т]0.л—Лог в нерегулируемых ступенях уменьшаются по потоку пара благодаря увеличению площади решеток. В последних ступенях появляются потери от влажности. В регулирующей ступени т]0.л и т]ог существенно ниже, чем в последующих ступенях (последний из-за парциального подвода пара).
Аналогичные кривые реактивной турбины мощностью 500 МВт при начальных параметрах пара /д0=16 МПа, /о=54О°С с промпере-грсвом до 6гп=550°С представлены на рис. 6-7,6.
Турбина рассчитана на /2 = 50 с-1, спроектирована с дроссельным парораспределением, т. е. не 'имеет отдельно выделенной регулирующей ступени, состоит из четырех цилиндров: одиопоточного ЦВД, двухпоточиого ЦСД и двух двухпоточных ЦНД. После ЦВД пар направляется па промежуточный перегрев. Про
точные части турбины спроектированы так, что корневой диаметр ступеней в ЦВД неизменен, -в ЦСД — возрастает по потоку пара, а в ЦНД первые ступени имеют .постоянный rfK, далее dK несколько понижается. Веерность последней ступени характеризуется величиной 0 = 2,7.
Степень реакции на среднем диаметре принята для всех ступеней, кроме последних трех, равной рср=,0,5. В последних ступенях эта реакция недостаточна для обеспечения положительной величины рк и поэтому возрастает. Отношение скоростей ufc^, кроме последних трех .ступеней, меняется очень мало; в ступенях № 34 и 35 отношение м/сф возрастает, а в последней ступени уменьшается для того, чтобы существенно увеличить теплоперепад этой ступени. Если в турбине активного типа К-50-90 .располагаемый теплоперепад нерегулируемых ступеней от первой до последней менялся в 3 раза, то здесь это увеличение уже десятикратно, что связано с ростом диаметра ступеней в 3 раза. Такое увеличение диаметров характерно для многоцилиндровых турбин и особенно велико в турбинах реактивного типа, где для увеличения высоты лопаток первых ступеней диаметры их в ЦВД относительно небольшие.
Экономичность ступеней характеризуется относительным лопаточным т)0.л и относительным внутренним т)ог. Относительный лопаточный к. п. д. возрастает с увеличением высоты лопаток, снижаясь в последних ступенях каждого цилиндра в связи с невозможностью дальнейшего использования выходной скорости с2. Кроме того, несколько ухудшается т]0.л в последних ступенях ЦНД из-за большой вс-ерпости и крутого меридионального обвода. Потери от утечек в реактивных ступенях уменьшаются с увеличением высоты лопаток; в последних ступенях ЦНД добавляются потери от влажности.
Турбина насыщенного пара К-1000-60 на /г = 25 с-1 при начальном давлении пара 5,88 МПа с промперегревом до /Пп=260°С спроектирована из пяти двухпоточных цилиндров: ЦВД, ЦСД и трех ЦНД. Характеристики ступеней этой турбины представлены на рис. 6-7,в. В связи с низкими начальными параметрами пара, несмотря па глубокий вакуум, объемный пропуск пара перед последней ступенью ЦНД больше, чем перед первой ступенью турбины, всего в 65 раз. Средний диаметр ступеней увеличивается немногим более чем в 2 раза.
Изменение веерности 4/0 и вследствие этого изменение .реакции ступеней на среднем диаметре рср хорошо видно из кривых на рис. 6-7,6. В связи с этим принято изменение отношения скоростей м/сф от 0,48 до 0,56.
189
В последних ступенях ЦНД несмотря па большую величину ргсР=0,65 отношение скоростей выбрано небольшим для увеличения теплопе-репадов и сокращения тем самым числа ступеней в ЦНД. Разница в к. п. д. т]0.л—рОг определяется главным образом потерями от влажности, а также учитывает потери от утечек и трения диска.
Аналогичные графики, показывающие изменение характеристик ступеней, представлены в § 6-6 как результат детального расчета турбины активного типа К-800-240.
6-4. ПРИБЛИЖЕННАЯ ОЦЕНКА К. П. Д. ТУРБОАГРЕГАТА И ОТДЕЛЬНЫХ ОТСЕКОВ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ТУРБИНЫ
Для детального теплового расчета турбины, сравнения рассматриваемых вариантов и предварительного подсчета экономичности всей турбинной установки, а затем и электростанции в целом необходимо приближенно оценить к. п. д. турбоагрегата и нанести процесс расширения пара в zS-диаграмме. Очевидно, что к. п. д. как всей турбины, так и отдельных отсеков ее проточной части зависит от того, как спроектирована и построена турбина. По разным причинам технико-экономического и технологического характера, требованиям экономичности при переменном режиме работы, аэродинамической отработке ступеней и других элементов экономичность турбины при тех же исходных данных может быть различной.
Ниже приводятся некоторые усредненные характеристики в предположении, что проточная часть турбины проектируется, исходя из условий максимальной экономичности при заданном режиме работы.
Построение процесса расширения пара в турбине в i’S-диаграмме предполагает, что заранее известны или выбраны следующие параметры установки и турбоагрегата: начальные параметры пара р0 и А Цо), параметры промежуточного перегрева рПп, Ап и его тип (для турбин АЭС), разделительное давление Рразд, при котором производится сепарация в турбинах насыщенного пара, и эффективность сепарации, т. е. сухость пара на выходе из сепаратора у2\ конечное давление р2 или рк; температура питательной воды А.в и число отборов пара для регенеративного подогрева питательной воды zp. Известны расчетная электрическая мощность турбины частота вращения агрегата п, число цилиндров и число потоков в каждом из них, а также давления пара между ними. Для конденсационных турбин также должны быть заданы размеры последней ступени d2 и 12.
Известен тип парораспределения и основные его характеристики, в том числе для соплового парораспределения тип регулирующей ступени, диаметр ее или располагаемый тепло-t Р-СТ перепад «0 .
Предварительный расчет начинается с грубой оценки расхода пара через турбину и конденсатор. Для этого надо воспользоваться формулами из § 4-3, 1-5 н 6-2.
Сначала по (1-2) подсчитывается к. п. д. цикла без регенерации ту или по (1-19) —цикла с промперегревом т]Г1П. Затем определяется к. п. д. цикла при бесконечном числе отборов пара для регенеративного подогрева и отсутствии потерь в турбине т]“ по (1-34) или по (1-35).
После этого по формуле (1-36) или (1-37) подсчитывается выигрыш экономичности за счет такой идеальной регенерации. Графики на рис. 1-25 позволяют найти относительный выигрыш 'др или Ър при конечном числе отборов пара.
Внутренний абсолютный к. п. д. установки без регенеративного подогрева определяется по формуле (1-6)
(6-20) гО - i К
или по (1-20)
пп (А — А) д*,-+ (Ап —А/) д” д = —:---:---f---:----:---• (6-21)
(А — L,0 До; + (Ап — 2к)
Здесь для предварительного определения расхода пара (а не к. п. д. установки) обычно МОЖНО принять 7]^. = д” = 7]oi = 0,85.
Тогда абсолютный внутренний к. п. д. установки определяется из выражения
"Игр—Гр/(1 +gp) • (6-22)
Приведенный используемый теплоперепад турбины, учитывающий уменьшение расхода пара по ступеням за счет отборов и в предположении, что все отборы производятся после промперегрева, найдется из формулы (1-40):
ТА — д,р [(А — А. в) -ф- (Ап — А)], (6-23)
где О = А— (А-—in)тфог-
После этого не сложно по (1-38) определить расход пара через турбину (без учета протечек через концевые уплотнения)
G, = (6-24)
АОДмДэ.Г и по (6-5) расход пара в конденсатор (или последнюю ступень)
(А - 6К) ДмДэ.Г \ 7gP у
где А—i'K можно найти по рк и рОг = 0,85.
190
Рис. 6-8. Механические потери в турбоагрегате. ------ потери в редукторе.
Более грубо разность энтальпий можно принять равной Ц—i'K = 2250 кДж/кг.
Механический к. п. д. рм=1—APM/Pi берется по рис. 6-8. Там же представлен график к. п. д. редуктора рред—1—ЛРред/Р;, если частота вращения ротора турбипы превышает 50 с-1 и между турбиной и генератором установлен редуктор (тогда вместо тщ в соответствующие формулы подставляется произведение ^м^ред)- При заданной мощности агрегата механический к. и. д. зависит от числа подшипников, привода масляного насоса, частоты вращения и других конструктивных факторов.
Для электрических генераторов, изготавливаемых заводами СССР, к. п. д. т]э.г принимается из табл. 6-4.
Для предварительного построения процесса протекания пара в ^-диаграмме необходимо оценить потери давления вне проточной части, к. и. д. регулирующей 'Ступени, остальных ступеней ЦВД, ступеней ЦСД и ЦНД и потерю с выходной скоростью последней ступени.
4. Потери давления вне проточной части т у р б и н ы:
а) в паровпускных органах (от состояния пара перед стопорным клапаном до входа в первую ступень турбипы):
^-=0,05; (6-26)
До
б) в перепускном ресивере между ЦВД и ЦСД (или ЦНД), т. е. от состояния пара на
Таблица 6-4
Коэффициент полезного действия электрического генератора при «=50 с-1 и номинальной мощности
Номинальная мощность, МВт Тип генератора Завод-из готовите ль К. п. д. ^Э.Г’ % Вид охлаждения
0,75 Т2-0.75-2 „Электросила11 93,5 Воздушное
1 ,5 Т2Б-1.5-2 94,5
2,5 12-2,5-2 95,0
4 Т2-4-2 96,2
6 Т2-6-2 96,4
12 Т2-12-2 97,0
25 Т2-25-2 97,4
30 ТВС-30 Электротяжмаш 98,3 Водородное
50 Т2-50-2 „Электросила* 97,6 Воздушное
50 ТВ-50-2 98,5 Водородное
60 ТВ-60-2 JJ 98,55
60 ТВФ-60-2 98,55
100 ТВ-100-2 98,7
100 ТВФ-100-2 98,7
150 ТВ2-150-2 98,9
160 ТВВ-165-2 98,9
200 ТВВ-200-2 98,8
200 ТВФ-200-2 98,8
200 ТГВ-200 Электротяжмаш 98,87
300 ТВВ-320-2 „Электросила* 98,80 У}
300 ТГВ-300 Электротяжмаш 98,75
500 ТГВ-500 98,75
800 — „Электросила* 98,7 yj
1200 — KWU 98,65 Водяное охлаждение, «=25 с-1
выходе из последней 'Ступени ЦВД до входа в первую ступень ЦСД (или ЦНД):
при отсутствии промперегрева, сепарации, регулирующих и отсечных клапанов
^9=0,02; (6-27)
Дрее
при промперегреве, в парогенераторной установке
^2=0,10; (6-28)
Дпп
при внешнем 'Сепараторе
^Н-^0,04 (если /2разд>1 МПа)
Дразд
ИЛИ
-^-=0,06 (если А>азд<0,2МПа). (6-29) Дразд
С уменьшением разделительного давления Дразд увеличивается объем пара, проходящего через сепаратор, и поэтому для сокращения габаритов сепаратора и расхода металла для него приходится допускать большие скорости пара и тем самым большие потери давления;
при комбинированном сепараторе — перегревателе и рРазд>1 МПа, если промперегрев производится только паром начальных параметров:
0,055; (6-30)
Дразд
191
Рис. 6-9. Поправка па к. п. д. регулирующей ступени при отклонении отношения скоростей u/Сф от оптимального значения.
/г! — для одновепечных ступеней; /гП—для двухвенечных ступеней скорости.
если в нем перегрев производится отборным паром, а вторая ступень перегрева (паром начальных параметров) осу-
ществляется в дополнительном перегревателе:
^2=0,065. (6-31)
/’разд
Дополнительные потери давления в отсечном клапане перед ЦНД (или ЦСД):
0,035. (6-32)
Рразд V 7
Потери давления в выходном патрубке, в том числе в патрубке конденсационной турбины:
^- = ^=0. (6-33)
Pi Рк ' '
Все эти величины могут быть уточнены при известных конструкциях и размерах клапанов, ресиверов, патрубков, сепараторов, перегревателей и т. п.
2......Экономичность регулирующей ступени при частоте вращения п = = 50 с-1 и работе перегретым паром1 определяется главным образом площадью сопловой решетки, практически пропорциональной -----... и отношением скоростей w/сф и мо-
V Po/Vo
жет быть оценена по формулам:
для одновенечной регулирующей ступени
= k'ulc (о,83 - ЦЦ Там) ; (6-34) для двухвенечной ступени
О" )Р-“=^'/с (о,80 - Г/А ), (6-34а)
где G — в кг/с; р— в Па; v— в м3/кг.
Коэффициент ku/c находится из рис. 6-9.
3. Э к о и о м и ч н о с т ь группы нерегулируемых ступеней ЧВД (а при дроссельном парораспределении — всех ступеней ЧВД), а также отдельных отсеков ступеней при выделении групп с полной потерей
1 Во всех приводимых ниже формулах этого параграфа при дублировании потоков G н Q относятся к одному потоку.
выходной скорости последней ступени отсека (при скачкообразом изменении диаметра, встречных потоках в ЧВД — см., например, ЦВД турбины К-300-240 ЛМЗ, рис. 9-11) и ступеней ЦСД определяется главным образом средним объемным пропуском пара GcpuCp и располагаемым тепл опереп адом группы ступеней от которого зависит коэффициент возврата тепла п относительная доля потери с выходной скоростью последней ступени группы.
Для перегретого пара и и = 50 -с-1 к. п. д. группы ступеней2 подсчитывается по формуле
/ 0 5 \ < /Др — 600\
р" = (0,925 - ) 1 + (1
‘oi бсрРср / \ 1 20 000 Д '
(6-35)
где Gcp = GiG2 , кг/с — средний расход пара через группу ступеней; иср , м3/кг,
при V} и v2— удельных объемах пара соответственно перед и за группой ступеней; Яогр, кДж/кг—располагаемый теплоперепад груп-ны 'Ступеней; gn.c~—sin2ai; z— число ступеней в группе.
4. Экономичность проточной части низкого давления при работе перегретым паром зависит от располагаемого теплоперепада /70пд и потери с выходной скоростью
. 1 10_ 3 pG kVk \2 Р1 । 0,1 у .г. гуг' \ ДЛ».е=— (-g-) (1+-Й^П- С3-®)
\ / X
которая в свою очередь
V « 1 мин малыши величиной Д/г , в.с
определяется мпни-подсчптываемой по
осевой площади рабочих лопаток последней ступени Q—'И увеличением потери за счет неравномерного распределения скорости с2 и угла «2 по высоте ступени, главным образом зависящего от веерности ступени 1/0Z.
Для п = 50 с-1 к. п. д. оценивается по формуле:
(7jr4n)»-A= =
'од 7 X 'од ’ в.с
= 0,870
/Д-Д —400 йГооб
(6-37)
где Я"д и Д/in.c—в кДж/кг; G — в кг/с; v — в м3/кг;О — в м2.
2 При частоте сращения л = 25 с-1 можно оценить к. п. д. проточной части для ЦВД ниже на 0,2%, для
ЦСД — тем же, а для ЦНД (без учета потерь с 'выходной скоростью) выше на 1%.
192
5. Для одноцилиндровой конденсационной турбины к. п. д. нерегулируемых ступеней при работе перегретым паром находится по формуле
нер
=(Ср)*-е
0,915 -
0,3 х ( , Я«ер-1200 \
GjUi/V ‘ 25 000 J
А^В-С * . .нер"* /7о
(6-38)
здесь GiVi, ms/c — объемный пропуск пара через первую (нерегулируемую ступень.
Если процесс расширения пара проходит полностью или частично ниже кривой насыщения, то к. п. д. регулирующей ступени t£zct, группы ступеней высокого и среднего давления i]ot и проточной части низкого давления •или всей конденсационной турбины без учета потери с выходной скоростью, т. е. ц*ог- и. (^оГ)*» снижаются, что учитывается поправочным коэффициентом /гвл<1
Поправка касается только экономичности ступеней, работающих влажным паром:
k.„ = 1 - ам if' + № , (6-39)
где z/i и t/г — влажность соответственно в начале и конце процесса расширения в предположении равновесного состояния пара без учета подсушки пара в проточной части. Предполагается, что в турбине применяется высокоэффективное влагоудаление, что учитывается коэффициентом аъл. Если нет подробных данных о конструкции проточной части и применяемой системе влагоудаления, то можно принять Явл = 0,8.
Пример предварительной оценки к. п. д. и процесса расширения пара разбирается в §6-6.
После оценки к. п. д. по отдельным частям турбины можно уточнить к. п. д. всей турбинной установки и расход пара через нее. Для этого следует воспользоваться формулами, приведенными в начале этого параграфа. Уточнение следует проводить при определении тр по формулам (6-20) и (6-21), куда подставляются значения относительных внутренних к. п. д. т)ог, т^ог, т]пог из iS— диаграммы с учетом потерь давления в трактах. На основе уточненного значения трр корректируется величина расхода пара Gi.
При оценке экономичности всей турбинной установки при сравнении различных вариантов., подборе оборудования и т. д. следует учитывать протечки через концевые уплотнения, через штоки клапанов, а также добавки пара для паровоздушных эжекторов и т. п. и расход энергии на собственные нужды [Л. 22, 27, 28]
6-5. ВЫБОР ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ, ЧИСЛА ВАЛОВ И ЦИЛИНДРОВ ТУРБИНЫ
Выбор частоты вращения, числа валов и цилиндров турбипы является определяющим при последующем детальном проектировании агрегата. Он решающим образом влияет на надежность работы турбины и ее технико-экономические показатели. Все эти параметры агрегата взаимосвязаны и поэтому рассматриваются комплексно.
Частота вращения при заданной частоте электрической сети 50 Гц (в СССР и других европейских странах) и непосредственном приводе электрического генератора равна п=50 с-1 (двухполюсный генератор) или п— = 25 с-1 (четырехполюсный генератор). При соединении турбины с генератором через редуктор, когда частота вращения турбины больше 50 с-1, опа может быть выбрана произвольно.
В широком диапазоне выбирается частота вращения турбин, служащих для привода насосов, компрессоров, эксгаустеров, вентиляторов и других машин. Выбор частоты вращения в этом случае определяется многими факторами, в первую очередь характеристиками приводных машин. Также широки возможности выбора частоты вращения судовых и иных транспортных турбин [Л. 20].
Следует отметить, что для турбин, предназначенных для привода электрического генератора, частота вращения является величиной неизменной. В то же время в других случаях (для приводных машин и в транспортных установках) существенное изменение частоты вращения является нормальным режимом работы и должно учитываться при проектировании проточной части, системы парораспределения, оценке надежности и т. д. Для таких турбин обычно задана зависимость Ре=/(и).
Некоторые особенности расчета переменного режима работы ступеней и группы ступеней при переменной частоте вращения разобраны в § 7-1—7-3 и 7-5. С учетом переменного режима всех ступеней турбины (а не только нескольких ступеней, как при и= const) следует выбирать отношения скоростей п/сф, степень реакции р, профили и т. д. Проверка надежности также должна проводиться с учетом переменной частоты вращения. В частности, следует помнить, что при работе турбины в широком диапазоне изменения частоты вращения в подавляющем большинстве случаев не удается отстроить рабочие лопатки от резонанса. Поэтому обычно собственные частоты лопаток выбираются настолько большими, чтобы этот резонанс был достаточно высокой кратности (как правило, выше 6—8-й и в особых предельных случаях не ниже 4-й кратности), что
13— 326
193
позволяет уменьшить опасность поломок. Кроме того, уменьшаются допускаемые напряжения на изгиб ои^. Это приводит к тому, что по сравнению с турбинами, проектируемыми для работы па п— const, рабочие лопатки турбин с и= var выполняются большей ширины (хорды), с большим числом связей и т. п. (см., например, рис. 11-17, 11-23). Все это, естественно, ведет к некоторому дополнительному снижению экономичности турбины. Собственная частота ротора /гкр должна находиться вне рабочего диапазона частот вращения.
Для турбины, проектируемой па п= var, выбирается некоторая номинальная частота вращения, обычно соответствующая номинальной мощности и поминальным параметрам. Основной расчет установки и собственно турбины выполняется при этой частоте вращения.
Увеличение номинальной частоты вращения может привести к повышению к. п. д. турбины небольшой мощности. Это повышение экономичности связано с тем, что при одном и том же числе ступеней и, следовательно, той же окружной скорости в регулирующей и первых нерегулирующих ступенях уменьшается диаметр ступеней и, следовательно, при неизменной выходной площади решеток F± и F2 соответственно увеличиваются высоты лопаток lt и 12 и (или) степень парциальности е. Первое позволяет уменьшить концевые потери в решетках и тем самым повысить относительный лопаточный к. п. д. т]0.л, второе —снижает потери, связанные с парциальным подводом пара £парц- Если при переходе на повышенную частоту вращения в первых нерегулируемых ступенях удается перейти от частичного (е< <1) к полному (е=1) подводу пара, то ^парц==0-
С увеличением частоты вращения сокращаются также потери от трения диска, согласно формуле (4-5) пропорциональные d2, и потери от утечек в ступени, поскольку уменьшение диаметра ступени и диаметра диафрагменных уплотнений позволяет выполнить меньшие радиальные зазоры. В турбинах повышенной частоты вращения концевые уплотнения обычно также имеют меньший диаметр и, следовательно, меньшие зазоры, что заметно снижает утечку пара. В то же время усложняются условия проектирования последних ступеней конденсационных турбин, что влечет ухудшение их экономичности.
Турбины для привода электрического генератора конструируются с редукторной передачей и, следовательно, с п>50 с-1 только при их малой мощности. Это объясняется следующими причинами:
увеличением напряжений от растяжения центробежными силами в последних лопатках турбины и вследствие этого уменьшением предельной мощности однопоточной турбины Р/. Согласно (6-10) эта мощность обратно пропорциональна квадрату частоты вращения. Если, как было показано в § 6-2, при и=50с_* предельная мощность составляет PF—50 к-150 МВт, то при /г= 100 с-1 она уменьшается до /у=Г2-н35 МВт;
трудностью изготовления качественного (с малыми потерями) редуктора очень большой мощности; большими его размерами и тем самым удорожанием всего агрегата;
сокращением выигрыша в экономичности в части высокого давления с увеличением мощности турбины, что объясняется большими высотами лопаток, полным подводом пара в нерегулируемых ступенях, относительно малой утечкой через концевое уплотнение. Строго говоря, это изменение экономичности определяется не мощностью турбины, а объемным пропуском пара Gv, зависящим также и от начальных параметров р0 и t0.
Чем больше мощность турбины, тем обычно меньше величина d/l в последних ступенях и больше напряжения в их лопатках. Е1оэтому если повышение частоты вращения приводит к снижению экономичности последних ступеней, то при большой мощности это снижение становится настолько значительным, что может компенсировать выигрыш в к. п. д. части высокого давления и даже превысить его.
В связи с этим переход па частоту вращения больше 50 с-1, требующий редукторной связи с электрическим генератором, производится, как правило, при мощностях конденсационных турбин средних параметров Р< <4 МВт (реже, до Р='6 МВт), а для турбин с противодавлением из-за увеличенных расходов пара — при еще меньших мощностях. В конечном счете выбор частоты вращения (и = — 50 с-1 или /г>50 с-1) возможен только после детального расчета экономичности агрегата при разных п, сравнения вариантов по стоимости с учетом редуктора и изменения строительных конструкций. Е1ри выборе того или иного варианта следует принимать во внимание возможность унификации с другими выпускаемыми на данном заводе машинами.
Очевидно, что при переходе на редукторную связь имеет смысл существенно повышать частоту вращения турбины по сравнению с я = 50 с-1. Поэтому такие турбины часто проектируются на ц=83,3 с-1 и п= 100 с-1 или даже на еще большую частоту вращения.
Для турбин крупной мощности перед конструкторами турбоагрегата может возникнуть другая альтернатива — выбор частоты вращения 50 с-1 или 25 с-1. Рассмотрим эту альтер
194
нативу с нескольких точек зрения: тепловой экономичности, надежности, стоимости и т. д.
Уменьшение частоты вращения турбины ведет к повышению экономичности части низкого давления.
Для ЦНД уменьшение частоты вращения вдвое позволяет существенно увеличить кольцевую площадь последней ступени Q — zidl. Так, если при той же веерности высоту лопатки увеличить вдвое, то кольцевая площадь Q возрастет в 4 раза. Если же вдвое увеличить все линейные размеры ступени (хорды профилей, зазоры и т. д.), то при одновременном увеличении расхода пара вчетверо к. п. д. ступени (не считая потерь от влажности, влияния числа Рейнольдса и относительной шероховатости поверхностей) останется тем же. Не изменятся напряжения в лопатках, а также относительная отстройка от резонанса той же кратности (в процентах от k /гСоб). В этом случае число потоков ЦНД уменьшится также вчетверо (и соответственно сократится число цилиндров низкого давления). Если при удвоении размеров ступени число потоков i сократить не в 4, а, скажем, в 2 или 3 раза, или оставить тем же, то, естественно, возрастет суммарная площадь последних ступеней iQ и уменьшится потеря с выходной скоростью Дйв.с. При том же числе потоков минимальная величина потери с выходной скоростью:
Дй"“=4-(^У (6-40)
уменьшится в 16 раз, а при уменьшении числа потоков в 2 или 3 раза соответственно в 4 или в 1,78 раза.
Обычно в тихоходных турбинах (при частоте сети 50 Гц на /2=25 с-1) такого двойного увеличения высоты лопаток не делают, однако площадь iQ при этом все же настолько увеличивается, что одновременно и сокращается число потоков в ЦНД и уменьшается выходная потеря A/Ib.c, а также улучшаются условия проектирования решеток последней ступени, следовательно, тем самым снижаются потери при их обтекании.
Высокий к. п. д. последней ступени (без учета минимальной расчетной потери с выходной скоростью) определяется главным образом (см. § 3-5) тремя факторами: веерностью ступени 0, напряжениями в рабочей лопатке и максимальными скоростями потока.
При переходе к половинной частоте вращения увеличение высоты лопатки менее чем вдвое позволяет уменьшить веерность ступени, т. е. увеличить 0. При этом уменьшается разница между реальной величиной А/гв.с и ее минимальным значением АЛ^”Н, улучшается обтекание решеток, снижается разница в чис
лах М между периферийными и корневыми сечениями решеток и обычно сокращаются максимальные значения чисел М в ступени.
При проектировании ступеней предельных размеров трудно обеспечить аэродинамическое совершенство решеток и тем самым высокий к. п. д, т)*о.л. Увеличение 0 и уменьшение напряжений существенно облегчают аэродинамическое профилирование, позволяют сохранить по высоте оптимальный шаг Дпт, варьировать форму профиля для создания высокоэффективной решетки. Чем. больше 0, тем легче обеспечить безотрывное в радиальном направлении обтекание рабочей и сопловой решеток, что особенно важно при переменных режимах работы, присущих этим ступеням (см. § 7-4), и благодаря этому повысить экономичность и надежность ступени. Все это, не говоря уже „ А У МИН
о снижении ап . повышает к. п. д. послед-в.с
ней ступени, а также других ступеней ЦНД. Дополнительные возможности повышения к. п. д. цилиндра низкого давления связаны с более плавным очертанием проточной части. Кроме того, увеличение 0 при той же корневой реакции рк согласно (3-96) и (3-97) ведет к меньшей реакции на периферии рп и тем самым к меньшей потере от утечек пара над лопатками. Однако в тихоходных ЦНД могут несколько возрасти потери (или ухудшится восстановление давления) в выходном патрубке. Это объясняется тем, что при столь больших размерах последних ступеней конструктивно трудно сохранить оптимальные соотношения размеров последней ступени, патрубка и входа в конденсатор. Обычно считают, что даже без учета уменьшенных потерь с выходной скоростью АЛ™™ к. п. д. части низкого чавления па 0,5—'1,5% выше в тихоходном варианте.
В ЦВД с уменьшением частоты вращения экономичность может несколько снизиться. Это объясняется главным образом увеличением концевых потерь в решетках из-за меньших высот лопаток и роста утечки в уплотнениях, в том числе в концевых, по причинам, рассмотренным выше при анализе возможности перехода на повышенную частоту вращения.
В турбинах высоких начальных параметров даже при мощностях Рэ= 1000—1500 МВт это ухудшение экономичности ЦВД может быть настолько значительным, что с учетом большой относительной мощности ЦВД при переходе к тихоходному варианту к. п. д. 'Всей турбины практически не возрастет.
Иное дело в турбинах насыщенного пара для АЭС. Здесь при /г=50 с-1 турбина мощностью 500 МВт уже выполняется двухпоточной, начиная с первой ступени высокого дав
13*
195
ления (см., например, турбину ХТГЗ К-500-65/3000 на п=50 с-1, рис. 9-30). Следует учесть, что в конструкции с двухпоточным ЦВД переднее концевое уплотнение отсутствует.
В то же время в турбинах насыщенного пара доля ЦНД в общем балансе мощности турбины весьма велика и составляет обычно 40—65°/о- Потеря же с выходной скоростью в этих турбинах из-за уменьшенного по сравнению с турбинами на высокие начальные параметры пара располагаемого теплоперепада Но относительно выше и уменьшение ее в тихоходном варианте играет большую роль в оценке к. п. д. всей турбины.
Как указывалось в § 1-6, турбины насыщенного пара АЭС всегда выполняются с промежуточной внешней сепарацией, а зачастую еще с промежуточным перегревом пара. Наивысший к. п. д. всей установки достигается при довольно высоком разделительном давлении Рразд (см. рис. 1-31). В высокооборотных турбинах в отличие от тихоходных не всегда удается по условиям надежности иметь разделительное давление на уровне термодинамически оптимального.
Анализируя экономичность всей турбинной установки, отметим, что дополнительные потери, которые могут иметь место в ЦВД, частично компенсируются за счет возврата тепла (см. § 5-2) и сокращения затрат тепла в промежуточном перегревателе. Повышение же к. п. д. части низкого давления реализуется полностью.
В турбинах насыщенного пара уменьшение вдвое частоты ©ращения повышает экономичность установки, начиная примерно с мощности 300—400 МВт. Надежность тихоходных турбин в большинстве элементов оказывается выше.
В рабочих лопатках промежуточных ступеней, если выходные площади F^—ndlz sin р2э остаются примерно теми же, то согласно (3-105) напряжения от центробежных сил снизятся в 4 раза. В последних ступенях осевая площадь й и, следовательно, произведение dlz обычно увеличивают меньше, чем в 4 раза, тем самым уменьшая снижение напряжения от растяжения
(°раст)гб —^~kdkl (Opacr)so- (6*41)
Изгибающие напряжения во всех ступенях кроме регулирующей согласно формуле (3-54) изменятся следующим образом:
(««г)..~ (’№)..• (6-42)
Здесь kd, ki и къ означают изменение среднего диаметра d, высоты лопатки I и хорды
196
профиля Ъ при переходе от ц=50 с-1 к п= = 25 с-1. В промежуточных ступенях (^о.л)^^ ~(Цо.л)бо и-для уменьшения (упзг в тихоходном варианте необходимо, чтобы соблюдалось условие
kb>ki j/-у- (6-43)
В последней ступени соотношение Спо.л)2б/ (Т]о.л) 50 зависит от величины Д/гв,с. В регулирующей ступени напряжения изгиба, существенно ограниченные из-за парциального подвода (см. § 4-2), в тихоходной турбине уменьшатся в соответствии с выражением:
<6-44)
В последних ступенях ЦНД высокооборотных турбин частота собственных колебаний лопаток цСоб обычно неблагоприятно мала: во многих лопатках она ниже второй кратности. Согласно (3-113) абсолютная величина цСоб в тихоходных турбинах при полном подобии размеров их лопаток снижается вдвое, а при &z<2 снижается в меньшей степени, чем частота вращения, благодаря чему появляется возможность повысить ближайшую резонансную кратность и тем самым при прочих равных условиях (отстройке от резонанса, снижении напряжений и т. д.) повысить вибрационную надежность лопаток. Как уже указывалось, увеличение © в последних ступенях обеспечивает более стабильное обтекание решеток, что также повышает надежность облопачивания.
Поскольку при переходе к тихоходному варианту окружная скорость на периферии последних лопаток уменьшается (см., например, табл. 6-2), то следует сжидать меньшей эрозии лопаток (см. § 5-3).’
Благоприятно сказывается на надежности турбины уменьшение числа цилиндров в тихоходном варианте в связи с сокращением числа ЦНД. Меньшее число цилиндров означает большую надежность валопровода — системы роторов агрегата. Чем больше число элементов валопровода, тем более густой спектр собственных частот он имеет, тем труднее (с учетом неизбежной податливости опор и упругости масляной пленки в подшипниках) обеспечить требуемый запас между частотой вращения турбины и одной из собственных частот ротора. Кроме того, большее число опор и соединений роторов также снижает надежность агрегата. Также благоприятно сокращение осевых размеров турбины, присущее тихоходному варианту. В этом случае уменьшаются осевые перемещения.
Для динамической надежности агрегата небезразличны моменты инерции валопровода, которые из-за больших радиальных размеров выше в тихоходной турбине. При этом увели
чивается время разгона турбины после сброса нагрузки с отключением генератора от сети. Особенно это важно для турбин насыщенного пара, где вследствие испарения и вскипания влаги, а также большого объема тракта сепаратор— перегреватель опасность такого разгона довольно велика (см. § 9-4). Для турбин АЭС выбег турбипы после прекращения доступа пара в нее в ряде случаев используется для обеспечения надежности реактора. В тихоходных турбинах это время выбега выше.
В то же время следует отметить, что в турбинах высоких параметров увеличение размеров корпусов высокого давления, присущее тихоходным машинам, требует заметного увеличения толщин корпуса и чревато короблением его. Кроме того, неблагоприятно возрастают в ЦВД размеры фланцев.
Стоимость турбины существенно зависит от частоты вращения. Из-за увеличения массы роторов и корпусов тихоходной турбины стоимость ее, несмотря на сокращение числа цилиндров, выше. Даже в турбинах насыщенного пара, где переход от п= 50 с-1 к п= = 25 с-1 означает для турбины Рэ=500— —1000 МВт уменьшение числа всех цилиндров с 4—5 до.З—4, общая масса турбины все же заметно увеличивается. Так, например, при увеличении площади выхода ZQ в 3 раза масса ротора турбины насыщенного пара возрастает для ЦВД примерно в 2,2 раза, а для ЦНД в I ,7 раза, а масса неподвижной части соответственно в 1,25 и 1,15 раза. Технико-экономические расчеты показывают, что для турбин высоких параметров пара, где возможный выигрыш в экономичности существенно ниже, чем в турбинах насыщенного пара, а увеличение стоимости значительнее, тихоходные конструкции нецелесообразны.
В настоящее время такие турбины не выпускает ни одна фирма в мире. Правда, следует отметить, что в США некоторое время тому назад турбипы высоких параметров строились для привода четырехполюсного генератора, т. е. на пониженную частоту вращения. При этом надо учитывать, что в связи с частотой электрической сети в США 60 Гц переход к низкооборотным турбинам при прочих равных условиях целесообразнее при меньших мощностях, чем при частоте сети 50 Гц.
В настоящее время турбины АЭС и у нас, и за рубежом при мощности 400—900 МВт строятся как быстроходными, так и тихоходными (в США практически все турбины насыщенного и слабоперегретого пара выполняются тихоходными). Турбины большей мощности для АЭС, как правило, проектируются тихоходными для привода четырехполюсного генератора.
При выборе частоты вращения для агрегатов АЭС следует учитывать полные техникоэкономические показатели, в том числе стоимость электрического генератора и строительной части, характеристики надежности, возможность и опыт изготовления деталей больших габаритов, трудности перевозки негабаритных грузов, а также унификацию с другими турбинами. Последнее относится и к унификации с проектируемыми агрегатами еще больших мощностей.
Так, например, если в настоящее время при определенных условиях, в частности повышенном рк, возможно создание турбины насыщенного пара иа п=50 с-1 мощностью порядка Рэ=1000 МВт, то удвоение этой мощности, в недалеком будущем (увеличение мощности реактора очень сильно снижает стоимость одного киловатта установленной мощности), технически невозможно при приемлемой экономичности.
Таким образом, переход па тихоходную турбину АЭС целесообразен начиная с какой-то мощности Рэпер. Эта переходная мощность зависит от многих факторов. Ее значение повышается с ростом начальных параметров, с ухудшением расчетного вакуума, с уменьшением стоимости топлива. Она также зависит и от конструкции турбины, повышаясь, например, в турбинах с полуторным выходом (см. § 6-2) примерно в 1,5 раза.
Примеры тихоходных турбин см. на рис. 9-31 — 9-34.
Выбор числа валов. Мощные турбины могут выполняться как одновальными, так и двухвальными. Двухвальные агрегаты представляют собой многоцилипдровую турбину с двумя электрическими генераторами, несколько цилиндров которой связано с одним, а остальные — с другим генератором. Подвод пара в турбину один, разделение потоков пара между валами, число цилиндров может быть различным (рис. 9-14, 9-27). В настоящее время двухвальные турбины в основном устанавливаются на электростанциях США при частоте сети 60 Гц. Такими агрегатами являются, в частности, турбины мощностью Р3=з = 1300 и 1380 МВт на сверхкритические параметры пара, хотя ранее в США двухвальными выполнялись турбины и существенно меньшей мощности. В СССР изготовлена и находится в эксплуатации одна двухвальпая турбина ЛМЗ мощностью 800 МВт К-800-240-1 (рис. 9-14).
Применение двухвальных турбин вызвано главным образом двумя причинами. Во-первых, невозможностью в момент создания такого агрегата изготовления электрического генератора столь большой мощности. Во-вторых, техническими трудностями создания, монтажа
197
и эксплуатации агрегата с большим числом цилиндров и большой длины. Сегодня подавляющее количество турбин большой мощности состоит из четырех или пяти цилиндров. К последним, в частности, относятся турбины ХТГЗ К-500-65/3000 для АЭС мощностью 500 МВт и одновальиые турбины ЛМВ К-800-240 и К-1200-240 (рис. 9-15, 9-17). Причины ограничения числа цилиндров на одном валу рассмотрены выше.
Достоинством двухвальной турбины при некоторых схемах разделения потоков является возможность работы одного из валов при аварии или ремонте второго вала.
Экономичность двухвального агрегата не отличается от экономичности одновального при том же числе цилиндров. Если в двухзальном варианте имеется возможность установки еще одного ЦНД, то экономичность такой турбипы будет, естественно, выше.
Стоимость двухвалыюго агрегата выше, главным образом, за счет второго генератора. Однако и стоимость собственно турбины оказывается также несколько выше. Если сравнивать две турбины ЛМЗ К-800-240 на одинаковые параметры пара, выполненные в двухвальном и одновальном вариантах, то двухвальная турбина, состоящая из 6 цилиндров, имеет массу больше пятицилиндровой одновальной на 300 т и стоит в 1,2 раза дороже.
Естественно, что с увеличением мощности турбипы обычно увеличивается число цилиндров (за счет ЦНД) и представляется логичным переход к двухзальным агрегатам. Однако с увеличением мощности, особенно в турбинах невысоких начальных параметров пара, появляется необходимость в двухпоточном исполнении начиная с первой ступени. В этом случае двухвальная конструкция практически теряет преимущества по сравнению с двумя агрегатами половинной мощности каждый. В то же время при очень больших мощностях турбин высоких параметров, порядка 2000— 3000 МВт, может оказаться целесообразной конструкция двухвалыюй турбины, если па одном валу — быстроходном (ц=50 с-1) расположить цилиндры высокого и среднего давления, а на другом, тихоходном (п=25 с-1) цилиндры низкого давления. При этом, естественно, отпадет возможность частичной работы блока с 'Одним валом.
Разделение потоков между валами в двух-вальных турбинах определяется возможностями работы одного вала и сокращением размеров перепускных ресиверов между цилиндрами. Разделение мощностей между валами зависит в первую очередь от конструкции генераторов. Возможно разделение на равные части с одинаковыми генераторами (при равной частоте вращения обоих валов) или на раз-198
ные, как это сделано в турбине К-800-240-1, когда использовались генераторы Рэ==300 и 500 МВт.
Выбор числа цилиндров также определяется надежностью, экономичностью и стоимостью турбины.
В турбине заданных параметров пара и мощности при выбранной частоте вращения число цилиндров связано с конструкцией ЦНД. Увеличение размеров последней ступени, применение полуторного выхода и большие выходные потери позволяют через один ЦНД пропустить больший расход пара и, следовательно, сократить число цилиндров турбины.
С точки зрения тепловой экономичности наиболее просто оценить изменение потерь с выходной скоростью и удельный вес их в общем к. п. д. турбины. При этом следует учитывать, что чем меньше располагаемый теплоперепад турбипы Но, тем большее влияние на к. п. д. всей турбины оказывает изменение АЛв.с. Особенно велико это влияние в турбинах насыщенного пара. Однако увеличение пропускной способности ЦПД влияет не только на потери с выходной скоростью. Если высота лопатки остается неизменной, то с ростом расхода G возрастает усилие, действующее на рабочие лопатки, что может потребовать большей жесткости профилей и тем самым большей хорды их. Тогда из-за уменьшения относительного шага Д и большей зоны концевых потерь (1/Ь уменьшится) потери при обтекании рабочей решетки возрастут. Увеличение высоты лопаток последней ступени, приводящее к меньшим выходным потерям, связано с большими скоростями потока, большей всер-ностью I/O и в конечном счете со снижением к. п. д. ступени ц*0.л, не учитывающего потери ДЛВ.С. Увеличение .высоты последней ступени вызывает увеличение наклона меридионального обвода, что ведет к ухудшению экономичности. Таким образом, эти и другие (например, потери от влажности) факторы не позволяют однозначно оценить изменение экономичности ЦНД при изменении его конструкции и требуют детальной проработки.
Изменение числа ЦНД сказывается на стоимости турбины. Так, например, добавление еще очного ЦНД в быстроходных турбинах типа К-300-240 означает увеличение себестоимости турбины примерно на 200 тыс. руб. Для тихоходной турбины стоимость ЦНД с последними лопатками длиной 1,4—1,5 м составляет около 1 млн. руб. Подсчитав при этом изменение к. п. д. и зная соответствующие параметры станции, в том числе стоимость топлива, можно определить технико-экономическую целесообразность того или другого варианта.
Правда, в большинстве конкретных задач до выбору числа ЦНД меняется значение конечного давления рк, а каждому значению при конкретных условиях станции соответствует изменение стоимости не только собственно турбины, но и конденсатора и источников водоснабжения. Выбирая число цилиндров, следует учитывать изменения в строительной части станции.
Изменение числа цилиндров может вызываться и другими причинами. К ним следует отнести выбор давления перед ЦНД. При уменьшении этого давления и тем самым облегчении изготовления ЦНД и обеспечения его надежности увеличивается теплоперепад предшествующей части турбины, что может потребовать установки дополнительного цилиндра. Например, в турбинах насыщенного пара, рассчитанных на ро=6-н6,5 МПа, при низком давлении перед ЦНД потребуется, кроме ЦВД, выполнить еще один цилиндр — ЦСД. Аналогичная необходимость может возникнуть и в турбинах высоких параметров пара.
Надежность турбины также зависит от числа цилиндров. Как уже указывалось, с увеличением числа цилиндров надежность валопровода снижается, увеличивается длина агрегата и тем самым растут тепловые расширения. В то же время следует учитывать, что при изменении длины каждого цилиндра меняются некоторые показатели надежности. Большее число ступеней в цилиндре означает при прочих равных условиях уменьшение жесткости ротора данного цилиндра, которое может оказаться недопустимым. В ЦВД при большем числе ступеней может возникнуть коробление корпуса. Все эти вопросы должны исследоваться в предварительных проработках рассматриваемых вариантов.
«-6. ПРИМЕР ТЕПЛОВОГО РАСЧЕТА МНОГОСТУПЕНЧАТОЙ КОНДЕНСАЦИОННОЙ ТУРБИНЫ
Требуется рассчитать конденсационную паровую турбину К-800-240 с промежуточным перегревом пара для привода генератора электрического тока.
Основные данные о турбине и турбинной установке сводятся к следующему:
Номинальная электрическая мощность Рэ 800 000 кВт Давление пара перед турбиной р0............23,5 МПа
Начальная температура пара t0 ............. 560°С
Температура промежуточного перегрева inn • 540°С
Давление отработавшего пара рк............. 3,4 кПа
Температура питательной воды /п.в .... 270°С
Принята тепловая схема, показанная на рис. 1-26. Согласно этой схеме предусмотрено 8 отборов пара для регенеративного подогрева питательной воды. Питательные насосы с напором 35 МПа имеют привод от конденсационных турбин, получающих пар от одного из отборов основной турбины примерно при р= 1,5 МПа и '£=450 °C; мощность турбопривода Ре = 32 МВт.
Турбина проектируется одновалыюй с пятью цилиндрами: однопоточным ЦВД, двухпоточным ЦСД и
тремя двухпоточными ЦНД (см. рис. 1-26) для привода двухполюсного генератора с частотой вращения п— = 50 с-1. Общая схема потоков, в том числе подвод пара в среднюю часть ЦВД, принята, как в турбине К-800-240-3 (см. рис. 9-15).
Расчет турбины проводится в три этапа:
предварительная оценка экономичности турбины и турбинной установки;
расчет тепловой схемы и определение расходов пара по отсекам турбины;
детальный расчет турбины.
ПРЕДВАРИТЕЛЬНАЯ ОЦЕНКА ЭКОНОМИЧНОСТИ ТУРБИНЫ
Для предварительной оценки экономичности турбины и турбинной установки примем, что давление пара после ЦВД равно 3,9 МПа и с учетом потерь давления в тракте промперегрева согласно (6-28) Дд/Рпп = 0,1 давление пара на входе в ЦСД равно 3,51 МПа. Выбранное давление рпп/ро = О,166 соответствует зоне оптимального давления согласно рис. 1-18.
Как первое приближение для турбины столь большой мощности зададимся высоким к. п. д. = 0,88, а к. и. д. остальной части турбины примем равным ^ЦСД+Цнд _ Q’gp. тогда по (6-21) абсолютный к. п. д. турбинной установки без отборов пара на подогрев питательной воды составит:
пп (^^О.)ЦВД + (/Мо9ЦСД+ЦНД
{Н + (гПП----------i'K)
476-0,88+1373-0,86 476-0,88 + 3542— 110 — 0,41Ь‘
По (1-35) и (1-37) подсчитываем выигрыш в экономичности установки (без учета потерь в турбине) за счет регенеративного подогрева питательной воды при бесконечном числе отбрров’
Т к(5пп —• -5гк)
I (io — iif) + (inn — *гк)
1 _____7\c(Snn —• -Sn.iQ__
(io — i if) + (inn — in.в)
299,6(7,269 — 0.382)
1 — 476 + 3542— 110
“ 1 “ 299,6(7,269 — 2,900) = °’124*
1 — 476 + 3542 — 1182
По рис. 1-25+ находим коэффициент = 0,83, учитывающий конечное число отборов в реальной схеме при отношении
in.в — А 270 26,4 п
ЦТ 374,2 —26,4 ~и’м-
По (6-22) подсчитываем:
у;™ = = 0,416/(1 — 0,83-0,124) = 0,464.
Приведенный располагаемый теплоперепад турбины ~Н1 = н\ +’(!’— аДЯ^ + . . . + (1 — найдем по формуле (6-23):
Н — V>0 - Цв) + (+п - Ч)] =
= 0,464[(3379 — 1182) + (3542 — 2960)] = 1290 кДж/кг.
По (6-24) определяем расход пара через турбину: +э 800 000
G1=:7/.W9r = 1290-0,996-0,987 = 630 кг/с’
где 1]м=0,996 берем из рис. 6-8, а к. п. д. электрического генератора г]э.г=0,987— из табл. 6-4.
199
Расход пара на турбины для привода питательных насосов найдем из выражения
(^)т.п _ 32С00
с’т п- 1170.0,82.0,97 ~ 33 кг/с-
Тогда расход пара на входе в турбину будет равен:
Сг Рэ I с (^01,5
//«Э-Г n i
650 — 630 4- 33 jggg — 647 кг/с,
где (774)1,5 — приведенный теплоперепад от давления 1,5 МПа, т. е. от отбора на турбопривод. Расход пара в конденсаторы турбины определим из (6-25):
G „________/ 1 _ \
К Цк ---- /^ВДЭ.Г I т/™ )
800 000 /1 \
~ (2360— 110)0,996-0,987 0,464 = 420 кг/с;
здесь /к = 2360 кДж/кг — энтальпия в конце процесса расширения.
Эти данные позволяют более точно оценить к. п. д. отсеков турбины. Проводим расчет последовательно от состояния пара на входе в турбину.
а) Потери в паровпуске
По (6-26) Др/ро = 0,05. Следовательно, давление пара перед первой ступенью составит ро'= 22,33 МПа.
б) Регулирующая ступень
Выбираем одновенечную ступень, так как применение двухвенечной ступени скорости снизит экономичность турбины, что при такой значительной мощности делать нецелесообразно. Принимаем диаметр регулирующей ступени d=l,l м, а для снижения температуры пара в камере ступени примерно до 500°С необходим теплоперепад /г0= 100 кДж/кг. Найдем к. п. д. регулирующей ступени по формуле (6-34):
пгт , г Г „ 2-10-4 -----1
= kulc °>830 — —~ V p'0/v'B = 0,92 [0,830 —
_2.10-4-j/22,33-lOe 1
647 V 0,0147 J=°>752’
где (и/сф) по рис. 6-9 при и/Сф — 0,387.
Отношение скоростей в регулирующей ступени выбрано ниже оптимального, но увеличение его при принятом теплоперепаде возможно только за счет большего диаметра, что недопустимо по размерам поковки ротора.
в) Первый отсек ЦВД
Найдем к. п. д. группы ступеней ЦВД по формуле
Чм = (о,925
0.5 у W'„ —600 \
Сервер у у 20 000 J
ХО.Чв.с) = ^0,925 -
185 — 600X
+ 20000 )
(1 —0,01) = 0,870.
Давление за первым отсеком р=8,2 МПа выбрано так, чтобы располагаемый теплоперепад нерегулируемых ступеней ЦВД разделить примерно пополам; по оценке |в.с=0,01.
г) Второй отсек ЦВД
По той же формуле определяем к. п. д.:
0,5 >
0,925 —-----1Z- .... —
\ 647 V 0,060-0,033
190 —600Х
20 000 ) (1 — °»01) — °’8!
=
д) Цилиндр среднего давления
Потери в тракте промперегрева, лось, примем равными Др/рПп=0,1.
По формуле (6-35) подсчитываем
0,5 \/
как уже отмена-
к. п. д.:
712—600 + 20Д00
-ЛСД = ‘О1
0 925___ _________
600 V 0,104-0,76
X (1—0,01) = 0,917.
Давление пара после ЦСД принято равным р— = 0,27 МПа. Это давление взято по аналогии с тур бинами наших заводов 300 и 500 МВт. Оно позволяет переработать теплоперепад ЦНД примерно в пяти сту пенях. Размещение большего числа ступеней может вызвать трудности в конструировании цилиндра и обес печении вибрационной надежности ротора. Меньшее же число ступеней может не обеспечить приемлемого к. п. д. цилиндра низкого давления из-за малого тепло перепада и недопустимо увеличить число ступеней ЦСД

е) Цилиндр низкого давления
По (6-27) потери в ресивере Др/р = 0,02. Вычисляем потери с
между ЦСД
выходной
и ЦНД
скоростью

для чего принимаем для последней ступени г/гк —1,6 м
/2=0,95 м, т. е. кольцевая площадь ступени й = л (с/гк-Н/г)/2 = 7,6 м2, а = d2//2=2,68. Тогда по (6-36)
лопаток
последней
отношение 0Z

Ю-з ^^в.с = 2
£ГУ('.-+
10-з^ 420-36,2 у /
2 6-7,6 J Д1
_ди_\
Gz-l J
0,1 X
+ ’2,68 — 1 ) = 58,8к
Дж/кг;
где 1=6— число потоков в трех к. п. д. проточной части ЦНД при паре по формуле (6-37)
ЦНД. работе
Подсчитываем
на перегретом
Д/^В.С
( //рт — 400\
-Г (0 000 j
58,8
-=— = 0,894 — 6^6
п , 676 — 400
— 0,870 1 + w 000
— 0,087 = 0,807.
С учетом потерь от влажности, используя формулу (6-39) и принимая сВл=0,8, определяем:
, . Уо + У* л й 0 + 0,10
«вл — 1 — //вл 2 = 1 — 0,8 — g
= 0,96
и находим

ггВЛ о
1 (1 ^вл) ууЦнд
= 0,894
— 0,087 = 0,782.
При оценке экономичности ЦНД принято, что дав
ление пара за последней ступенью равно
в конденсаторе p2z = pK = 3,4 кПа.
давлению
отсеков
После определения всех потерь и к. п.
д.
вычерчиваем процесс расширения пара в турбине в t’S-диаграмме (см. сплошные линии на рис. 6-10). Расчет тепловой схемы выходит за рамки книги по турбинам и рассматривается в (Л. 22 и 28]. Результаты прибли-
женного расчета тепловой схемы сведены в табл. 6-5.
200
Рис. 6-10. Процесс расширения пара в iS-диаграмме для примера расчета турбины К-800-240.
— *-----по оценке;----------по предварительному расчету;
------по детальному расчету.
Из этой таблицы находим приведенный теплоперепад турбины = —Sa) = 1272,3 кДж/кг. Теперь
уточняем значение расхода пара:
Р9 _ 800 000
01 “ Н^э.г 1272,3-0,996.0,987 = 64С ™/с-
ДЕТАЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ТУРБИНЫ
ЦИЛИНДР ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ
а) Регулирующая ступень ЦВД
Выбрав ранее d=l,l м и /г0= 100 кДж/кг, получим отношение скоростей и/сф = 0,387. Столь большой теплоперепад, как отмечалось выше, определяется необходимостью снижения температуры пара, омывающего ротор турбины, желательным сокращением числа последующих ступеней ЦВД и меньшим снижением экономичности турбины при изменении режима работы (см. § 7-7).
В связи с большим объемным пропуском пара для этой ступени выбираем степень парциальности е=0,80 и угол а1э=16°. В ином случае (при меньших е и ai9) лопатки могли оказаться столь большой длины, что бы
ло бы очень трудно обеспечить небольшие напряжения на изгиб, допустимые при парциальном подводе пара. Высота рабочих лопаток, как показал расчет, равна [2—41 мм. Хорда профиля рабочей лопатки принята равной Ь2—100 мм. При расчете ступени коэффициенть расхода брались по рис. 3-9, а коэффициенты скорости ср и ф— по кривым рис. 3-11. Потери от утечек над бан-
Рис. 6-11. Треугольники скоростей на среднем диаметре* для ступеней турбины К-800-240 (к примеру расчета).
201
Т а б л и ц а 6-5
Результаты расчета тепловой схемы
Наименование величины Отсеки турбины между отборами пара
от входа в турбину до отбора № 8 от отбора № 8 до выхода из ЦВД и отбора № 7 после пром-перегрева до отбора № 6 от отбора № 6 до отбора Л<> 5 от отбора № 5 до отбора № 4 от отбора № 4 до выхода из ЦСД и отбора № 3 от входа в ЦСД до отбора К' 2 от отбора № 2 до отбора № 1 от отбора № 1 до конденсатора
Давление пара перед и за 22,33 5.95 3,51 1,65 0,97 0,53 2,65-10-2 8-10-2 1,8-10-2
отсеком р, МПа 5,95 3,9 1,65 0,97 0,53 0.27 8-Ю-2 1,8-10-2 0,34-10-2
Энтальпия пара перед отсеком 1, кДж/кг 3379 3068 3542 3312 3171 3030 2889 2692 2496
Использованный теплоперепад отсека /7/, кДж/кг 311 90 230 141 141 141 197 196 137
Доля отбираемого пара а — 0,052 0,054 0,097* 0,012 0,047 0,057 0,048 0,021
Относительный расход пара 1 — Sa 1,000 0,948 0,894 0,797 0,785 0,738 0,681 0,633 0,612
Приведенный теплоперепад отсека /7/(1 — Sa), кДж/кг 311,0 85,3 205,7 112,5 110,6 104,0 134,2 124,2 84,8
* С учетах расхода пара на турбины для привода питательных насосов.
дажом, от трения диска и связанные с парциальным подводом подсчитывались по формулам (4-5), (4-9), (4-10), (4-33). Расчет ступени сведен в общую табл. 6-6. Треугольники скоростей представлены на рис. 6-11. Полученный в результате расчета относительный внутренний к. п. д. ступени т]0»=0,76 невысок, что объясняется в первую очередь очень большими хордами лопаток и, следовательно, значительными концевыми потерями при обтекании решеток, а также неоптимальным отношением скоростей и/Сф.
6) Первый отсек ЦВД
Сначала подсчитываем утечку пара через уплотнение между регулирующей ступенью и вторым отсеком ЦВД. Для этого используем формулу (4-24):
Здесь коэффициент расхода цу = 0,73 взят из кривых на рис. 4-16, а площадь зазора уплотнения Fy— =ftdy6y=n0,56-0,0008= 14,1 • 10-4 м2, число гребней в уплотнении принято zy=70. Параметры пара перед уплотнением взяты из расчета регулирующей ступени. Давление за уплотнением равно давлению перед вторым отсеком и примерно равно половине давления пара в камере регулирующей ступени, т. е. е=0,5. Таким образом, расход пара на входе в первый отсек ЦВД <7=640—3=637 кг/с.
Расчет отсека начинают с определения числа ступеней. Для этого задаемся диаметром первой ступени отсека (№ 2) <7=0,900 м. Тогда по (6-2), приняв рСр = =0,2 и ai8=14o, находим высоту сопловой лопатки
.____________Gv2t________=
20 nd2 tg <х1Э(1 —рср) 637-0,021
“ 20.50-0,9002.0,249(1 —0,2) = 0,082 м;
здесь v2t — удельный объем пара за ступенью, определяемый по теплопсрепаду
, г- „ dz f п \2
/г0 = /г0 = 12,3 J —
( 0,9 V / 50 \2
= 12,3 1 q 51 I ( 5Q I = б8 кДж/кг.
При перекрыше /г—/1 = 4 мм, и, следовательно, высоте рабочей лопатки /г=86 мм получаем величину корневого диаметра dK=0,900—0,086=0,814 м. Этот диаметр примем постоянным для всего отсека. Тогда, пользуясь уравнением неразрывности, оценим величину среднего диаметра для последней ступени отсека. При этом в первом приближении будем считать, что во всех ступенях отсека выбраны одинаковыми теплопере-пады Но, средние степени реакции и углы. Для расчета необходимо знать значение удельного объема v2z за последней ступенью отсека, которое находим, пользуясь выполненной ранее оценкой к. п. д. Тогда
Vzz 0,034
(lZdz)z = (l2d2) — = 0,900-0,086 = °’125 м2‘
Теперь подсчитываем dz — 0,946 м.
На рис. 6-12 построены кривые изменения диаметра d, отношения скоростей u/сф, увеличивающегося от 0,51 до 0,53, и располагаемого теплоперепада Ло, вычисляемого по формуле (6-16):
— < d \2
Лв = 12,3 ( .
п/Сф /
Здесь же построен график для изоэнтропийного теплоперепада Ло, который, кроме ступени № 2, везде меньше Лр:
— с20 _
h0 = h0 —— — Ло[1 —sin2 at(l — p)j =
= Ло[1 — 0,2422(1 — 0,2)] = 0,95Л0.
После определения среднего теплоперепада отсека (Мер=37,2 кДж/кг необходимо найти коэффициент возврата тепла. Для этого воспользуемся формулой
qT = kT (1 — = 0,48- 10-Д1 —0,87) 185-g- =
= 0,009,
где z = 5 взято по предварительной оценке.
Число ступеней в отсеке определяем по формуле (6-18):
АЛ>(1 + <7т) _ 185-1,009
Z ~ (Л0)ср ~ 37,2 = °'
202
Рис. 6-12. Диаграмма для определения теплоперепадов, диаметров и числа ступеней турбины К-800-240 (к примеру расчета).
1а — первый отсек ЦВД; 16 — второй отсек ЦВД; II — двухпоточный ЦСД; III — один из шести потоков ЦНД.
Последующий детальный расчет первого отсека ЦВД приведен в сводной табл. 6-6. Таблица позволяет достаточно полно разобраться и в методике расчета, базирующейся на материале предыдущих глав, и в выбранных для этого расчета характеристиках. Поэтому ограничимся только некоторыми пояснениями. Все ступени отсека рассчитываются на расход пара G = 637 кг/с. Поскольку предварительная оценка размеров первой и последней ступеней отсека показала, что отношение dll меняется в отсеке от 10 до 7, то все ступени предполагается выполнить с закрученными лопатками. При этом для сопловых лопаток принимаем постоянный по высоте угол ai3=14° для всех ступеней отсека. Рабочие же лопатки выполняются из одной — последней—подрезкой на периферии, и тем самым угол ргэ на среднем диаметре от ступени к ступени немного уменьшается.
Строго говоря, необходимо детально по методам, изложенным в § 3-5, спрофилировать последнюю ступень отсека и соответственно меняющемуся среднему диаметру брать по данным этой ступени угол р2э. Однако поскольку все ступени отсека рассчитываются при (и/Сф)опт с неизменной корневой реакцией, а влияние сжимаемости невелико, то отклонение от расчета, выполненного, как и в табл. 6-6, по среднему диаметру, будет небольшим. Для всех ступеней отсека приняты неизменными хорды профилей сопловой bj = 160 мм и рабочей лопаток й2=70 мм. Эти данные используются для определения согласно рис. 3-9 и 3-11 коэффициентов расхода и скорости.
Все ступени выполняются с цилиндрическим ленточным бандажом рабочих лопаток и с перекрышей/2—h = = 4 мм. Хотя перекрыта у периферии и корня берется различной, при расчете не будем учитывать разных значений средних диаметров сопловой и рабочей решеток. Высоты лопаток определяются с точностью до 0,5 мм.
Для всех ступеней отсека принята одинаковой корневая степень реакции рк = 0,06, обеспечивающая даже при некотором отклонении размеров лопаток конфузорное течение по всей высоте рабочей решетки. Средняя рСр и периферийная рГ1 степени реакции при значениях d/l, характерных для первого отсека ЦВД, определялись по приближенным формулам (3-96) и (3-97).
Во всех ступенях отсека, кроме последней, предполагается полное использование в последующей ступе
ни выходной скорости с2, что при 80°<а2<100° и плавном очертании проточной части вполне реализуемо. Таким образом, во всех ступенях, кроме последней, располагаемая энергия равна:
До- h0 — hh^x.-
В последней же ступени £0=й0.
Треугольники скоростей ступеней отсека представлены на рис. 6-11. Как видно из расчета, во всех ступенях отклонение от осевого направления выходной скорости, т. е. от угла а2 = 90°, невелико. В худшем случае оно составляет 3°.
Весь расчет ступеней ведется по среднему диаметру. Реакция на периферии учитывается только при подсчете утечек. Конечно, при полном, окончательном расчете необходимы определение всех характеристик ступени по радиусу и проверка напряжений и вибрационной надежности всех элементов ступени. Относительный лопаточный к. п. д. ступени определялся по формуле
ho — (hhc Д/zp -|~ ДАв.с)
Чо.л = Ё~о '
с контролем по формуле
ll(Wi COS Pl + WS COS p2)
Кроме того, учитывались потери от утечек в диафрагменном уплотнении gH.y по формуле (4-27)
КуД у ёд.у— г- чо.л>
р-i V zyFi
причем для всех ступеней отсека принято
^ = 2.2 см®.
Потеря от утечки над рабочими лопатками подсчитывалась по формуле (4-ЗЗа)
гсг/п^экв - Г рп
Uy= У 1 -Рср
Здесь dn — d-^-lz меняется от ступени к ступени, а эквивалентный зазор d3KB подсчитывался по формуле (4-32):
1
8екв= /~4-----------1ST-
V (S"a)a+ 8гг
В ступенях отсека приняты осевой зазор у лопаточного бандажа 6ап = 2 мм, радиальный зазор 6Г = = 1,5 мм при двух усиках zr=2. Следовательно, 6акв = = 0,65 мм.
Потери от трения диска вычислялись по формуле (4-5)-
где /гтр определялся по рис. 4-2. В такой мощной турбине эти потери весьма невелики и нигде не превышают Ьр = 0,1%-
Относительный внутренний к. п. д. ступени подсчитывался как Т]ог = 11о.л—(£д.у+£п.у+£тр)- Использованный теплоперепад ступени hi=£0'Чог. Внутренняя мощность ступени Pi = Ghi.
Энтальпия (по статическим параметрам) перед последующей n+1-й ступенью определяется следующим образом;
203
Энтальпия пара на выходе из отсека:
/Д20 \
(/2)2 = O’o)z + ( ~2~ I — (hi)z-
Относительный внутренний к. п. д. ступеней по расчету оказался не очень высоким (т]0<^0,889), что объясняется большими хордами лопаток, особенно сопловых, и заметной величиной периферийной протечки £п.у, которая доходит до 2,0%.
Следует учитывать, что большая хорда сопловых лопаток вызвана необходимостью обеспечить надежность диафрагм, находящихся под воздействием 'большого перепада давлений (в ступени •№ 2 Др=ро—pi = — 1,69 МПа), а рабочих лопаток—в связи с очень большой мощностью ступени, превышающей 20 МВт.
При детальном расчете давление за отсеком несколько изменилось по сравнению с предварительно заданным значением.
в) Второй отсек ЦВД
Расход пара через отсек найдем с учетом добавки через промежуточное уплотнение между отсеками, найденной ранее AG = 3 кг/с, и утечки пара через концевое уплотнение за шестой ступенью AGy=l,4 кг/с (при + = 0,56 м, 6у=0,56 мм и 2У = 49). Таким образом, расход пара через отсек составляет G=637+3—1,4= = 638,6 кг/с.
Параметры пара перед первой ступенью отсека равны: р0=7,94 МПа, /о=3140,4 кДж/кг. Последняя величина вычислена по уравнению смешения с учетом подогрева основного потока пара высокотемпературной протечкой через промежуточное уплотнение (энтальпия равна энтальпии пара в камере регулирующей ступени):
3139,6-(637— 1,4) + 3303,0-3 Л „ ,
i =------------EW7--------------= 3140,4 кДж/кг.
000,0
Далее расчет проводится аналогично расчету первого отсека. Принимаем для первой ступени (№ 7) диаметр rf=0,985 м и подсчитываем высоту сопловой лопатки:
___________G02Z_______в=
1 ~ 20nd2 tg а1Э( 1 — Рср) 638,6-0,037
“20-50-0,9852.0,249-(1 — 0,3) = 0’139 м>
где «13=14° и рСр = 0,3.
С учетом перекрыши /2—/1 = 4 мм высота рабочей лопатки 12—143 мм. При неизменности корневого диаметра = 0,985—0,143=0,842 м для последней ступени отсека находим:
(«2)г 0,060
(/2d) = (/2^)2^^ = 0,985-0,143-^37 =0,228 м2 и, следовательно +=1,059 м и /2г=0,217 м.
На рис. 6-12 строим графики для среднего диаметра d, отношения скоростей и!сф, которое меняется в отсеке от 0,55 до 0,58, и располагаемых теплоперепадов Тг0 и /г0=0,95 Tiq (кроме первой ступени отсека, где ho=ho). Из кривой для ho подсчитываем средний теплоперепад (йо) ср=38,6 кДж/кг.
Коэффициент возврата тепла
дт = 0,48-10-з(1 — 0,88)190-^-= 0,009.
Тогда число ступеней
190-1,009 z~ 38,6 ==4>96-
Округляя, получаем 2=5.
Дополнительные сведения для расчета ступеней второго отсека ЦВД, представленного в табл. 6-6.
204
После второй ступени (№ 8) расход пара уменьшается на величину отбора (см. табл. 6-4) и составляет G = 605,3 кг/с.
Поскольку веерность ступеней во втором отсеке больше, чем в первом (0=6,9—5,0), то для расчета степени реакции пользуемся формулой (3-89), приняв 2ср2 cos2 «1 — 1,8:
1 — р _/ г \ -i»s
1 — рк \ Гк У
Корневая реакция принята во всех ступенях рк = = 0,07.
Для всех сопловых решеток выбрано «1Э=14°= = const, а угол |32э на среднем диаметре от ступени к ступени немного уменьшается. Перекрыта везде принята равной /2—/1=4 мм. Хорды профилей 61=140 мм, 62=90 мм.
Для подсчета потерь от утечек принято: в диафрагменных уплотнениях p-yFy/Kzy = 2,7 см2, а в надбандажных уплотнениях 6а = 3 мм, 6Г=1,5 мм и zr = 2, т. е. эквивалентный зазор бЭкв = 0,75 мм.
Ступени спроектированы с практически осевым выходом: максимальное отклонение от него составляет 4°. Наивысший к. п. д. ступени г]0{ = 0,902.
Конечное давление пара за ЦВД р=3,8 МПа.
Суммарная внутренняя мощность ЦВД рЧвд = = 258 530 кВт.
Диаграммный к. п. д. всего ЦВД от параметров пара перед стопорным клапаном турбины '4^-В'Ц = 0,853, а от параметров перед регулирующей ступенью (у)ЦВД)'= 0,871.
ЦИЛИНДР СРЕДНЕГО ДАВЛЕНИЯ
Расход пара в ЦСД с учетом отбора пара и утечек G = 570 к/с и, следовательно, на один поток ЦСД G = = 285 кг/с.
Для уменьшения температуры пара внутри ЦСД до /~500°С принимаем располагаемый теплоперепад первой ступени ('№ 12) й0= 100,0 кДж/кг. Остальные ступени рассчитываем на (н/Сф)ош-
Задаемся диаметром первой ступени d= 1,3 м и при а1э=14° и рСр = 0,2 находим высоту сопловой лопатки /1 = 118 мм. Тогда при /2= 118+4 = 122 мм корневой диаметр + = 1,300—0,122=1,178 м. При условии постоянства корневого диаметра + = const оцениваем размеры последней ступени ЦСД d=1,635 м и /2=457 мм.
На рис. 6-12 построены графики для диаметра d, отношения скоростей, которое для второй ступени ЦСД принято и/Сф=0,525, а для последней ступени н/сф = = 0,58. В первой же ступени из-за очень большого теплоперепада и/сф=0,456. Изоэптропийный перепад всех ступеней (кроме первой) принимаем /io = O,93/2o. Тогда средний теплоперепад составляет (/го)с₽ = 79,4 кДж/кг.
Коэффициент возврата тепла
9
qy = 0,48- Ю-з (1 —0,917) 712 jp-= 0,025
и число ступеней
712-1,025
~ = 79,4 =9-2-
После округления получим 2=9.
Из предварительного расчета находим, что 0 меняется от 11 до 3,6. Все ступени выполняются с лопатками переменного профиля. В первой ступени «1Э=14О, а хорда сопловой лопатки 61=100 мм (уменьшение хорды здесь возможно в связи с тем, что сопловые лопатки располагаются не в диафрагме, а в более жесткой конструкции корпуса). В остальных ступенях «19=17°, а 61 = 140 мм. Рабочие лопатки рассчитываются по 62=60 мм.
Рис. 6-13. Проточная часть турбины К-800-240 (к примеру расчета). а — ЦВД; б — один из потоков ЦСД; в — один из потоков ЦНД.
Корневая реакция во всех ступенях принята рк = = 0,08.
Отметим, что увеличение степени реакции в ступенях ЦСД, так же как и в ступенях ЦНД, неопасно с точки зрения осевого усилия из-за разгруженной двухпоточной конструкции каждого цилиндра, в то же время с ростом р улучшается обтекание рабочей решетки. Однако при диафрагменной конструкции ступеней еще большая реакция привела бы к недопустимой длине ротора ЦСД, так как большей степени реакции соответствует меньший располагаемый теплоперепад и, следовательно, увеличение числа ступеней.
Определение средней и периферийной реакции в первых ступенях ЦСД выполняется по формулам (3-96) и (3-97), в последующих — по (3-89).
Отборы пара согласно табл. 6-5 производятся после третьей (№ 14), пятой (№ 16) и седьмой (№ 18) ступеней.
Потери от утечки в ступенях вычислялись для диафрагменного уплотнения при p-y-Fy/Kzy = 3,6 см2, а для периферийного при 8экв = 0,8 мм.
Треугольники скоростей изображены на рис. 6-11, процесс расширения пара в iS-диаграмме — на рис. 6-10. Проточная часть ЦСД представлена на рис. 6-13. При детальном расчете изменились dK, и/с$ и др.
Максимальный к. п. д. ступени составляет T]Oi = = 0,919. Во всех ступенях, кроме последней, принято, что скорость с2 полностью используется в последующих ступенях. Однако во второй ступени для этого из-за значения (02)1=66° необходимо применить специально спрофилированную сопловую решетку, рассчитанную на этот угол. В других ступенях а2 = 83-7-91 °.
Суммарная мощность ЦСД составляет р¥сд = = 2-165 900 = 331 800 кВт. Давление пара за ЦСД равно р — 0,275 МПа. Диаграммный к. п. д. равен ri(li = = 0,905.
ЦИЛИНДР НИЗКОГО ДАВЛЕНИЯ
Расход пара через каждый поток ЦНД составляет шестую часть и с учетом отбора пара и утечки равен 6 = 72,2 кг/с. Отборы пара производятся после второй ступени ЦНД и перед последней ступенью.
205
Пример расчета турбины К-800-240
№ сту
1 2 3 1
Наименование величины Обозначение Единица Регулирующая 1-й отсек
измерения
сопло- рабо- сопло- рабо- сопло- рабо-
вая чая вая чая вая чая
Расход пара G кг/с 640,0 637,0 637 .0
Параметры пара пе- < ред ступенью давление температура (сухость) Ро ^0 Uo) МПа °C 22,33 556 15,74 501 13,70 481
энтальпия *0 кДж/кг 3379,0 3303,0 3269,0
Кинетическая энергия на входе в ступень со/2 » 0 0 1,6
Давление торможения перед ступенью Ро МПа 22,33 15,74 13,77
Располагаемый теплоперепад ступени от параметров торможения ^0 кДж/кг 100,0 38,5 38,5
Изоэнтропийный теплоперепад ступени Ло 100,0 38,5 36,9
Средний диаметр di', d3 м 1,100 0,9005 0,909
Окружная скорость м/с 173 141,5 143
Отношение скоростей “1/сф — 0,387 0,510 0,515
' корневая Рк — 0,06 0,06
Степень реакции средняя Рср — 0,05 0,195 0521
периферийная Рп — 0,32 0,35
Изоэнтропийный перепад в решетках ^ос"’ ^ор кДж/кг 95,0 б.о 31,0 7,5 30,4 8,1
Теоретическая скорость выхода из решеток Cjf w2t м/с 435,5 276 249 163,5 246,5 165,5
' давление Pl’ Р» МПа 16,00 15,74 14,05 13,70 12,40 12,06
Параметры пара за решетками удельный объем м8/кг 0,0191 0,0195 0,0216 0,0221 0,0240 0,0246
сухость Xlt’ X2t —
Числа Маха Mlt-, M2t — 0,69 0,44 0,40 0,26 0,40 0,27
Коэффициенты расхода н; Hs — 0,97 0,925 0,97 0,95 0,975 0,95
Выходные площади решеток Fd, F3 IO'4 м» 290 490 570 905 635 990
Эффективные (и выходные) углы решеток aI3/ai! град 16 25,7 14 21,5 14 21,3
Высоты решеток Zi» /2 IO'® м 38 41 82,5 86,5 91 95
Корневой диаметр рабочей решетки ^2K м — 1,059 — 0,814 — 0,814
Относительные высоты решеток /1/^1» Z2/&2 — 0,47 0,41 0,52 1,2 0,57 1.4
Относительный диаметр лопатки dll — 27 10,4 9,6 S
Коэффициенты скорости <₽, Ф — 0,962 0,912 0,964 0,947 0,965 0,948
Скорость выхода потока из решеток Ci', wt м/с 419 252 240 155 238 157
Относительная скорость входа в рабочую ре-Тиетку и абсолютная скорость выхода из нее W1, Ca » 257 121,5 108 57 105 57
Углы направления этих скоростей ₽i; «2 град 27 64 32 87 33 87
Потери энергии в решетках Дйс; Дйр кДж/кг 7,1 6,4 2,2 1,4 2,1 1,4
Потеря выходной скорости Л^в.с 7,4 1,6 1,6
Располагаемая энергия ступени Fq — ho xb.c^b.c 100,0 36,9 зз. 9
Относительный лопаточный к. п. д. ^о.л — 0,791 0,903 0,905
Эквивалентные площади для подсчета утечек v * тс^1рЭКВ 10'4 м2 — 24,8 2,2 20,5 2,2 20,8
Потери от утечек Потери от трения диска, парциальности, влажности £д.у; ^n.y ^тр + ^парц "P ^вл — 0,001-у 0.016 0,014 0,094 0 0,020 001 0,003 0, 0,020 001
Относительный внутренний к. и. д. ’JoZ — 0,760 0,878 0,881
Использованный теплоперепад hi кДж/кг 76,0 32,4 32,5
Внутренняя мощность P[ кВт 48 640 20 649 20 700
Энтальпия пара за отсеком *koh кДж/кг 3303,0
206
Т а б л и ц а 6-6
пени
1 4 5 1 6 7 1 8 9 1 10 11
ЦВД 2-й отсек ЦВД
сопловая рабочая сопловая рабо- чая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая
637 12 4 3236 1 12 38 36 0 144 ( С С 0 30,0 245 10,89 0,0270 0,40 0,975 720 14 101 0,63 0,966 236,5 101,5 34 2,0 1 36 0 2,2 0,003 0 0 32 20 ,0 ,06 62 ,6 ,12 ,5 ,9 ,919 ,520 ,06 ,22 ,38 8,5 165,5 10,50 0,0276 0,27 0,955 1115 21,2 105 0,814 1,5 8,8 0,949 157 57 89 1.4 6 9 908 21,2 0,019 001 885 7 830 637 10 4 3203 1 ю 38 36 0, 1 0 с с с 29,5 243 9,53 0,0298 0,40 0,975 800 14 113,5 0,70 0,967 235 99,5 35 1.9 1 36 0 2,2 0,003 0 0 32 20 ,0 ,50 42 ,8 ,6 ,56 .5 ,9 9315 46 ,526 ,06 ,235 ,40 9,0 167 9,23 0,0306 0,28 0,955 1225 21,0 117,5 0,814 1,7 8,0 0,949 158,5 57 88 1,4 6 9 910 21,6 0,017 001 889 8 890 637 9 4 3171 1 9 38 зс с 1 6 с с с 28,9 240 8,39 0,0331 0,40 0,975 900 14 126 0,79 0,968 232,5 94 37 1,8 1 38 0 2,2 0,002 0 33 21 313< ,о ,23 22 ,0 ,6 ,28 ,9 ,944 48 ,533 .06 ,25 ,43 9,6 167,5 8,10 0,0339 0,28 0,955 1350 20,5 130 0,814 1,9 7,3 0,950 159 56 89 1,4 6 5 v 875 22,2 0,016 э’,001 856 0 -020 ),6 1 638 7 4 3140 7 39 39 0 154 С С 0 27,6 235 7,22 0,0376 0,40 0,98 1040 14 139 1,0 0,969 227,5 86 40 1,7 1 37 0 2,7 0,002 0 0 33 21 ,6 ,94 07 ,4 0 ,94 5 ,5 ,985 .5 ,550 ,07 ,30 ,45 11,9 176,5 6,90 0,0390 0,30 0,96 1465 19,3 143 0,843 1,6 6,9 0,950 167,5 56 86 1,5 6 9 916 25,3 0,018 001 895 9 650 638 6 3 3104 1 6 39 37 1 1 0 С с с 26,9 232 6,24 0,0423 0,40 0,98 1190 14 156 1,1 0,970 225 82 41 1,6 1 38 0 2,7 0,002 0 0 34 21 ,6 ,90 82 ,9 ,6 .94 ,9 ,002 57 ,558 ,07 ,32 ,47 12,6 178,5 5,95 0,0438 0,31 0,96 1625 18,8 160 0.843 1,8 6,3 0,951 169,5 55 86 1,5 0 918 26,0 0,017 % 898 1 780 605, 5, ЗС 3070, 1 5 39 38 1 158 0 0 0 0 26,5 230 5,44 0,0470 0,40 0,98 1265 14 165 1,2 0,971 223 79 43 1,5 1 38 0 2,7 0,002 0 0 34 20С 3 95 2 9 98 5 0 011 564 07 ,33 ,45 13,0 179,5 5,17 0,0490 0,31 0,96 1715 18,6 169 0,843 1,9 6,0 0,951 171 55 86 1,5 5 0 921 26,4 0,017 001 901 2 590 605 3 3036 1 5 39 38 161 С С с 25,7 226,5 4,70 0,0534 0,40 0,98 1450 14 185 1,3 0,972 220 76 45 1,4 1 38 0 2,7 0,002 0 0 34 20 ,3 ,17 43 ,7 ,20 ,5 ,0 ,031 ,5 ,574 ,07 ,35 ,52 13,8 182,5 4,45 0,0555 0,32 0,96 1915 18,2 189 0,843 2.1 5,5 0,952 174 54,5 86 1,6 5 0 921 27,2 0,016 001 902 3 760 605 4 3 3002 1 5 39 38 24,9 223 4,03 0,0600 0,40 0,98 1660 14 207 1,5 0,973 217 69,5 49 1,3 1 39 0 2,7 0,001 0 0 34 20 296' ,3 45 23 ,4 ,48 ,5 ,0 ,053 65 ,587 ,07 1,37 ),54 14,6 184,5 3,80 0,0628' 0,32 0,96 2130 17,8 211 0,843-2.3 5,0 0,953 176 53,5 87 1,6 4 5 891 28,2 0,014- 001 875 6 930 Г,8
207
Ms сту
12 13 1 14 1 15 1 16 1
Наименование величины Обозначение Размерность ПСД
К § К к са К п К 0?

со 03 со Ct со
о 5 о \о о £ с i Q
С- О г о о
Расход пара G кг /с 285,0 285,0 285,0 253,9 253,9
, давление Ро МПа 3,42 2,51 2,05 1,60 1,27
Параметры пара j температура 1» (хо) °C (-) 540 499 468 435 400
перед и IV- ( (СУХОСТЬ)
пенью I ' энтальпия *0 кДж/кг 3543,0 3454,3 3390,6 3324,9 3258,4
Кинетическая энергия на входе в eg/2 0 5,6 4,9 5,1 5,1
ступень
Давление торможения перед сту- Ро МПа 3,42 2,55 2,08 1,63 1,29
пенью
Располагаемый теплоперепад сту- кДж/кг 100,0 77,0 78,0 79,0 81,0
пени от параметров торможения
Изоэнтропийный теплоперепад сту- fto 100,0 71 4 73, 1 73,9 75,9
пени
Средний диаметр dil d2 м 1,291 1,303 1,324 1,333 1,360
Окружная скорость U1J w2 м/с 203 205 208 209 213
Отношение скоростей и1сф — 0,454 0,526 0,527 0,527 0,529
, корневая Pk — 0,08 0,08 0,08 0,08 0,08
Степень реак- 1 средняя ции | 1 периферийная Pep — 0 ,19 0,20 0,21 0,22 0,24
Pn — 0,28 0,31 0,33 0,34 0,39
Изоэнтропийный перепад в решет- f,CC’ ^op кДж/кг 81,0 19,0 61,6 15,4 61,6 16,4 61,6 17,4 61,6 19,4
ках
Теоретическая скорость выхода из Clt’ W2t м/с 402 276 351 235. 351 238 351 241,5 351 248
решеток
f давление а; МПа 2,65 2,51 2,14 2,05 1,69 1,60 1,35 1,27 1,07 1,00
Параметры пара 1 „ за решетками | Удельный объем V2t м3/кг 0,132 0,139 0,157 0,163 1,191 0,200 0,230 0,241 0,278 0,294
' сухость Xlt’ X2t —
Числа Маха Mit' Mzt — 0,60 0,41 0,53 0,37 0,54 0,37 0,55 0,38 0,56 0.40
Коэффициенты расхода i*i; p-2 — 0,98 0,955 0,98 0,96 0,98 0,965 0,98 0,965 0,98 0,965
Выходные площади решеток Ft; Ft 10-* м2 940 1508 1300 2050 1580 2480 1700 2630 2060 3120
Эффективные (и выходные) углы a.13lai, ₽2Э^2 град 14 21,6 17 26,3 17 26,2 17 25,9 17 25,5
решеток Высоты решеток III ^2 10"» м 97 101 109 113 130 134 139 143 166 170
Корневой диаметр рабочей решет- rf2K и — 1,190 — 1,190 — 1,190 — 1,190 — 1,190
ки h/btl It/bt
Относительные высоты решеток — 0,88 1,7 0,78 1,9 0,93 2,2 1.0 2,4 1,2 2,8
Относительный диаметр лопатки dll — 12,8 11,6 9,9 9,3 8,0
Коэффициенты скорости <p, Ф — 0,970 0,948 0,969 0,953 0,970 0,954 0,970 0,955 0,971 0,955
Скорость выхода потока из реше- ей aij м/с 390 261,5 340 224 340,5 227 340,5 231 341 237
ток Относительная скорость входа в wr, c2 м/с 198,5 106 156 99,5 154,5 101 153,5 101 151 102
рабочую решетку и абсолютная скорость выхода из нее 40
Углы направления этих скоростей ₽1I »2 град 28 65 91 40 91 40 90 41 90
Потери энергии в решетках Дйс; Aftp кДж/кг 4,8 3,9 3,8 2,5 3,6 2,4 3,6 2,6 3,5 2,7
Потеря с выходной скоростью длв.с • 5,6 4,9 5,1 5,1 5,2
Располагаемая энергия ступени Яо = ho *в.сд^в.с » 94,4 72 (1 72,9 73,9 75,8
Относительный лопаточный к. п. д. ’Jo. л — 0,906 0,913 0,916 0,917 0,918
Эквивалентные плошади для под- P-vFy 77= * тс^п&экв 10‘4 м» 3,6 35,0 3,6 35,5 3,6 36,5 3,6 36,8 3,6 38,0
счета утечек Kzy
Потери от утечек ^Д.у: ^n.y — 0,004 0,020 0,003 0,016 0,002 0,015 0,002 0,014 0,002 0,013
Потери от трения диска, пар- ^тр + ^парц + ^вл — 0,001 0,001 0,001 0,001 0,001
циальаости, влажности
Относительный внутренний к. п. д. ’Joi — 0,881 0,893 0,898 0,900 0,902
Использованный теплоперепад hi кДж/кг 83 1 64,4 65,5 66,5 68,4
Внутренняя мощность Pi кВт 23 680 18 350 18 670 16 880 17 360
Энтальпия пара за отсеком lK0H кДж/кг
208
Продолжение табл, б
пени
17 18 19 20 21 22 23 24 2S
ПОД ЦНД
о о рабочая О о рабочая К с 5 о о рабочая R Q С О рабочая Cs 6 о рабочая сочлозая раб >чая К с£ о с рабочая И с с рабочая п о g с к сЗ О \о СЗ
250,0 250,0 234,9 234,9 72,2 72,2 67,1 67 ,1 1.64,8
1,00 369 0,75 332 0,56 296 0,40 258 0,27 218 0,152 163 0,080 106 0,0361 0,976 0,0146 0,947
3189,9 3119,8 3047,1 2973,2 2902,0 2794,3 2688,3 2579,3 2471,4
о ,2 о ,2 5 4 5 ,1 0 3,0 4,0 5 ,3 9,0
1,02 0,76 0,57 0,41 0,27 0,155 0,082 0,0375 0,0155
83,0 85,0 87,0 89,0 120,0 120.0 125,0 130,0 203,0
78,8 79,8 81 ,6 83,9 120,0 117,0 121,0 124,7 194,0
1,392 1,437 1,486 1 ,560 1,810 1.885 2.013 2,015 2,220 2,225 2,530 2,550
218 226 233 245 284 294 316 316,5 348,5 349 397 400
0,535 0,548 0,559 0,581 0,580 0,609 0,645 0,684 0.623
0,08 0,08 0,08 0,08 0,20 0,20 0,23 0,20 0,30
0,26 0,32 0,36 0,40 0,33 0,40 0,46 0,55 0,71
0,44 0.48 0,53 0,58 0,46 0,53 0,65 0,71 0,83
61,4 21,6 57,8 27,2 55,7 31,3 53,4 35,6 80,4 39,6 72,0 48,0 67,6 57,4 58,5 71,5 79,1 123,9
350 254 340 268 333,5 278 326 288 400,5 306 379 325 367,5 348,5 342 389,5 398 515
0,81 0,75 0,62 0,56 0,45 0,40 0,322 0,275 0,186 0,152 0,104 0,080 0,054 0,0375 0,025 0,0155 0,0088 0,0034
0,345 0,364 0,425 0,463 0,550 0,600 0,715 0,810 1,102 1,305 1,76 2.13 2,99 4,13 5,94 9,14 15,33 36,1
0,990 0,973 0,958 0,940 0,926 0,891
0,58 0,43 0,58 0,46 0,59 0.50 0,60 0,54 0,78 0,60 0,78 0,69 0,82 0,78 0,83 0,98 1,02 1,38
0,98 0,965 0,98 0,955 0,98 0,965 0,98 0,965 0,98 0.965 0,98 0,965 0,985 0,98 1,00 1,00 1,025 1,015
2510 3700 3190 4470 3940 5240 5250 6840 2030 3190 3420 4930 5533 8110 11 670 15 750 24 350 39 930
17 24,8 17 23,7 17 22,3 17 22,1 10 15,5 12 16,8 12,5 18 16 21,1 19,3 19,4 31,5 36
198 202 242 247 291 296 365 370 205 210 278 285 405 415 610 625 920 950
— 1,190 — 1,190 — 1,190 — 1,190 — 1,690 — 1,600 — 1,600 — 1,630 — 1,690
1,4 3,4 1,7 3,9 2.1 4,9 2,6 6,2
6,9 •5,8 5.0 4,3 4.2 8,6 6,9 5,0 4,8 3,64 3,56 2,75 2,68
0,972 0,955 0,972 0,955 0,972 0,955 0,972 0,955 0,972 0,955. 0,973 0,956 0,973 0,957 0,974 0,958 0,974 0,958
340 242,5 330,5 257,5 324 265,5 316,5 275 389,5 292,5 368,5 311 357,5 333,5 333 373,5 387,5 493
,146 102 132 103.5 122 101,5 Ю9 104 120,5 78 101 89,5 81,5 103 95,5 134,5 132,5 290
43 90 47 85 51 83 58 85 34 90 49 90 66 90 107 90 104 90
3,4 2,8 3,2 3,2 3,1 3,4 2,9 3,7 4,4 4,1 3,8 4,6 3,6 5,1 3,0 5,8 4,1 10.9
5,2 •5,4 5 ,1 5, 4 3,0 4,0 5,3 9,0 42,0
77,8 79,6 81,9 89,0 117,0 116,0 119,7 121, 0 203.0
0,920 0,919 0,919 0,865 0,927 0,927 0,927 0,927 0,719
3,6 39,4 3,6 41,6 3.6 43,9 3,6 47,4 16,2 68 16,2 73 16,2 82 16,2 128 16,2 315
0,001 0,012 0,001 0,011 0,001 0,010 0,001 0,008 0,007 0,022 0,034 0,016 0,003 0,011 0,001 0,013 0,030 0,007
0,001 0,001 0,001 0,001 0,002 0,002 0,001+0,012 0,001 +0,041 0,000+0,081
0,906 0,906 0,907 0,855 0,896 0,905 0,930 0,851 0,631
70, с 72, 74,3 76, 104,9 105,0 107,7 104, 9 128,1
17 620 18 030 17 440 17 870 7570 7583 7220 698) 8800
2 992,2 2352,3
14—326
209
Проектирование ЦНД начинается с последней ступени. Для нее выбрана высота рабочей лопатки /2= =950 мм и корневой диаметр <42н=1,6 м. Таким образом, кольцевая площадь Q = 7,6 м2, 0 = 2,68. Все эти геометрические характеристики позволяют получить умеренные для такой мощной турбины потери с выходной скоростью; в то же время они не выходят за пределы размеров успешно работающих лопаток многих турбин (см. табл. 6-2).
Для организации отбора пара перед последней ступенью с учетом работы при пониженной нагрузке турбины (см. § 7-4) выбираем теплоперепад на последнюю ступень йо —200 кДж/кг. Тогда отношение скоростей u/сф будет согласно (3-41) примерно оптимальным, несмотря на значительною среднюю степень реакции. Как видно из анализа формулы (3-41), оптимальное отношение скоростей существенно зависит от относительной величины потери с выходной скоростью (с2/сф)2, которая в данном случае весьма велика. Детальный расчет подтверждает это.
Примем в первой ступени ЦНД тот же корневой диаметр г/2к=1,6 м. В отличие от ЦВД и ЦСД, где постоянство корневого диаметра в первую очередь ставит задачу унификации ступеней и облегчения технологии производства, в ЦНД постоянство корневого диаметра, выполняемое во многих турбинах, ставит целью улучшение обтекания ступеней в концевых зонах (см. § 6-3 и рис. 6-6).
Выбрав отношение скоростей в первой ступени н/сф=0,58 и увеличив его в предпоследней ступени до и/сф=0,68, построим соответствующие графики на рис. 6-12. При этом для плавного очертания меридионального обвода проточной части ЦНД с умеренным углом наклона обвода примем, что в первой ступени /2= = 200 мм, т. е. d2 = 1,8 м.
Из диаграммы рис. 6-12, считая, что во всех ступенях ЦНД, кроме первой, йо = 0,95/го, находим средний теплоперепад (hc) Ср= 133,4 кДж/кг.
Коэффициент возврата тепла (с учетом, что часть процесса расширения пара проходит ниже пограничной кривой х=1) равен:
г— 1
9т = 0,33-10-з(1 — 7]*oZ) Яо “7“ =
4
= 0,33-Ю-з (1 —0,889) 676 — = 0,026.
Тогда число ступеней
676-1,026 7--------------> о
133,4 -
Округляем до 2 = 5.
В отличие от ЦВД и ЦСД в ЦНД все ступени индивидуальные: сопловые и рабочие лопатки закрученные с разными профилями, хорды профилей также различны. В первой ступени принят угол ai3=10°. Увеличение этого угла приведет к меньшей высоте лопаток и неблагоприятно большому углу наклона меридионального обвода на периферии; уменьшение же вызовет рост потерь при обтекании решеток ступени.
Достаточно плавная проточная часть (см. рис. 6-13) и углы выхода а2~90° позволяют рассчитывать, что в каждой ступени (кроме первой) будет полностью использована скорость выхода из предыдущей ступени.
Эквивалентная площадь диафрагменных уплотнений принята |луКу/1^2у = 16,2 см2, эквивалентный зазор на периферии рабочих лопаток, выполняемых с периферийным бандажом, принят различным, наибольшим — в последней ступени.
Отбор пара перед последней ступенью позволяет рационально организовать эвакуацию влаги и улучшить обтекание периферийной зоны сопловой решетки, необходимое при столь большом наклоне обвода диафрагмы последней ступени.

—

_ ?ол —

Z77
Ал Чы. Pbs.
1 ет'.\ ЦВД _
1-й отсек
К о
о,в
'<р
0,5
Сф --

0,9.
~ДАр
0,2-
1 2 3 95b
,^ол ”
-W
Сф*
0,5
2-й отсек __цвд_
______д.
____Ст
ДВцхпоточныи ____П ОД _____
Шести-поточный^
О,ОД _X(jj
---А"
7 В 91011 121319151617181920 2122232925
.№ ступени
Рис. 6-14. Характеристики ступеней турбины К-800-240 (к примеру расчета).
Последние три ступени работают влажным паром. В связи с этим вводится поправка на коэффициенты расхода согласно рис. 2-42. Кроме того, по формуле (4-48) подсчитываются потери от влажности
ьвл = 2 [0,9уо -{- 0,35 (1/2 — #□)]•
Треугольники скоростей ступеней ЦНД, рассчитанные на среднем диаметре, представлены на рис. 6-11.
Последняя ступень турбины подробно, с учетом изменения параметров потока по радиусу, рассчитана и спроектирована в примере § 3-5. Особенностью расчета ее по среднему диаметру, представленного в табл. 6-6, является сверхзвуковое истечение из решеток. В связи с этим площади решеток определялись по уравнениям:
г 1 = —:— и г 2 = ——.
При построении треугольников скоростей учитывалось по формулам (2-70) отклонение потока в косом срезе решеток. В таблице для этой ступени приведены значения эффективных углов а1э и |32э и углов выхода СС1 И р2-
Из расчета ступени по среднему диаметру потеря с выходной скоростью составляет д7гв.с = 42,0 кДж/кг.
Наивысший к. п. д. из ступеней ЦНД достигнут во второй ступени т)Ог = 0,905; где еще не начинает сказываться влияние влажности.
Диаграммный к. п. д. проточной части ЦНД составляет 7)ЧНД =0,856. Суммарная внутренняя мошность всех ЦНД равна Л = 6-38 230 = 229 380 кВт.
Суммарная внутренняя мощность всей турбины составляет:
Р. = ррт -|_ рЦСД _|_ дШД = 819 710 кВт.
Электрическая мощность генератора равна:
Рз = Рл)мг(9.г = 819 710 0,996-0,987= 806 0С0 кВт.
Небольшое превышение мощности (менее чем на 1%) находится в пределах точности расчета.
210
На рис. 6-10 показан процесс расширения пара в турбине в t’S-диаграмме, построенный на основании выполненного детального расчета. Он, как видно, немного отличается от построенного в результате предварительного расчета.
На рис. 6-14 показано изменение характеристик всех степенен турбины.
После проведенных расчетов уточняются все параметры тепловой схемы, детально проектируются ступени большой веерности. Кроме того, могут потребоваться изменения в расчете после проверки -всех элементов турбины на прочность и вибрацию и определения осевых усилий.
Результаты расчетов сведены в табл. 6-6.
ГЛАВА СЕДЬМАЯ
РАБОТА ТУРБИНЫ ПРИ ПЕРЕМЕННОМ РЕЖИМЕ
7-1. СТЕПЕНЬ РЕАКЦИИ ТУРБИННОЙ СТУПЕНИ И РАСХОД ПАРА ЧЕРЕЗ СТУПЕНЬ
Каждая ступень рассчитывается для одного определенного расчетного режима, для которого находятся скорости потока пара, строятся треугольники скоростей, 'выбираются профили и размеры сопловых и рабочих решеток. Способы расчета ступеней были рассмотрены в гл. 3 и 4.
При изменении нагрузки, а следовательно, и расходов пара, при отклонении параметров от расчетных значений тепловой процесс ступени может подвергнуться значительным изменениям, что сопровождается изменением скоростей, реакции, расхода пара, к. п. д. ступени п т. д. Для стационарных турбин, работающих с (неизменной частотой вращения, окружные скорости при изменении нагрузки турбины сохраняются постоянными. Для транспортных и приводных турбин меняется частота вращения и, следовательно, окружные скорости.
Рассмотрение переменного (нерасчетного) режима работы ступени следует начать с характеристик турбинных решеток, из которых состоит ступень. Изменение режима обтекания решеток (в том числе чисел М и Re, углов входа и влажности) было рассмотрено в гл. 2. Здесь мы остановимся на влиянии параметров пара на расход через решетку. Принципиально -нет разницы, идет ли речь о неподвижной сопловой или вращающейся рабочей решетке. Для определения .расхода пара через сопловую решетку важны параметры торможения перед ней ро и То и давление за ней pi. Для рабочей решетки этими параметрами являются параметры торможения в относительном движении р\ и T'i (см. рис. 3-3) и давление за пей р2. В то же -время для суживающихся и расширяющихся .решеток зависимости расхода пара от конечного давления различны.
Суживающиеся решетки
При неизменных параметрах перед решеткой и переменном противодавлении pi расход пара меняется по закону, изображенному на
рис. 2-6. Участок ab линии изменения расхода пара выражается уравнением (2-36) и с большим приближением может быть изображен дугой эллипса (2-38), а при соответствующем выборе масштаба — дугой окружности.
Рассмотрим, как изменяется расход парак протекающего через суживающуюся решетку при одновременном изменении как давления р6 подводимого пара, так и давления pi за решеткой.
Если перед решеткой давление рОп выше атмосферного, а на выходе — глубокое разрежение, т. е. £i=pilpon—>0, то расход пара через решетку является критическим, т. е. максимальным при данных параметрах перед решеткой. Согласно (2-32) и (2-53) он равен:
С* — ZP1E 1 Potil’Uon.)
(7-1)
где % зависит от показателя изоэнтропы (см. табл. 2-1). Для перегретого пара £=1,3 и %='0,667.
Наибольшему в данных условиях начальному давлению /7оакс, очевидно, будет соответствовать максимальный критический расход пара GMaKc. Согласно (7-1) отношение критического
расхода пара, соответствующего давлению рОп>
к максимальному критическому расходу составит (при Ц1= const):
п Г п „макс
________1 / Pon Vo Смакс У ~von “макс *
(7-2)
Если пар перед сопловой решеткой сохраняет постоянную энтальпию ion = i“aKC = const, то с большой точностью можно написать:
„ „ макс „макс
PorPon = Ро Vo
ИЛИ
— “макс
Pon _ Vo_____
“макс “
Ро Von
Подставляя это отношение в уравнение (7-2), находим:
G* ____ Р°п с (7-3^
фмакс “макс •’ “
14'
211
Рис. 7-1. Кривые изменения расхода пара через турбинную решетку с суживающимися каналами.
т. е. критический расход пара пропорционален давлению торможения перед решеткой. Этот результат точен лишь в том случае, когда при всех режимах энтальпия 70 сохраняется постоянной. В противном случае отношение удельных объемов будет зависеть не только от отношения давлений, но и от температуры пара, и относительный пропуск пара должен определяться непосредственно по формуле (7-2), которая для перегретого пара
быть с достаточной точностью представлена так:
может
умакс
G* ____ роп
£>макс "Г макс
Г макс т л*
о — температура пара, К.
on
(7-4)
где и
Если, поддерживая постоянное давление р$п перед решеткой, менять давление за ней, то закон изменения расхода пара изобразится линией АВС (рис. 7-1), причем критическое отношение давлений для перегретого пара и изо-энтропийного процесса будет достигнуто при Pi/pon=O,546 или также при pJpM™c~ О,546ео, расход пара — при pi/pon= 1,0,
а нулевой т. е. при
Pi ____ Pon _£
“макс “макс °*
"о ^0
Таким образом, три основные точки А, В. С кривой рис. 7-1 (точка критического расхода пара, точка критического отношения давлений и точка пулевого расхода пара) при изменении давления перед решеткой сдвигаются ^пропорционально этому давлению.
Применим следующие обозначения относи тельных величин: расход пара, выраженный в долях от максимального критического расхода: <y0 = G/GMaKc, относительное начальное давление s0 = рол/р“акс, давление pi/р^кс = . А* /Г'макс
что GJG* = s0 И Е,*
Воспользуемся формулой (2-38), ляющей связь между расходами и давлениями
212
относительное Кроме того, = 0,546=о.
конечное
заметим,
представ-
2
А —А
Роп — Р* = 1, и произведем следующие простые преобразования:
в докритической области
GGMaKC V
GMaKCG.
Тмакс “ “макс
Ро Р™ Ро
Pon \ 2
Pon р* р on
“макс “ “макс У, Ропро
= 1.
Применяя указанные обозначения относительных величин, получаем:
или также
(1 -
1
(si — (1-еД
В этих выражениях, как и ранее в (2-38), для простоты записи давления торможения р0 можно заменить па статические давления перед решеткой р$. Это не строго, и поэтому при точных расчетах, особенно когда речь идет о рабочих решетках, где начальная (относительная) скорость Wi часто весьма значительна, следует пользоваться параметрами торможения.
Уравнение (7-5) связывает между собой относительный расход пара через суживающуюся решетку с .начальным и конечным относительными давлениями е0 и еь
На диаграмме рис. 7-2 построена сетка расходов, выражающая эту зависимость. Уравнение (7-5) справедливо лишь в зоне изменения £1 ОТ £1=8о£* ДО £1 = £о-
При реальном процессе течения пара через турбинную решетку давление, при котором скорость потока равна скорости звука, меньше давления р=ров* (см. рис. тельно, сетку расходов рис. с переходом на постоянный <£*, где
"Ь q\ — £2о-
(7-3)
2-9) .и, следова-7-2 надо строить расход при 8кр<
k
£кр
k — 1 1
k-\
& +1 1 —
Однако в большинстве практических задач и при умеренных потерях в решетках определение относительных величин по рис. 7-2 вполне допустимо.
При соответствующем выборе масштабов дуги эллипсов, отвечающих уравнению (7-5), представляются дугами окружностей. В критической области, когда ei<£oe*, расход пара сохраняется неизменным и составляет <7=е0. Диаграмма рис. 7-2 может быть построена в пространственных координатах. Отложив по трем осям координат относительные значения &о, q, ei, 'получим на рис. 7-3 коническую поверхность, изображающую закон изменения
Рис. 7-2. Сетка Л. В. Щегляева для относительных расходов пара через турбинную решетку с суживающимися каналами (е*=0,546).
относительного пропуска пара через суживающуюся решетку при изменении начального и конечного давлений, но при постоянной энтальпии подводимого пара. Касательный к поверхности конуса плоский треугольник соответствует области критических расходов пара.
Сетка расходов и диаграмма рис. 7-3 были предложены А. В. Щегляевым и носят его имя.
Пользуясь диаграммой рис. 7-2, можно, зная две из трех относительных величин 8с, 8i, qo, определить третью.
Так, например, если известно относительное давление перед решеткой е0 — 0,7 и относительное давление за решеткой 81 = 0,6, то, следуя по линии ео = О,7 до пересечения ее с ординатой 81 = 0,6, находим относительный пропуск пара, который составляет <7о=О,51. Если, наоборот, заданным является относительный пропуск пара, который, например, составляет </о = О,3, и относительное давление при выходе из решетки (например, 81 = 0,7), а требуется определить давление перед соплом, необходимое для обеспечения пропуска </о = О,3, то пересечение линий 81=0,7 и q0 = 0,3 укажет на сетке линий 80 = const необходимое давление перед решеткой, которое для рассматриваемого примера составляет 8q = = 0,73.
Те же результаты могут быть получены из уравнения (7-5).
Рис. 7-3. Конус расходов паоа через турбинную решетку с суживающимися каналами.
Решив его для первого примера относительно qo, найдем:
<7о =
(е1— е*ео)2
(1-е*)8
К (е0 — Йеое* -|- ej) (е0 —
ei).
(7-6)
Подставив для перегретого пара е,=0,546, получим:
<7о = 2,2 K(El —О,О92ео) (е0 — si)
и для приведенного выше примера при 81=0,6 и 8о = = 0,7 определим </0 = 0,51.
Точно так же, решив уравнение (7-5) относительно 8о, получим:
е° ~ j 2с — 0 — е*) qo (I—' 2e^.)J, что для перегретого пара может быть представлено в виде
s0=10,87:'(0,546si — 0,454 — О,О92^о).
Для нашего примера </о=0,3 и 81 = 0,7 найдем 80 = = 0,728.
Расширяющиеся решетки
Обтекание расширяющихся решеток, в том числе 'при переменном режиме, существенно отличается от рассмотренного выше обтеканиа суживающихся решеток, что ясно .из § 2-5.
Расход пара через сопло или решетку согласно уравнению неразрывности изменяется только при меняющихся параметрах в минимальном сечении (горле)
Ur
(7-7)
где сг и vr— теоретические скорость и удельный объем пара в минимальном сечении.
Для суживающихся решеток при отношении давлений меньше критического 8i<e* параметры в минимальном сечении неизменны и равны критическим сг=а*> иг=и*. В расши-
213
ряющейся же решетке, как было показано в § 2-5, в минимальном сечении параметры равны критическим р = с=а*, v = v* и
при Только при отношении давлений,
большем, чем предельное Е1>епр, параметры лара в минимальном сечении будут уже равными критическим. Предельное отношение давлений £пр=рпр/ро>8* больше критического и зависит от степени расширения канала Fi/FMim.
Запишем уравнения неразрывности при изоэнтропийном процессе для режима с отношением давлений на всю решетку, равным предельному. При этом режиме расход еще остается равным критическому G = G*. Для минимального сечения уравнение неразрывности запишется (при pi=l) в виде
G — F
-- 1 МИН v*
(7-8)
и для выходного сечения Fx в виде
* Vnp’
(7-9)
здесь Сцр и Unp — скорость и удельный объем пара в сечении Fi и, следовательно, за решеткой при Рпр=ЕПрРо- Из (7-8) и (7-9) получаем:
(7-Ю)
Fмин С пр и» Fi а* ипр’
Заменив по (2-34)
и с учетом
/?пРиКпр = p*Vk* = const, выразив и#/ип₽» получим:
Формула (7-11) соответствует выражению (2-36) при &=£пр. Выражение (2-36) для ‘приведенного расхода q, принимая во внимание, что по (2-30)
можно заменить эллиптической зависимостью (2-38). Таким образом, вместо (7-11) можно записать:
Тмин_
Fi —
Отсюда получаем формулу для предельного отношения давлений расширяющейся решетки:
1 _ • (7-12)
епр — е*~Ь(1 — s#)]/l — (-^мин/Л)2. (7-13)
При Fмип/7?1=1, что соответствует суживающейся решетке, епр=е*. Таким образом, для расширяющейся решетки изменение рас-
Рис. 7-4. Сетка расходов пара для расширяющейся решетки (при ТМин/Т1 = 0,829 и 8* = 0,546).
хода пара в зависимости от отношения давлений описывается не диаграммой рис. 7-2, а аналогичной диаграммой, представленной на рис. 7-4. Здесь расход пара остается постоянным не при е^е*, а при е^Еггр. При одновременном изменении конечного и начального давлений, но при постоянной энтальпии подводимого пара to=const относительный пропуск пара через расширяющуюся решетку может быть представлен аналогично рис. 7-2 диаграммой рис. 7-4, в которой, однако, предельное отношение давлений зависит от степени расширения решетки Fi/FMaii.
Изменение степени реакции
В общем случае режим работы ступени может меняться за счет изменения располагаемого теплоперепада TiQ и, следовательно, скорости Сф=)/27го, отношения давлений еСт = =ръ!ро, изменения частоты вращения п и, следовательно, окружной скорости и, а также изменения чисел Рейнольдса в ступени, вызванного изменением параметров пара или скорости потока.
Все эти изменения режима работы ступени можно свести к трем переменным — отношению скоростей u/Сф, отношению давлений е и фиктивному числу Кеф. Кроме того, могут меняться степень влажности (например, из зоны выше линии насыщения процесс расширения пара в ступени переходит в зону ниже линии насыщения), а также условия входа в ступень и выхода из нее.
В общем случае все упомянутые режимные параметры меняются одновременно, но нагляднее и удобнее рассмотреть влияние каждого из них на основные характеристики ступени порознь. Начнем это рассмотрение с изменения степени реакции.
Представим, что для какого-то расчетного режима известны все характеристики ступени и ее решеток, в том числе построены (для среднего диаметра) треугольники скоростей (рис. 7-5). Запишем уравнения неразрывности для выходных сечений сопловой Ft и рабочей F2 решеток при докритическом режиме:
61 __ ^iFiCit/vu J ..
6г [i-2F2W2t/V2t ' ’
214
Рис. 7-5. Треугольники скоростей для турбинных ступеней при изменении отношения скоростей п/сф за счет изменения окружной скорости и.
а — ступень с небольшой расчетной степенью реакции (Рс-0,1) при увеличении отношения скоростей; б — ступень с большой расчетной степенью реакции (Ро~О,4) при уменьшении отношения скоростей;---------расчетный режим;----------измененный
режим (первое приближение);----------— измененный режим (окончательный расчет).
Обозначив все параметры и характеристики ступени при расчетном режиме индексом О, получим:
wzt/ctf Gz/Gx *Fi/Fz V2t/v\t p-i/н»
{w-it/c (G2/G\)0 (F1/F2)o (vzt/vit)» (h/Mo T
(7-15)
Если считать, что размеры ступени не изменились, т. е.
FJF2= (FJF2)o,
и что относительная доля протечек помимо решеток ступени также осталась постоянной, т. е.
G2IGi= (Сг/б1)о, то получим:
У-'Zt/с it Uzt/Vlt_P-j/P-2 /<у J С\
(W2f/Ci/)o (Vit/Vit'jo (н/Р<Ло * ' '
1) Влияние изменения отношения скоростей ufc^ на степень резкий и р. Если предположить, что коэффициенты расхода решеток при изменении и/с$ и неизменных 8СТ и Re<p остаются постоянными
Pl/P2= (Ц1/Ц2)о,
и в первом приближении принять, что отношение удельных объемов за решеткой также остается постоянным
vztlv и = (v2t/vit)o,
то получим, что
(7-17)
G it V С I q
Поскольку при увеличении окружной скорости и неизменной величине ci=<pci( и ₽1<90° относительная скорость входа в рабочую решетку уменьшается, а согласно (7-17) w2t= =const, то очевидно, что этой величине отно
сительной скорости на выходе из решетки должно соответствовать увеличение степени реакции, т. е. поток в рабочей решетке должен еще больше ускоряться. Это видно из выражения
W2t = |/2p/20-J-U)2i .
Наоборот, уменьшение н/сф при тех же условиях требует, чтобы в рабочей решетке поток ускорялся в меньшей степени или даже замедлялся. В последнем случае ступень будет работать с так называемой отрицательной
Рис. 7-6. Турбинная ступень при отрицательной степени реакции р<0.
а — треугольники скоростей, б — процесс расширения пара в (5-диаграмме,
215
реакцией (рис. 7-6), т. е. при pi</?2- Отрицательная реакция ip<0 отнюдь не означает изменения направления потока, поскольку при этих режимах остается справедливым условие
> (—рЛо) и wit > 0.
Этот анализ влияния отношения скоростей на реакцию и в том числе появление отрицательной реакции подтверждается опытами, проводимыми в экспериментальных турбинах.
Изменение р в зависимости от н/сф можно найти следующим образом [Л. 30].
Считая, что в рабочей решетке полностью используется относительная скорость входа
w1 = Ci — и, и применяя формулы, полученные в гл. 3
С2н = (1 — р)с2ф
и
w2i — <р2 (1 — р) б*2ф —и2 — 2tz<f>cos а^ф]/1 — р, находим отношение скоростей
, ч , f2 (1—р)+(«/Сф^—2<? cos а! — V 1—р +р
/W2t\ 2________________________СФ_______
\ Cit) 1 — р
Тогда согласно (7-17) получаем формулу, из которой можно определить 'степень реакции при измененном режиме:
, ( U \2
<р2(1 —р) + р + ! тг —
1 — р \ СФ /
1 —ро , , ( и \2
<f2 (1 — ро) + Ро + ( ту I \ /о
И л г-----
— 2<р cos СХ1 -— И — P
----------7 Д ' ,<7’18)
—2c COS Cl! — V 1—p0 \ СФ/о
Эту формулу можно преобразовать к виду, более удобному и для расчетов и для анализа работы ступени. Для этого обозначим:
р = ро + Ар, ц/сф= (ц/сф)о+А(ц/Сф) и примем, что (p='Const и cosai=const.
Тогда, пренебрегая членами, содержащими
(Др)2 и ДрД । и введя коэффициенты
\ СФ /
А =-----------------?----------------- (7-19)
<Р COS (у./сф)о / 1 — ро — (м/Сф)2о
И
B=(i+4) (-£)’. \ 2 У \ сФ/о
после ряда преобразований, получим квадратичную зависимость изменения реакции от изменения отношения скоростей
—f (“/сф) — В f д-(-/Сф?а]2 . (7-20)
1 — ро («Лф)о («/Сф)20 V 1
При выводе формулы (7-20) в разложении
|_ z 1 — ро
___1 ( АР У 1
8 V “pj ’ J
ограничиваемся первыми двумя членами.
Коэффициенты А и В являются функцией двух параметров (ц/сф)0 и ср cosai]/l— р0. Приняв, что расчетное отношение 'Скоростей является оптимальным и определяется по формуле (3-42), вычислим коэффициенты А и В в зависимости от степени реакции р0. Графически зависимости Л=/(р0) и B=f(p0) при Ф cos ai—0,935 представлены на рис. 7-7. С увеличением расчетной степени реакции р0> т. е. с увеличением расчетного угла Рю, коэффициент А уменьшается и при р~0,5 (р10= =90°) равен: Л = 0. При Рю>90° коэффициент Л<0 и с увеличением и/Сф реакция уменьшается. Это объясняется тем, что при этом 'Скорость не уменьшается, а, .наоборот, увеличивается. Подобное уменьшение реакции иа-
Рнс. 7-7. . Коэффициенты для расчета изменения степени реакции по формуле (7-20) при (и/Сф)о, вычисленном согласно (3-42).
Рис. 7-8. Зависимость изменения степени реакции ступени от изменения отношения скоростей и/с$ для разных значений расчетной степени реакции р0-
блюдается в опытах в периферийной зоне ступеней большой веерности.
На рис. 7-5 показаны треугольники скоростей двух ступеней при изменении режима. Здесь последовательно показано изменение скоростей при первом приближении, когда скорости выхода из .решеток бд и принимаются неизменными, и при втором приближении, когда учитывается их изменение за счет отклонения реакции ступени.
При выводе формулы (7-18) предполагалось, что коэффициент расхода рабочей решетки р2 при изменении режима остался тем же. Это допущение справедливо при не очень большом отклонении утла входа [К от расчетного; причем ошибка будет тем большей, чем менее конфузорной является рабочая решетка. Учесть изменение коэффициента расхода Р2/Ц20 можно, имея экспериментальные данные и подставляя .их в формулу (7-16).
Как и следовало ожидать, формула (7-20), подтвержденная экспериментом, показывает, что с повышением расчетной степени реакции Ро (до Рю<90°) ступень работает устойчивее, т. е. реакция, а следовательно, и условия обтекания решеток меньше меняются при изменении Н/Сф.
На рис. 7-8 показано изменение степени реакции ступени в зависимости от w/Сф при разных расчетных значениях р0, подсчитанное по (7-20).
При небольших изменениях и!с$, когда _О 1 д (Ц/СФ) пр
’ ^/Сф)о
можно принять линейную зависимость
К^ = (0,5-р„) f *ц/;ф) (7-21)
Проанализируем влияние изменения удельного объема, которым мы пренебрегли при выводе формулы (7-18). Если теплоперепад ступени певелик и течение в решетках можно рассматривать как течение несжимаемой жидкости, то изменение удельных объемов пара неощутимо. При больших перепадах, хотя и докритических, для которых выведена зависимость (7-20), увеличение р означает, что в (7-16) (^2i/fu)o и, следовательно,
скорость w-2t возрастает, что возможно при соответствующем увеличении р. Таким образом, в действительности степень реакции возрастет еще больше, чем по (7-20), и качественная картина влияния и/сф на р остается той же. Количественно при дозвуковых скоростях расхождение в действительном приращении Др по сравнению с Др по (7-20) оказывается очень небольшим, что видно из рис. 7-9, где показано сравнение результатов опытов и расчетов по (7-20).
Рис. 7-9. Изменение степени реакции по опытам и по расчету согласно формуле (7-20).
Следует отметить, что за счет протечек пара через периферийный и корневой зазоры (см. § 4-4) изменение реакции будет меньшим, чем по (7-20). Подробно этот вопрос исследуется в [Л. 10, 30].
2) Влияние изменения отношения давлений 8Ст на степень реакции р. Изменение 8Ст может сказаться па реакции ступени из-за изменения отношения удельных объемов, коэффициентов расхода и угла «1. При дозвуковых скоростях изменение Р1/ц2 и угла «1 можно не учитывать, изменение же удельных объемов не ощутимо при малых скоростях, т. е. при еСт>0,7. С увеличением теплоперепада, т. с. с уменьшением в, отношение удельных объемов vzt/vu растет, следовательно, по (7-16) увеличивается W2t, что возможно при соответствующем повышении реакции. При сверхзвуковых скоростях, кроме того, появляется отклонение в косом срезе сопловой решетки, что также вызывает некоторое увеличение степени реакции. Таким образом, с уменьшением ест и при неизменном отношении скоростей и/Сф степень реакции растет, особенно при 8ст<е*. Это подтверждается многими опытами.
В отдельных ступенях турбин с постоянной частотой вращения одновременно меняются и отношение скоростей и отношение давлений. На рис. 7-10 приведена зависимость степени реакции ступени от располагаемого теплопе-рспада ступени hQ при w = const. Принято, что i0=const. Кривая / показывает изменение р только за счет изменения и/сф согласно (7-20). Поскольку с увеличение^! теплоперепада 7?0 уменьшается и/сф, то и р также уменьшается. Влияние 8 начинает ощутимо сказываться при Ло—150 кДж/кг и оказывается тем большим, чем меньше 8СТ, т. е. чем больше ho. При h0 =
217

Рис. 7-10. Изменение степени реакции в зависимости от располагаемого теплоперепада ступени й0 при постоянной частоте вращения п=const и t0=const.
/ — только за счет u/c^—van 2 — за счет «/c(J)=var и eCT=var.
= 210 кДж/кг в рабочей решетке достигается критический-режим (а?2г = п2) и дальнейшее увеличение ho сказывается только на течении в косом срезе суживающейся рабочей решетки (см. § 2-5 и 2-6), давление р{ перед ней не меняется и, следовательно, .реакция ступени с увеличением Ло растет.
3) Влияние изменения числа Рейнольдса на степень реакции р. При перемещении процесса расширения пара в ступени в область иных давлений, а также при исследовании моделей ступеней в экспериментальных турбинах числа Рейнольдса в решетках ступени меняются. Поскольку для ступени можно говорить о нескольких числах Re, определяющих влияние вязкости на обтекание сопловых и рабочих решеток, то для всей ступени принято фиктивное число
Ееф = —, подсчитываемое по фиктивной скорости сф, хорде профиля сопловой лопатки на среднем диаметре и вязкости пара за ступенью.
Коэффициенты расхода для решеток зависят от чисел Rei и Re?, подсчитываемых по хордам решеток, скоростям Си и w2t и вязкости за решетками (см. §2-6).
При изменении числа Re$ одновременно и практически во столько же раз меняются числа Rei и Re2. По (2-64) и табл. 2-3 можно записать:
= 1 — ^jRej т и р.2 = 1 — £2Re2 ",
Изменение расхода пара через ступень
Рассмотрим, как будет меняться расход пара через ступень при неизменных параметрах пара перед сопловой решеткой
р0 = const и t0 = const.
1. Влияние отношения скоростей и/Сф на расход пара при ест = const. Этот случай характерен для турбин с переменной частотой вращения. С увеличением и/Сф, достигаемым за счет увеличения п, реакция в ступени возрастает и тем самым повышается давление пара pi/po за сопловой решеткой. Если pi/po>E*, т. е. если .истечение из сопловой решетки докритическое, то при этом расход пара через решетку и тем самым через ступень будет уменьшаться. С уменьшением и/Сф, наоборот, давление щ понижается и расход пара через ступень будет возрастать до тех пор, пока pi/po>E*, после чего расход остается неизменным. На рис. 7-11 показано изменение расхода пара через ступень для нескольких расчетных значений еСт и ро. Отметим, что при больших протечках в ступени и изменении и/Сф реакция и, следовательно, расход пара меняются в меньшей степени, чем по кривым рис. 7-11, построенным по (7-21). В частности, в ступенях с парциальным подводом из-за пе-ретечки пара через каналы рабочей решетки, куда из сопловой решетки не поступает активный пар, реакция, выбираемая небольшой (см. § 4-2), меняется незначительно, и можно принять, что практически не меняется и расход пара при ЕСт = const и и/Сф=чаг.
2. Влияние отношения давлений ест н а расход и ар а. В этом случае уменьшение отношения давлений Ест = Рг/ро за счет понижения давления р2 за ступенью ведет к соответствующему понижению давления пара pi за сопловой решеткой до тех пор, пока относительная скорость выхода пара из рабочей решетки ш2< не достигнет критической. При
где ki и k2 — постоянные для сопловой и рабочей решеток соответственно; т и п— постоянные, зависящие от режима пограничного слоя. Если считать, что для ступени число Реф изменилось в у раз, то в у раз изменятся Rei и Re2.
Если при выводе формулы принять, что
®И + (1—р), и пренебречь за малостью (1—р)2, то после простых преобразований при т=п, т. е. одинаковом режиме пограничного слоя в обеих решетках, получим:
Рч/р-2 Г f Re т 1
-- - - = 1 — (Н — Кг) БГ ) — 1 • (7-22)
р-ю/р-го 4 r' J \Re0J J 7
Поскольку обычно р.1 > р.2 ив зависимости от режи-1 1
ма пограничного слоя т = -4- -у , то с ^уменьшением
Рис. 7-11. Изменение расхода пара через ступень в зависимости от ц/сф при ро—const, Z0=const, р2=const (е=ра/ро = const)
/ —8ст=0,4; Ро—0,2, т. е Eio=Pi/po-0,52; 2 —8ст~0,55;.
т, е. 8ю=0.595; 3 — ест“0,8; Ро-0,1, т, е. Ею—0,818.
числа Реф отношение щ/цг увеличивается и, следовательно, согласно формуле (7-16) увеличивается скорость w2t, что означает увеличение степени реакции.
1
1-(1-р0
218
Рис. 7-12. Изменение расхода пара через ступень в зависимости от отношения давлении Е=рг/ро при = const, F0=const if /i=const.
------- — p=«Po=0=const;----------Po=O; — ----------po=0,2.
докритическом режиме истечения из сопловой решетки расход пара через ступень будет возрастать.
Зависимость расхода пара через ступень от конечного давления сходна с зависимостью расхода пара через решетку, 'представленной на рис. 7-2.
Если рассмотреть, например, активную ступень дри p=0=const, что практически близко к ступени с парциальным подводом, то эти кривые будут совпадать (см. сплошную линию на рис. 7-12). 'В то же время, если при тех же расчетных значениях р0 принять, что р = = f(u/c$, 8ст), то кривая G/Go=f (Рг/Ро) для ступени уже не будет совпадать с зависимостью G/GG=f (pilpo) для решетки. При п= — const эта зависимость представлена пунктирной и штрихпуиктирной линиями на 7-12. Очевидно, что при 8ст> (ест)о, когда влияние 8ст на р незначительно, реакция будет увеличиваться за счет роста и/сф и расход пара G/Go окажется меньше, чем при р=ро= = 0 = COnst. Если 8ст<С(8ст)о, ТО НЭОборОТ, реакция будет уменьшаться и расход пара будет больше, чем при р=0— const. В связи с этим из-за р<0 при 8ст<(ест)о критический расход будет достигнут при 81*>е* (пунктирная кривая на рис. 7-12). Если при (ест)о степень реакции положительна, то можно ожидать, что критический расход в одной из решеток будет достигнут при р>0, хотя и при рСро- Тогда, очевидно, этому режиму будет соответствовать 8i*<8* (штрихпунктирная линия на рис. 7-12).
Влияние отношения давления на расход пара было выше рассмотрено чисто качественно. Детальный расчет ступени, рассматриваемый в § 7-3, позволяет найти новый расход пара при изменении параметров пара перед ступенью, давления за ней, а также частоты вращения.
Однако в ряде случаев зависимость между параметрами пара ро, t0 и рг, частотой ираще-
ния п и расходом пара через ступень G можно найти более простым путем.
Если в двух рассматриваемых режимах скорость пара в сопловой решетке остается критической, то расход пара через ступень можно определить согласно (7-4) по формуле
-£*-=-£2-1/ (7.23)
О*о Poo » I о ' 7
Для влажного пара необходимо учесть изменение начальной степени сухости, т. е.
б» __ До 6^.0 Доо
(7-24)
Строго говоря, параметры пара перед ступенью должны быть взяты с учетом начальной скорости, т. е. как параметры торможения. Однако во многих расчетах вполне допустимо в (7-23) и (7-24) не учитывать разницы между ро и ро и т. д.
Если в рассмотренных режимах критическая скорость возникла не .в сопловой, а в рабочей решетке, то указанная пропорциональность между начальными давлениями и расходами через ступень или труппу ступеней также будет справедлива.
Действительно, при критических скоростях в рабочей решетке расход пара будет пропорционален давлению торможения в относительном движении перед рабочими лопатками, т. е. р\ (см. рис. 3-3). Чтобы давление перед ступенью было пропорционально расходу, необходима пропорциональность расходу давления за сопловой решеткой pi, следовательно, давления pi и р\ должны измениться во столько раз, во сколько изменится пропуск пара. Таким образом, отношение давлений pjp'i останется неизменным, а значит, не изменится теплоперепад w2j/2, где Wi—относительная скорость входа, используемая в рабочей решетке. Скорость Wi будет в свою очередь постоянной при неизменном теплоперепаде в сопловой решетке, что соответствует pjpo—const. Последнее имеет место при пропорциональности pt и Ро расходу пара. Эти рассуждения справедливы при неизменности температур; ъ ином случае все давления р0, p'i м pi следует умножить на УТН0В1Т.
Во многих случаях (см. § 7-6) приближенно можно считать, что температуры пара в промежуточных ступенях сохраняются неизменными при изменении пропуска пара, т. е. принять T^const. Тогда уравнение (7-23) упрощается:
(7-25) 0*0 Роо
Следовательно, при изменении расхода пара до тех пор, пока сохраняются критические скорости пара, давление в ступени прямо пропорционально расходу.
219
Если скорости пара в ступенях турбины меньше критических, то связь между давлениями и расходом пара может быть найдена на основании следующих соображений [Л. 30].
Запишем уравнение неразрывности для выходного сечения сопловой решетки
С = (7-26)
и преобразуем его к виду
G= Р1Л
V2t Vtf Г
(7-27)
Выражение в квадратных скобках представляет собой расход пара через сопловую решетку, располагаемый теплоперепад которой равен ho, а давление за ней равно давлению за ступенью р2.
Этот расход может быть найден с помощью формулы (7-5) — (е-чео)г «-е” >
которую преобразуем к виду
?2(1 -s^) = £2o-S2-r^_(£o_£)E; (7-28)
здесь q — относительный расход папа через ре-
шетку; sCT£0 и е0 = р01/р00 —
Доо Ро^Роо '
относительные давления в ступени, выраженные в долях от расчетного начального давления пара р00.
Тогда расход пара через ступень запишется как
°=ча^/1 - рр.,о =
Если для -нового режима принять степень реакции р = р0+Ар, то отношение .расходов пара выразится следующим образом:
(Д 201 /22В1) - ° (Д»1 -/Д-)2 ч z
Go У \Р2оо— Р22о)—О (Роо — Дао)2^ х/1-г^ (7-30)
где а=—£—. Для перегретого пара е# =0,546 и о= 1,2.
Здесь принято, что — 1 и рДрчо = 1,
Щг/, Ы1/)о
что выполняется с большой степенью точности.
Выражение р-—^~> входящее в эту формулу,
может быть определено по формулам (7-20) и (7-21).
Если поедположить, что 1, то фоо-
1 1 — ро ' 1 г
мула (7-30) принимает вид:
Пренебрегая в числителе и знаменателе о(ро—р2)2 по сравнению с р20—р\, можно упростить формулу (7-31):
G___р201 _р221 г доо
Go У Р20О ---- Д220 У T'ol
или, пренебрегая влиянием изменения температуры,
(7-32)
начальной
(7-33)
Погрешность замены формулы (7-31) выражением (7-32) тем меньше, чем больше отношение давлений в ступени.
7-2. КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ СТУПЕНИ ПРИ ИЗМЕНЕНИИ РЕЖИМА ЕЕ РАБОТЫ
Изменение режима работы ступени влияет на ее экономичность. Это влияние зависит от расчетных параметров ступени, т. е. отношения скоростей (н/Сф)о, реакции р0 и отношения давлений (ест)о, определяющих в данных условиях скорости АД и М2, от подбора решеток, и других геометрических и конструктивных характеристик ступени.
Если ступень проектировалась так, чтобы в расчетных условиях обеспечить максимально возможный к. п. д. т]о?> то, естественно, что изменение режима должно привести к снижению к. п. д. Однако по условиям технико-экономической оптимизации и унификации, требованиям малого изменения к. п. д. .в широком диапазоне нагрузок ступень может проектироваться и на условия, не соответствующие наивысшему к. и. д. В этом случае отклонения от расчетного режима могут привести и к повышению экономичности.
Представим относительный внутренний к. и. д. т)ог ступени (при хп с = 0) через отдельные потери, отнесенные к располагаемому теп-лоперепаду ступени ho:
hhlQ &hp Д^В.С ^^тр Д/iy h0 ho ho ho ho
А^парц
h0
!p — ^b.c — Ep —
Sy — Snapij — Чвл-
(7-34)
Как и в предыдущем параграфе, рассмотрим раздельно влияние отношения скоростей и/Сф, отношения давлений вСт и числа Рейнольдса.
220
1. Влияние отношения скоростей w/Сф на к. п. д. с т у п е н и т]Ог.
Изменение отношения 'скоростей ц/Сф при е = const, например, при постоянном теплопере-паде и переменной частоте вращения, сказывается на к. п. д. ступени вследствие:
а) изменения потери с выходной скоростью за счет изменения угла аг и, следовательно, величины с2. Если ступень спроектирована на аго=90°, то как уменьшение, так и увеличение u/c^ в равной мере скажется на Айв.с. Однако часто, особенно при небольшой мощ-
Рис. 7-13. Зависимость отдельных составляющих потерь и относительного лопаточного к. п. д. ступени Но.л от изменения отношения скоростей и/с$ при ECT = const. а — активная ступень с Ро—0,05; б — реактивная ступень с Ро=0,5.
--------опыт; ------- расчет.
ности, ступени проектируются на угол аго<9О°, что объясняется уменьшением оптимального отношения скоростей за счет дополнительных потерь (см. гл. 4) и упрощением при этом конструкции турбины. В этом случае понижение и/сф скажется на Айв.с больше, чем такое же увеличение и/с$ (рис. 7-13). Изменение же Айв.с вызовет соответствующее изменение т]Ог в зависимости от £в,с. Относительная потеря с выходной скоростью gB.c (кроме ступеней низкого давления) примерно равна:
(sB.c)o~<P2sin2ai(l—оо) (7-35)
и, следовательно, меньше при малых значениях угла щ и большей расчетной степени реакции ро;
б) изменения угла входа в рабочую решетку Pi (рис. 7-5) и влияния его на потери в рабочей решетке (см. § 2-4). Потери £р в активной ступени будут меняться в большей мере, чем в реактивной. Эго объясняется, во-первых, разным влиянием изменения a/сф на р (см. рис. 7-8) и, во-вторых, большим влиянием изменения угла pi при малых углах рю, присущих активным ступеням. Особенно велико влияние уменьшения угла pi на £р в ступени с короткими лопатками из-за существенного увеличения концевых потерь в рабочей решетке.
Кроме того, изменение a/Сф вызывает соответствующее изменение конфузорности течения в рабочих решетках. При Рю<90° уменьшение a/сф приводит к снижению реакции и уменьшению конфузорности. При р<0 поток в рабочей решетке становится диффузорным, что особенно неблагоприятно. Вследствие этих причин уменьшение н/Сф в большей мере, чем увеличение ujc^, сказывается на потере £р, которая при этом возрастает. С увеличением ц/Сф потеря gp может даже сократиться;
в) изменения потерь в сопловой решетке за счет изменения теплоперепада ее йОс = = (1—р)йо. Чем больше ufc^, тем больше р и, следовательно, меньше йОс. В некоторых случаях, зависящих от типа сопловой решетки и числа Mi, изменение Mi вследствие изменения йОс может повлиять на £с;
г) изменения потерь трения диска |тр, про-пропорциональных (u/c$)3 (см. § 4-1);
д) изменения потерь от утечек £у, косвенно зависящих через реакцию от ufc§. В ступенях активного типа увеличение реакции, вызванное увеличением ujc^, происходит, как отмечалось в § 7-1, в случае, если рю<90°. При этом в ступенях относительно небольшой высоты будет возрастать утечка над рабочими лопатками. В ступенях умеренной и большой весрности, наоборот, у периферии угол [Зю>90° и увеличение w/Сф или почти не скажется на реакции у периферии, или даже приведет к некоторому ее снижению;
221
д) изменения потерь, связанных с парциальным подводом пара. Эти потери зависят от и/Сф (см. § 4-2), увеличиваясь с ростом отношения скоростей;
ж) изменения потерь от влажности. Как было показано в § 4-5, эти потери возрастают с ростом отношения ufc$, вызванным увеличением частоты вращения.
На рис. 7-13 даны примеры расчетного определения изменения отдельных составляющих потерь и относительного лопаточного к. п. д. двух видов ступеней — активного и реактивного типа. Расчет показал удовлетворительное совпадение с опытными данными.
Как приведенный выше анализ влияния w/Сф на т]Ог, так и результаты расчетов и опытов показывают, что при прочих равных условиях и изменении отношения скоростей н/Сф к. п. д. реактивных ступеней меняется меньше, чем активных.
2. Влияние отношения давлений ест на к. п. д. ступени т]Ог- При неизменном отношении скоростей ufc^—const (например, при одновременном увеличении теплоперепада и частоты вращения) изменение отношения давлений в ступени е = р2/р0 вызывает изменение относительного внутреннего к. п. д. ступени г]ог. Причинами этого являются:
а) изменение потерь при обтекании решеток в зависимости от чисел Mi и М2- Особенно ощутимо это изменение, если из докритическо-го режим течения в одной из решеток переходит в критический, и наоборот. Критический режим течения в рабочей решетке встречается обычно лишь в ступенях большой веер-ности — последних ступенях конденсационных турбин, переменный режим которых разбирается отдельно в § 7-4. В других же ступенях влияние £ст в основном сказывается на потерях в сопловой решетке. В ступенях активного типа влияние потерь в сопловой решетке на к. п. д. существенно больше влияния потерь в рабочей решетке, ввиду того что c2it^>wht-
Рис. 7-14. Влияние числа Рейнольдса на к. и. ной ступени.
/ — ступень е Рв=0,15 и ест=р2/Ро=О,6: 2 — ступень «ет=0,75; 3 — ступень е ре=0 и ест=0,8.
д. турбин-
с р«=0,15 и
В связи с этим практически влияние Mi на определяет и изменение к. п. д. ступени;
б) изменение реакции ступени и вследствие этого перераспределение теплоперепадов между решетками, изменение угла [31, потерь от утечек и т. д. Как указывалось выше, влияние этого фактора практически ощутимо при больших теплоперепадах и больше в активных ступенях, нежели в реактивных.
В различных ступенях изменение ест по-разному сказывается на к. п. д. цог-. В первую очередь это определяется подбором решеток в ступени. В связи с этим некоторые ступени специально проектируются на повышенные теплоперепады.
3. Влияние числа Рейнольдса на к. п. д. ступени т]оь Влияние числа Рейнольдса сказывается на режиме течения в сопловой и рабочей решетках, а следовательно, и на к. п. д. ступени. В общем случае с уменьшением числа Рейнольдса Кеф и соответственно уменьшением чисел Rci и Re2 к. п. д. ступени снижается. Однако практически влияние чисел Re обнаруживается при Re< (14-5)*105. Влияние числа Рейнольдса на потери зависит от режима пограничного слоя, шероховатости обтекаемой поверхности решеток, наличия или отсутствия отрыва. В сильно конфузорном потоке, характерном для больших чисел М, влияние числа Re оказывается меньшим, чем в потоке с малыми скоростями (см. § 2-4). На кривых рис. 7-14 показцйы некоторые экспериментальные зависимости относительного внутреннего к. п. д. т]01- от числа Леф.
Дополнительные потери в ступени также зависят от числа Re<jj. В первую очередь это относится к потерям от трения диска, поскольку коэффициент трения главным образом и определяется числом Рейнольдса (см. § 4-1). В какой-то мерс зависят от числа Рейнольдса и потери от утечек, так как коэффициенты расхода в зазорах также зависят от соответствующего числа Re [Л. 10, 17].
Обычно при проектировании и отработке серии ступеней строятся графики зависимости относительного лопаточного к. п. д. т]0.л от u/c$ и поправок к нему, учитывающих, в частности, влияние отношения давлений еСт. На рис. 7-15 показаны такие графики. Они построены для ступеней активного типа МЭИ-КТЗ, и ими можно пользоваться при определенных геометрических и конструктивных характеристиках ступени. В частности, кривые на рис. 7-15 относятся к серии комбинаций из решеток МЭИ. Кривые к. п. д. на рис. 7-15 построены для определенного отношения давлений (ест)о=0,65ч-0,75. При отклонении еСт от (Бст)о следует вводить поправки.
Кривые на рис. 7-15, как и другие аналогичные кривые, построены по данным ис
222
пытаний в экспериментальных турбинах при Бет = const и n = var. Если использовать их для постоянной частоты вращения, то зависимость будет различной для каждого значения окружной скорости. Пример такого перестроения показан на рис. 7-16.
Для ступеней умеренной веерности, выполняемых с рабочими лопатками переменного по высоте профиля, кривые 'К. п. д. приведены на рис. 7-17.
На рис. 7-18 приведены зависимости относительного лопаточного к. п. д. от и/Сф для серии двухвенечных ступеней скорости, раз-
Рис. 7-15. К. .п. д. ступени д0.л в зависимости от отношения скоростей (по опытам) для ступеней с разной высотой лопаток.
Рис. 7-18. Зависимость относительного лопаточного к. п. д. До.л от отношения скоростей и/Сф для двухв=-нечной ступени скорости.
Рис. 7-16. Пример перестроения кривых К. П. Д. Т]о.л = = /(п/сф, ёст) для неизменной частоты вращения п= = const.
Рис. 7-17. Зависимости относительного лопаточного к. п. д. т)о.л от отношения скоростей и/Сф для ступеней большой веерности с рабочими лопатками переменного по высоте профиля.
Рис. 7-19. Экспериментальные графики относительного внутреннего к. п. д. д07 и суммарной степени реакции Sp для двухвенечных ступеней скорости с различной степенью парциальности e=var.
223
работанных МЭИ. Геометрические характеристики этих ступеней представлены в § 4-6.
Пример опытной зависимости относительного внутреннего К. П. Д. р0г=Т]о.л—Ьр—ёпарц от м/Сф для двухвенечной ступени при различной иарциальности е иллюстрируется кривыми на рис. 7-19, которые в частности, подтверждают показанное в § 4-2 существенное влияние потерь при парциальном подводе на оптимальное отношение скоростей (и/Сф)Опт- В данном примере при .переходе от полного подвода пара е = 1 к парциальному с е = 0,264 оптимальное отношение скоростей уменьшается с (н/сф)опт =0.30 до (н/сф)опт = 0,25. Одновременно при этих режимах суммарная степень реакции уменьшается с Ер = 0,16 до Ер = 0,03.
7-3. ДЕТАЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ПЕРЕМЕННОГО РЕЖИМА РАБОТЫ СТУПЕНИ
В предыдущих параграфах этой главы рассматривалась работа ступени при заданном значении теплоперепада /г0, причем некоторые характеристики ступени определялись только качественно. Выведенные расчетные формулы, например, для вычисления изменения реакции от п/Сф применимы только для докритических режимов в решетках ступени.
Часто приходится рассматривать работу турбинной ступени при изменившемся расходе пара через турбину, когда параметры до и после ступени неизвестны. В таком случае задача осложняется, так как изменение расхода пара сопровождается изменением параметров, которые в свою очередь определяют изменение режима ступени.
Решение может быть найдено методом последовательного приближения, причем задача упрощается, если расчет ведется не от начальных параметров, а от конечного состояния при выходе из ступени. Особенно рационален расчет ступени от конечного состояния пара при сверхзвуковых скоростях потока. При критическом режиме расчет ступени от начального состояния пара требует намного большего числа приближений. В то же время, как будет показано ниже в § 7-5, относительно нетрудно найти давление пара за ступенью при новом режиме работы турбины, а энтальпию пара за ступенью оценить, задавшись к. п. д. группы ступеней, что можно сделать достаточно точно.
Покажем, как проводится расчет ступени от заданного конечного состояния пара, причем в этом параграфе речь идет о расчете по среднему диаметру ступени.
Таким образом, заданными являются параметры пара за ступенью р2 и i2, расход пара G и частота вращения п. Кроме того, должны быть известны или все геометрические характеристики ступени: решетки, их размеры, зазо-224
Рис. 7-20. К расчету переменного режима работы ступени от конечного состояния.
а — процесс расширения пара в iS-диаграмме; б— треугольники скоростей.
ры и т. д., или полные данные расчетного режима работы ступени, которые отмечены ниже индексом 0, и некоторые геометрические характеристики.
Расчет как переменного, так и основного режима работы ступени проводится с помощью iS-диаграммы. Предположив, что состояние пара при выходе из ступени соответствует точке Л в zS-диаграмме (рис. 7-20,а), оценим сумму потерь в ступени, дающих разность Ло.л—Рои Следует отметить, что точность такой оценки может быть не слишком большой, так как конечная точка процесса (энтальпия г2) принята ориентировочно, а величину дополнительных потерь, необходимую для вычисления внутренней мощности ступени и относительного внутреннего к. п. д., придется позднее уточнять.
Дополнительные потери можно приближенно оценить но формулам:
ДАпарц -р ДЙтр —— (ДАпарц ~ДДтр)о I » I
V 7Zo j i
ДЛУ = (ДЛУ).^-; }
Дйв.1=(ДМ.4 v-- !
Of Z/20 J
(7-36)
Далее предварительно оцениваем потерю с выходной скоростью ДЛв.с и находим точку В, характеризующую состояние пара непосредственно за рабочими лопатками.
При новом режиме течение пара в рабочей решетке может быть как до-, так и сверхкритическим. Вначале следует определить, к какому из этих двух случаев принадлежит рассматриваемый режим. При этом следует иметь в виду, что при изменении режима турбины состояние пара в ступенях обычно изменяется по линиям, достаточно близким к постоянной энтальпии, т. е. к линиям i = const и pv=const. Следовательно, скорость звука в сечениях ступени мало меняется при изменении ее режима:
а = \k pt.v2 == const или
^2=-^.
(7-37)
С другой стороны, при достижении критического расхода можно написать:
/ G \ __ а _____ а
(О/Л). •
Подставляя полученное выражение для удельного объема в формулу (7-37), находим давление р2*, которое отвечает критическому истечению при новом расходе пара:
___/ G \ а
(7-38)
Если это давление меньше, чем р2, то в выходном сечении F2 установится давление р2 и течение пара в каналах рабочей решетки произойдет с дозвуковыми скоростями, причем удовлетворяется уравнение неразрывности:
Cvzt 1 \ G Vzt
l&2t — —(Wa/)e 77----7-г—•
Р‘2^' 2 Go (t>2f)o
(7-39)
Если же давление р2* оказалось больше, чем рг, то это показывает, что новый расход может протекать через сечение F2 только со звуковой скоростью при давлении р2* в выходном (минимальном) сечении. Понижение давления от р2* до р2 в этом случае происходит в косом срезе рабочей решетки и сопровождается отклонением потока пара.
Найдя относительную скорость выхода пара из рабочей решетки и угол отклонения потока в косом срезе, построив выходной треугольник скоростей, определяют абсолютную скорость выхода пара с2, после чего производят проверку принятой вначале по оценке потери с выходной скоростью &hB_c = c22/2. В случае значительного расхождения Дйв.с с первоначально принятой величиной следует сместить точку В соответственно полученной из расчета потере с выходной скоростью.
При критическом режиме течения в рабочей решетке, т. е. при р2<р2*, давление в выходном сечении (горле) ее находится подбором или следующим образом [JI. 30].
Воспользуемся выражением Gvzt
М —______G
с2 У kpiVzt Р-2^2 Кkpilvzt
Число М является фиктивным числом 714, так как для сверхзвукового потока подсчитывается по отношению скоростей в разных сечениях: условной скорости w2f в горле решетки (в действительности эту скорость надо определять из уравнения неразрывности по критическому удельному обьему ц2*) и скорости звука а2 в среде с параметрами за рабочей решеткой, которые в связи с дорасширением в косом 'срезе решетки иные, чем в горле.
По уравнению изоэнтропы
Рг*ук2*= pzv\t (7-41)
с учетом (7-40) получим: 2fe
Л# = АМ^‘. (7-42)
Таким образом, если М2<71, то давление пара в горле рабочей решетки равно давлению за ней р2 и нет необходимости дополнительно учитывать отклонение пара в косом срезе. При М2>1 сначала по (7-42) находится давление р2*. Затем вычисляется угол отклонения потока по (2-70а) подстановкой в эту формулу вместо угла Щд угла [32э и е = в*рг/Р2*.
Действительная скорость w2 подсчитывается по формуле
^2=1])^, (7-43)
где w2t определяется по (7-39), причем сначала в (7-39) подставляется удельный объем пара v2t не в точке С, а в точке В (рис.7-20,а).
В формулу (7-43) также сначала подставляется величина коэффициента скорости, взятая из основного расчета ступени, т. е. ф = фо-
При построении треугольников скорости (рис. 7-20,6) при необходимости следует учитывать отклонение потока в косом срезе и изменение окружной скорости и при переменной частоте вращения п.
Для следующего этапа расчета — определения давления щ перед рабочей решеткой — необходимо скачала задаться величиной относительной скорости входа в рабочую решетку Wi. Затем величина Wi проверяется построением входного треугольника.
Проще всего в первом приближении задаться величиной Wi = Wio, а при отсутствии основного расчета можно принять:
где |3ю берется по чертежу рабочей решетки.
15—326
225
Выбрав величину находим располагаемый теплоперепад рабочей решетки
hop = -^-(w\t — w2i)
и по rS-диаграмме (рис. 7-20,а) давление р\.
Вычислив потерю энергии в рабочей решетке
длР=-^(1-п
(7-44)
находим по ьЬ’-диаграмме состояние пара на входе в рабочую решетку — точку D.
Далее ведется расчет сопловой решетки аналогично расчету рабочей решетки.
Сначала находим фиктивное число Mi:
Мт = С . (7-45)
ai 1 V kpi/v-it
Если Mi^ 1 (рассматриваются суживающиеся сопловые решетки), то’отклонения потока в косом срезе нет. Определяется теоретическая скорость выхода из сопловой решетки
с'< = 077^'
Здесь в первОхМ приближении подставляется величина vy по состоянию пара не в точке Е, а в точке D.
Скорость Ci вычисляется по формуле
С1 = (рС1/, где в первом приближении принимается <р=<р,э.
Если Mi>.l, то сначала определяется давление в горле сопловой решетки
A* = PiM*+I (7-47)
и подсчитывается по (2-70а) отклонение потока в косом срезе сопловой решетки. Для этого в (2-70а) подставляется отношение давлений
s = B*pi/pi*.
Из построения входного треугольника скоростей (рис. 7-20,6) по скорости Ci, углу СЦэ+б и окружной скорости, определенной по новому значению п, находится величина скорости Wi и угол pi.
Полученное значение Wi сравнивается с выбранным и в случае расхождения весь расчет, начиная с определения hOp и pt, повторяется заново. В этом расчете имеет смысл ввести некоторые уточнения, а именно по характеристикам решетки найти новое значение коэффициента скорости ф с учетом изменения угла входа pi и числа Mzt, а также в соответствующие уравнения неразрывности подставить удельные объемы пара при изоэнтропийном расширении, т. с. в точке С.
По уточненному значению давления повторяется расчет скорости Сц и т. д. Обычно двух, в крайнем случае трех приближений вполне достаточно.
Определив потерю в сопловой решетке-ДЛс = —у-(1 — <р2), находим точку в конце изоэнтропийного процесса расширения. Отсюда легко определяются параметры торможения перед ступенью (точка N на iS-диаграмме) и располагаемый теплоперепад ступени ho. Для определения угла входа в сопловую решетку ао необходимо провести расчет предшествующей ступени.
Коэффициент скорости уточняется с учетом числа Мп и нового угла входа. После этих уточнений определяется степень реакции р:
Р = 4^. (7-48}
ВЫЧИСЛЯЮТСЯ потери |тр + £парц+£вл + £у И ПО (7-34) относительный внутренний к. п. д. ступени т]ог. Внутренняя мощность ступени подсчитывается по формуле
Л = 6й0т]0/. (7-49)
Обычно детальный расчет ступени от конечного состояния производится на ЭВМ, для чего кроме рассмотренной выше методики необходимо иметь аналитические или табулированные зависимости коэффициентов скорости от углов входа и чисел М.
7-4. ПОСЛЕДНИЕ СТУПЕНИ КОНДЕНСАЦИОННЫХ ТУРБИН ПРИ ИЗМЕНЕНИИ ОБЪЕМНОГО ПРОПУСКА ПАРА
Последние ступени конденсационных паровых турбин с точки зрения переменного режима работы находятся в особых условиях. С одной стороны, давление пара р2 за этими ступенями, определяемое давлением в конденсаторе рк, зависит от -многих факторов: расхода пара, температуры и расхода охлаждающей воды, загрязнения трубок конденсатора и т. д. Другой важной особенностью последней ступени, рассмотренной в § 3-5, является максимальная из всех ступеней турбины веерность и в связи с этим наибольшее расхождение в параметрах потока в корневой и периферийной зонах, наибольшее изменение по высоте профилей рабочих лопаток.
Эти особенности последней ступени требуют специального рассмотрения переменного режима ее работы.
Сначала, как и в предыдущих параграфах этой главы, рассмотрим процесс расширения пара для среднего диаметра ступени, не затрагивая пока изменения параметров по радиусу. Предполагаем, что при изменении давления отработавшего пара расход его сохраняется неизменным.
Вначале проанализируем с качественной точки зрения изменения, которые будут проис
225
ходить в ступени при изменении давления на выходе из нее.
Если в решетках последней ступени не возникает критической скорости, то изменение давления за ступенью будет отражаться также и на давлении перед ступенью. Начиная с режима, когда при понижении давления в одной из решеток последней ступени будет достигнута скорость звука, дальнейшее понижение давления отработавшего пара не будет влиять на давления и скорости пара во всех решетках, расположенных вверх по потоку от этого критического сечения.
На рис. 7-21,а показаны треугольники скоростей последней ступени при различном давлении отработавшего пара. Звездочкой отмечена критическая относительная скорость выхода W2* из рабочей решетки. При повышении противодавления уменьшаются не только скорости при выходе из ступени, но и скорости пара при выходе из сопловой решетки. Треугольники скоростей, отвечающие этому случаю, име
ют индекс 1. При понижении противодавления ниже критического треугольник входа остается неизменным, а скорость w2 начинает превышать критическую за счет расширения пара в косом срезе рабочей решетки. Это сопровождается отклонением потока пара в косом срезе. По мере понижения противодавления можно достигнуть предельного расширения в косом срезе, после чего последующее расширение будет происходить за ступенью турбины, при этом прекращается увеличение проекции w2 cos (32 с понижением давления pz, а следовательно, прекращается также и увеличение мощности последней ступени.
Если при изменении давления р2 критическая скорость сначала возникает в выходном сечении сопловой решетки, то здесь расширение будет также происходить в косом срезе и сопровождаться отклонением струи пара. После достижения критической скорости w2« в выходном сечении рабочей решетки дальнейшее понижение давления за ступенью не вызо
б)
Рис. 7-21. Треугольники скоростей последней ступени при изменении давления на выходе из ступени.
а — критическая скорость возникает только в выхоцнем сечении рабочей решетки- б — критическая скорость возникает сначала в сопловой, а затем в рабочей решетках
15*
227
вет изменения давления в зазоре между сопловой и рабочей решетками и будет влиять на скорость выхода из рабочей решетки. Этому случаю отвечают треугольники рис. 7-21,6, причем скорости Ci, wi? w2, с2 отвечают тому давлению, при котором скорость w2 достигла критической, скорости щ2, w12, w22, с22 соответствуют достижению критической скорости при выходе из сопловой решетки; наконец, треугольники с индексами 1 изображают скорости при докритическом протекании пара, а треугольники с векторами с^, Wu, w2i, c2i отвечают предельному расширению в косом срезе рабочих решеток.
Очевидно, что при понижении давления за ступенью и иеизменном расходе пара усилие /?«, передаваемое на лопатки ступени, возрастает лишь до тех пор, пока растет сумма проекций скоростей:
Ci cos cti + с2 cos а2= Wi cos Pi + w2 cos |32.
После того как исчерпается возможность расширения в косом срезе рабочей решетки, дальнейшее понижение р2 будет вызывать лишь увеличение осевой составляющей Ra, в то время как Ru, а следовательно, и мощность ступени будут сохраняться неизменными.
Таким образом, при заданном расходе пара каждая ступень при понижении противодавления способна увеличивать мощность не беспредельно, а только до вполне определенного уровня.
Представленные на рис. 7-21 треугольники скоростей последней ступени, построенные для G=const и p2=var, могут в равной мере относиться и к изменению расхода пара G=var и к одновременному изменению G и конечного давления р2, т. е. в общем случае к изменению объемного пропуска пара Gz?2=var *.
'Скорость w2t, с определения которой начинается расчет переменного режима работы ступени (см. § 7-3), увеличивается с ростом объемного расхода.
Рассмотрим теперь, как будет меняться эта скорость по высоте рабочей лопатки при изменении Gv2. Как было показано в § 3-5 (см., например, рис. 3-17), обычно в ступенях большой веерности скорость w2t у корня существенно меньше, чем у периферии. В ступенях, рассчитанных на умеренные значения с2, относительная скорость выхода из рабочей решетки в прикорневой зоне w2t<a2, а у периферии w2i>a2. В сильно нагруженных ступенях при расчетном режиме относительные скорости на выходе из рабочей решетки по всей вы-
* Различные при этом числа Рейнольдса и степени влажности могут учитываться отдельно, например с помощью поправочных коэффициентов.
228
Рис. 7-22. Изменение некоторых параметров потока в последней ступени турбины с с?//=2,5 при G=const и p2=var.
а — скорость M2f=да2г/а2; б — давление пара за сопловой решеткой pi; в—угол входа в рабочую решетку ₽.i.
/ — режим Gv21(.Gv2)0= 1,0; 2 — GY'2/(G<?2)0=I,l; 3 — Gw2/(Gt>2)o=o,8; 4— Gt>2/(Gv2)o=O,G.
соте превышают критические. В последнем случае увеличение Gv2 и, следовательно, увеличение скорости w2i не приведет к изменению скоростей и углов потока на входе в рабочую решетку, так же как и на входе в ступень (см. па рис. 7-22 кривые для режима Gg2/(Gg2)o= 1,1).
Таким образом, изменение режима в этом случае скажется только на обтекании косого среза рабочей решетки. Поскольку расход пара определяется параметрами потока в минимальном (горловом) сечении, а эти параметры при щ2;>ц2 не будут меняться, то, следовательно, распределение расхода по высоте ступени также не изменится.
Если же Gv2 уменьшится, то уменьшатся скорости w2t по .всей высоте ступени. Так как наименьшие значения скорости <^2i соответствуют корневой зоне, то именно в этой зоне обтекание рабочей решетки раньше, чем в других сечениях по высоте, будет происходить с дозвуковыми скоростями zg2/<cz2. В этой зоне произойдет изменение давления перед рабочей решеткой (см. на рис. 7-22 кривые для режимов Gu2/(Gg2)0<0,8) . При этом, очевидно, изменится градиент давления по радиусу dp^dr за сопловой решеткой. Этот градиент давления dpddr согласно анализу, проведенному в § 3-3, определяется углом выхода потока из сопловой решетки, который останется почти тем же, и изменением наклона (угла -v) и формы меридиональных линий тока
/ д , . д ,
Рис. 7-23. Меридиональные линии тока в последней ступени с при
Gu2/(Gu2)o=O,5.
Рис. 7-24. Распределение удельного расхода пара по высоте за последней ступенью с с?//=2,8 при различных значениях объемного расхода пара Gu2/(Gu2)0.
Изменение dpddr по сравнению с расчетным режимом возможно при соответствующем изменении меридиональных линий тока в корневой зоне, а вслед за этим и в других расположенных выше участках ступени. Меридиональные линии тока в рабочей решетке будут отклоняться от оси ступени (рис. 7-23). Поскольку для корневой зоны при w2i<a2 будут меняться Ci и wif то также будут меняться условия обтекания рабочей решетки. К тому же в корневой зоне каналы рабочей решетки имеют наименьшую копфузорность (из-за наименьшей реакции рк) и наибольший поворот потока Др =180—(pi + ргэ). При нерасчетных углах входа (31 (рис. 7-22,в) коэффициент расхода ц2 этой части рабочей решетки будет уменьшаться. Вследствие этого поток пара, выходящий из сопловой решетки, будет стремиться в верхние участки рабочего колеса, где из-за большей конфузорности и меньшей чувствительности сечений рабочей решетки к изменению угла входа условия обтекания более благоприятны.
Все это приводит к -перераспределению расходов пара по высоте, увеличению удельного расхода в периферийной части и сокращению его в корневой, что подтверждается опытными данными, полученными ВТИ на нескольких турбинах.
На рис. 7-24 для одной из ступеней с djl— = 2,8 для разных значений относительного объемного пропуска пара Gv2f(Gy2)0 показано распределение по высоте осевых составляющих выходных скоростей с2а. Поскольку удельный объем пара примерно постоянен по высоте, то изменение
TzdiLlz
одновременно характеризует изменение удельного расхода пара AG^/ndA/^
Чем меньше объемный пропуск пара через ступень, тем резче сказывается это перерас
пределение удельных расходов пара и при определенном режиме, Gy2/ (Gn2)o~O,8 на рис. 7-24, за ступенью скорость с2а, а значит, и.расход пара AG в корневой зоне становятся равными нулю, т. е. в корневой зоне из рабочей решетки пар не выходит. Происходит отрыв потока в радиальном направлении от корневого обвода рабочей решетки. С уменьшением Gv2 зона корневого отрыва, т. е. той части выходного сечения ступени, где нет выхода пара, увеличивается. Это отчетливо видно из рис. 7-24, построенного для широкого диапазона изменения объемного пропуска пара через ступень. Более того, чем меньше Gv2, тем выше по потоку начинается отрыв, а в отрывной зоне происходит обратное, сильно завихренное движение пара (рис. 7-25). При очень малых значениях Gv^Gv^o это обратное движение • может, как показали опыты ВТИ, даже проникнуть через последнюю ступень в предыдущие ступени.
Физически этот отрыв объясняется существенно диффузорным характером потока в этой зоне, когда кинетической энергии частиц пара в пограничном слое оказывается уже недостаточно для преодоления повышения давления (см. рис. 2-8).
Резкое изменение условий течения, начавшееся с корневой зоны, нарушает расчетную схему обтекания и во всей ступени. В периферийной зоне, где обычно каналы рабочих лопаток слабоконфузорны, а сама решетка весьма чувствительна к изменению режима, также обнаруживается вихревое движение пара. Это завихрение (по опытам ВТИ и ХПИ) начинается в зазоре ступени или даже (при крутом меридиональном обводе диа
а)
Рис. 7-25. Появление обратных течений в последних ступенях при малых объемных пропусках пара.
а — ступень натурной турбины с при Go2/(Go2)0«=0,14|
б — модельная ступень с d/Z=2,6: I—Gp2/(Gv2)o=O,54; Il — Gu2/(Go2)0=0,40; III — Go2/(Go2)o=0,28.
229
фрагмы) еще в сопловой решетке (рис. 7-25,а).
Очевидно, что такой сугубо нерасчетный характер течения пара в ступени, сопровождающийся вихревым движением, существенно -снижает экономичность ступени (рис. 7-26). С уменьшением Gv2 к. п. д. ступени резко падает и даже становится отрицательным. При этом -ступень уже не вырабатывает полезной мощности, а отнимает ее от других ступеней турбины. Согласно опытным данным, представленным на рис. 7-26, граница холостого хода, т. е. -r]oi = 0 и Рг = 0, соответствует режиму Gvzl (Gy2)o = O,53, когда располагаемый теплоперепад ступени еще довольно велик и составляет 7го==59 кДж/кг.
Отрыв потока в корневой зоне и вихревые движения -в корневом и периферийном участках ступени, как показали исследования не стационарны; они создают дополнительные пульсации потока, оказывающие существенное влияние па динамическую надежность рабочих лопаток. Экспериментально обнаружено, что с уменьшением Gv2, несмотря на значительное снижение изгибающих усилий R, действующих на рабочие лопатки последней ступени, динамические напряжения в них увеличиваются, что может вызвать поломки лопаток.
В связи с тем, что тенденция увеличения мощностей паровых турбин неизбежно приводит к росту относительной высоты лопаток l/d и тем самым к большей разнице по высоте в характеристиках потока и к большим напряжениям в лопатках, то еще при проектировании ступени нужно принять необходимые меры к обеспечению ее надежной работы.
'С одной стороны, желательно повышать вибрационную надежность рабочих лопаток, применяя соответствующие материалы для них, а также увеличивая кратность ближайшей
Рис. 7-26. Изменение к. л. д. -qoi и т]*ог=,Пог+ (о>а/сф)2, располагаемого теплоперепада и внутренней мощности Рг последней ступени с в зависимости от
объемного пропуска пара (получено по испытаниям натурной турбины).
резонансной зоны. Так, например, если рабочие лопатки последних ступеней турбин па п— = 50 с-1 при длине /2>800н-900 мм, как правило, имеют частоту первого тона тангенциальных колебаний ниже второй кратности, то желательно увеличить эту частоту так, чтобы она превышала вторую кратность.
В ряде случаев при эксплуатации турбины не разрешается длительное время работать при существенно пониженных значениях 6п2, а также при значительном ухудшении вакуума. Особенно неблагоприятен срыв вакуума, т. е. внезапное повышение давления рк, когда кратковременно, но существенно возрастают динамические напряжения в лопатках. Опыт эксплуатации ряда турбин показал, что при этом иногда происходят поломки лопаток последних ступеней.
Однако существуют и другие пути стабилизации режима работы последней ступени при пониженных объемных расходах пара:
1. Увеличение корневой реакции ступени. При этом, с одной стороны, ступень оказывается менее чувствительной к изменению режима (см. § 7-1); с другой стороны, увеличивается конфузорность корневой зоны рабочей решетки. Последнее в сочетании с увеличением расчетного входного угла рю снижает, как было показано в § 2-4, чувствительность обтекания решетки к изменению угла fh и других условий течения на входе.
2. Увеличение расчетного располагаемого теплоперепада ступени. Чем больше располагаемый теплоперепад ступени и, 'Следовательно, ее мощность, тем при меньшем значении Gvz/(Gt>2)o будет работать ступень при режиме холостого хода, крайне неблагоприятного с точки зрения неустановившихся процессов обтекания и динамических напряжений.
3. Распределение расходов пара по высоте ступени, обеспечивающее меньшую разницу в относительных скоростях выхода w2 при переходе от корневого сечения к периферийному. Для этого удельный расход пара от корня к периферии должен уменьшаться.
Следует отметить, что предлагаемые меры непосредственно или косвенно сказываются на экономичности ступени при расчетном режиме и, как правило, приводят к ее снижению. Это объясняется следующим:
а) увеличение теплоперепада обычно означает, что отношение скоростей в ступени меньше оптимального;
б) чем больше теплоперепад последней ступени, тем больше отношение удельных объемов пара за ней и за предпоследней ступенью (w2)z/(w2)z-i и, следовательно, тем больше разница в высотах рабочих лопаток этих ступеней. При большой разнице этих высот последнюю ступень приходится выполнять
230
с неблагоприятно крутым наклоном меридионального периферийного обвода;
в) распределение расходов пара по высоте лопатки, отклоняющееся от постоянства удельного расхода, как было показано в § 3-5, увеличивает интегральную величину потери с выходной скоростью, что в некоторых, особенно сильно нагруженных ступенях с 'большой величиной C2a=GW^ может заметно снизить экономичность всей турбипы;
г) увеличение степени реакции в корневом сечении ступени во многих случаях вследствие уменьшения угла поворота потока в корневой части рабочей решетки снижает моменты инерции и сопротивления профиля лопатки в этой зоне. Это, в свою очередь, требует увеличения хорды профиля, что приводит к уменьшению относительного шага решетки ниже оптимального значения и к увеличению концевых потерь.
Таким образом, выбор основных характеристик последней ступени, как было отмечено в § 3-5, должен проводиться, исходя из комплекса требований — обеспечения надежности, повышения экономичности при расчетном и нерасчетных режимах работы.
Отметим, что во всех случаях большое значение для оптимального проектирования последней ступени имеет профилирование сопловых и особенно рабочих лопаток, обеспечивающее не только минимальные потери, но и малую чувствительность решетки к изменениям режима обтекания. Этот вопрос рассматривался в § 2-4, 2-5 и 3-5.
Следует в заключение отметить, что сложная картина течения пара в последних ступенях при изменении объемного пропуска пара в этом параграфе описана упрощенно.
7-5. РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ДАВЛЕНИЙ
И ТЕПЛОПЕРЕПАДОВ В СТУПЕНЯХ ТУРБИНЫ ПРИ ИЗМЕНЕНИИ РЕЖИМА РАБОТЫ
Рассмотренный в § 7-3 метод расчета ступени от конечного состояния пара позволяет, следуя от ступени к ступени вверх по потоку пара, рассчитывать группу ступеней и определять давления и теплоперепады для каждой ступени.
При построении процесса от конечной ступени к ‘начальной часто оказывается, что конечное состояние пара в точке b на /S-диаграмме (рис. 7-27) принято по оценке неправильно в том смысле, что проведенный расчет приводит к параметрам, которые несовместимы с состоянием пара в начале процесса расширения. При дроссельном парораспределении конечная расчетная точка процесса а (рис. 7-27) должна попасть на уровень начальной энтальпии Iq.
Рис. 7-27. Процесс расширения пара для группы ступеней в iS-диаграмме.
При сопловом парораспределении конечная расчетная точка процесса нерегулируемых ступеней (состояние пара в камере регулирующей ступени) должна совпасть с возможным состоянием пара при выходе из регулирующей ступени. В случае несоответствия, которое, например, для турбины с дроссельным парораспределением показано на рис. 7-27 точкой а, следует найти использованный теплоперепад Hi между точками а и Ь, отложив его от уровня начальной энтальпии /0, найти в точке Ь' уточненное значение конечных параметров пара, после чего по этому новому уточненному состоянию произвести расчет при измененном режиме во втором приближении. Обычно второе приближение дает уже вполне удовлетворительное совпадение начальной точки процесса с начальной энтальпией при дроссельном парораспределении или с точкой конца процесса регулирующей ступени при сопловом парораспределении.
Рассмотренные способы расчета единичной ступени, а также группы ступеней при режимах, отличающихся от расчетного, весьма трудоемки и сегодня решаются с помощью ЭВМ. В то же время желательно найти более простые способы определения давлений и тепло-перепадов по ступеням турбипы при режимах, отличающихся от расчетного. Решение этой задачи существенно облегчит определение мощности, которую развивает турбина при изменившемся пропуске пара.
Рис. 7-28. Схема проточной части турбины.
231
На рис. 7-28 схематически показана проточная часть турбины произвольной конструкции. Допустим, что для расчетного .режима известны расход пара Go, протекающего через проточную часть, и параметры пара в каждой ступени турбины. Пусть также известны геометрические размеры .решеток каждой ступени.
Эти решетки можно считать рядом последовательных сопротивлений, расположенных на пути протекания пара. Давление pia в произвольной промежуточной точке турбины находится как сумма
pitt=p2+SAp,
где р2 — давление при выходе из группы ступеней, а ЕД/?— сумма перепадов давлений в ступенях, расположенных за рассматриваемой ступенью. Перепады Aip, Д2Р • • • возникают вследствие сопротивления, создаваемого .решетками ступеней при произвольном расходе пара G.
Если в какой-либо ступени возникли критические скорости пара, то давление при выходе из ступени не влияет на расход пара, который в этом случае при неизменной площади проходного сечения зависит только от параметров перед решеткой и определяется, как было показано в § 7-1, .равенством С=Д]/р/и или, если взять отношение произвольного расхода пара к расчетному:
G ____PttiVoo
Go Г poo^oi
пара GIGq для всех ступеней одинаково, суммируем левые и правые части:
2 £
(g?) [(а»о)2* — (Ао)Ч = [(А1)2* — (р21)2Д
Очевидно, что все промежуточные значения давлений исключатся, так как конечное давление для ди ступени равно начальному давлению (/+1)-й ступени. В .результате получим для группы ступеней:
G _i/>P2oi — Д2г1__
Go г Д2оо — p2zo
e2oi — e2zi
1 — e2zo
(7-52)
где eoi = poi/poo —относительные давления перед группой ступеней; sz=pzlpw— относительные давления за группой ступеней. Если учесть возможное изменение температуры перед группой ступеней, то, .введя соответствующий поправочный коэффициент, получим для группы ступеней, работающих с докритическими скоростями перегретого пара, следующую формулу:
G
Go
Т оо дг
(7-53>
Для группы ступеней конденсационной паровой турбины, когда pz=pKi вторые члены под радикалом в формуле (7-53) настолько малы по сравнению с первыми членами, т. е. e2z<^e2o, что ими можно пренебречь, и формула (7-53) вырождается в простую зависимость-(7-50), т. е. .расход пара пропорционален давлению перед группой ступеней
(7-50)
(7-50а)
‘Здесь параметры рОо, ^оо, До, %оо соответствуют расчетному расходу пара Go, а параметры poi, foi, Д1, Лч)1 — изменившемуся .режиму с новым расходом пара G; я<1 для влажного пара.
Для случая, когда ни в одной из ступеней рассматриваемой группы не возникает критического режима, воспользуемся формулой (7-32), записанной для /-ступени в предположении Д —const:
(£)' [(А.)2.' ~ (А.)2/] = (А.)2.' - (А.)2<- (7-51)
При этом, как и при выводе (7-32), пренебрегаем изменением степени реакции. Как будет показано ниже, в турбинах, работающих с постоянной частотой вращения n— const, в большей части ступеней при изменении расхода или параметров пара p = p0=const. Составляя аналогичные (7-51) выражения для всех ступеней рассматриваемой группы и имея в виду, что относительное изменение расхода
Если рассматривать одновременное изменение давления как перед, так и за группой-ступеней, то геометрическое место относительных расходов пара представится конусом, показанным на рис. 7-29. Здесь по горизопталь-
Рис. 7-29. Конус Стодола для группы ступеней с докритическими скоростями.
232
Рис. 7-30. Конус расходов пара при возникновении критических скоростей.
ным осям отложены относительные давления, а по вертикальной оси — относительные пропуски пара.
Закон конуса расходов пара был установлен на основании опытов А. Стодола. В дальнейшем формула (7-53) была получена Г. Флюгелем. Представленный выше вывод заимствован из [Л. 30].
Таким образом, уравнения (7-50) и (7-53) позволяют найти расход пара при изменившемся состоянии или один из параметров пара при измененном пропуске через группу ступеней в том случае, когда в рассматриваемых пределах изменения расхода пара ступени работают со скоростями, превышающими критическую скорость, или с докритическими скоростями.
Если давление при выходе из рассматриваемой группы ступеней изменяется пропорционально расходу пара, т. е. соблюдается равенство
ez~BG,
где В — постоянный коэффициент, то, подставляя значения е^ — ВСг и ezo—BGo в уравнение (7-50а), можно после преобразований найти:
такой группы ступеней представится диаграммой на рис. 7-30, предложенной А. В. Щегляевым. Здесь область, ограниченная линиями ОА и ОВ, соответствует пропускам пара,, при которых последняя ступень работает с критическими скоростями. Таким образом, расход пара через группу ступеней при изменении параметров пара качественно представляется-теми же зависимостями, что и расход пара через единичное сопло или решетку, рассмотренными в § 7-1, однако отношение (е*)гр, при котором в ступени группы возникает критическая скорость, приобретает совершенно другие значения, чем е* = 0,546 для суживающегося-сопла.
На рис. 7-31 построены линии изменения относительных расходов пара при изменении противодавления е2 и при различных относительных начальных давлениях еь Если для примера, показанного на этом рисунке, допустить, что нормальное противодавление составляет 0,2 и остается постоянным при изменении пропуска пара, то, как видно из диаграммы, критическая скорость в последней ступени достигается при расходе у=0,73 и с этого режима давления пара по ступеням начнут изменяться пропорционально количеству протекающего пара.
Для рассматриваемого случая зависимость между параметрами пара и его расходом может быть представлена уравнением
е201 --- e2Zl --- Огр (е01 ---- е-?1)2
I — e2Z0 — стГр (1 — eZ0)2
(7-b5)
где
(е*)гр
1 — (е*)гр
Следует подчеркнуть, что содержащееся в выражении для огр отношение давлений (б*)гр в отличие от формулы (7-30), написанной для единичной ступени, не равно критическому отношению давлений для сопловой решетки единичной ступени, а представляет собой отношение давления за последней ступенью группы к начальному давлению, при котором достигается критическая скорость, в последней ступени рассматриваемой группы..
Следовательно, когда в какой-либо ступени турбины давление изменяется, пропорционально расходу пара, то и во всех предыдущих ступенях давления также будут изменяться пропорционально количеству протекающего пара.
При переменном режиме может возникнуть случай, когда при малых пропусках пара ступень работает с докритическ-ой скоростью, в то время как при больших нагрузках скорость достигает критической. Если, как это бывает чаще всего, такой ступенью оказывается последняя ступень в группе, то конус Стодола для
Рис. 7-31. Относительные расходы пара через группу ступеней.
233-
Величина (е*)гр зависит от числа ступеней в рассматриваемой группе и тем меньше, чем больше число ступеней. Она также зависит от реакции р. Если рассматривать активные ступени, то с увеличением р для достижения критической скорости на выходе из сопловой решетки требуется меньшее значение (г*)гр.. Однако при значительной реакции р может сначала возникнуть критическая скорость в рабочей решетке и увеличение реакции не приведет к уменьшению (е*)гр.
Уравнение (7-55) остается справедливым лишь до тех пор, пока ez больше (е*)гр. Начиная с режима, когда ez становится равным (е*) гр, т. е. при (s*)rp, расход пара будет пропорционален давлению.
В большинстве случаев с достаточной степенью приближения для определения зависимости расхода пара от давления в промежуточной ступени можно пользоваться приближенной формулой (7-52). Погрешность оказыватся, однако, тем больше, чем выше (е*)гр. Очевидно, наибольшая погрешность возникнет для того случая, когда формула (7-52) применяется для единичной ступени.
Перераспределение давлений в ступенях турбины при режимах, отличающихся от расчетного, приводит также к изменению тепло-перепадов в ступенях турбины. Для того чтобы оценить влияние изменения расхода пара на распределение теплоперепадов между отдельными ступенями, выразим приближенно теплоперепад произвольной ступени.
Обозначая pi — давление перед ступенью, vi — удельный объем, 7\— абсолютную температуру и рп — конечное давление и применяя уравнение идеального газа, напишем:
fe—1
h° = k=A Pivi [ 1 - (PnlPi) k ] -
fe-i
]• f7-56)
В свою очередь давления pi и рц можно выразить через относительный расход пара q и через параметры р10, рпо, которые отвечают расчетному режиму работы ступени.
В том случае, когда рассматриваемая или одна из последующих ступеней турбины работает с критическими скоростями (это характерно для конденсационных турбин), давления пропорциональны расходам пара pi=qpiv, pn=qpiio и отношение pn/pi = рпо/рю не зависит от пропуска пара. Теплоперепад ступени
fe—1
fe Г / рпп \ k
hi = РЛ [1 - (дг ) р NPK (7'57) изменяется лишь в той степени, в какой меняется произведение pivi перед ступенью.
Как будет показано ниже, в большинстве случаев это произведение сохраняется постоянным или меняется незначительно; поэтому практически можно считать, что для промежуточных ступеней, после которых имеются ступени, работающие с критическими скоростями, а также для промежуточных ступеней конденсационных турбин теплоперепады не зависят от расхода пара. При постоянном теплоперепаде к. п. д. ступени также сохраняется постоянным, так как отношение и/сф в турбине, работающей при всех нагрузках с одинаковой частотой вращения, не меняется.
Относительные величины дополнительных потерь (кроме потерь от влажности) также сохраняются почти неизменными.
Таким образом, мощность, развиваемая ступенью, после которой имеются ступени, работающие с критическими скоростями пара, может быть выражена так:
Pi — GAoi,noi = const G, (7-58)
т. е. прямо пропорциональна количеству протекающего пара.
Если рассматриваемая ступень является одной из группы ступеней, работающих со скоростями, меньшими, чем критические, то каждое из давлений pi, рц может быть [по упрощенной формуле (7-52)] выражено:
Pi ~ *72 (Рц Ао) Рчй
Рц ~ (Рпо Ао) “Ь Аг а квадрат их отношения
V „ 72 (РИО - Pw) + P2I ) 72 (Дгэ — /’so) + ^21
(7-59)
Если р20 мало по сравнению с рпо и р10, то в уравнении (7-59) можно пренебречь квадратом р20 по сравнению с pj^ и и переписать формулу (7-59) в таком виде:
Отсюда ясно, что при малых значениях давлений пара за группой ступеней p2i влияние конечного давления на теплоперепад ступени будет сказываться лишь при очень малых пропусках пара, причем в этом случае отношение pu/pi возрастет по мере уменьшения пропуска пара, что приведет к сокращению теплоперепада рассматриваемой ступени. Чем ближе значения рпо, Рю к давлению отработавшего пара, которое .мы предполагаем неизменным, тем сильнее сказывается изменение расхода пара
.234
Рис. 7-32. Изменение располагаемых теплоперепадов отдельных ступеней в группе при переменном расходе пара.
на отношении pn/Pi и тем интенсивнее уменьшается теплоперепад ступени при сокращении пропуска пара; поэтому в нерегулируемых ступенях турбины при изменении количества протекающего пара в первую очередь изменяются теплоперепады последних ступеней. Теплоперепады первых нерегулируемых ступеней и промежуточных ступеней в довольно широких пределах изменения пропуска пара изменяются незначительно. Лишь при большом отклонении пропуска пара от расчетного возникает существенное искажение теплоперепадов в промежуточных и, наконец, в первых нерегулируемых ступенях.
На диаграмме рис. 7-32 показаны кривые изменения теплоперепадов отдельных ступеней (от I до V) при изменении относительных пропусков пара. Построение этих кривых производилось в предположении, что при полном пропуске пара теплоперепады всех ступеней равны между собой и что отношение давлений для каждой ступени составляет Рпо/рю=О,7.
Противодавление группы ступеней принято довольно большим, р2/Ро = О,.118, а число ступеней составляет всего лишь 5. По мере уменьшения пропуска пара наиболее интенсивно падает теплоперепад пятой ступени, затем четвертой ступени и т. д. Теплоперепад первой ступени начинает резко уменьшаться при расходах пара, меньших 0,4.
Предыдущие выводы сделаны на основании приближенных уравнений (7-52) и (7-56), первое из которых дает приближенную зависимость давлений в ступенях от расхода пара, а второе справедливо лишь для идеального газа и достаточно близко для перегретого водяного пара. Тем не менее детальные расчеты и опыты показывают, что даже для насыщенного пара с известной степенью приближения можно использовать результаты расчета по формуле (7-52). Во всяком случае, характер из
менения теплоперепадов в ступенях, работающих в области влажного пара, при изменении его расхода сохраняется таким,как это показано на рис. 7-32.
Для группы ступеней турбины, работающей при переменной частоте вращения n=var при докритическом режиме во всех решетках рассматриваемой группы, -можно вывести приближенную формулу, учитывающую влияние изменения частоты вращения на расход пара.
Для этого воспользуемся формулой (7-30), упростив ее, как было сделано ранее в § 7-1, т. е.
а для изменения реакции Ар используем зависимость (7-21)
Ар
1 -- ро
А (и'сф) («/Сф)о
(0,5 — р0)
Поскольку, как было показано выше, в большей части ступеней группы располагаемые теплоперепады почти не меняются, то изменение отношения скоростей и/с$ определяется только изменением частоты вращения и, следовательно,
А (ч/сф) _ А я
(м/Сф)о «о
Приняв, что в рассматриваемой группе ступеней расчетная реакция на среднем диаметре от ступени к ступени мало меняется и в среднем равна ро, запишем:
^^=[0,5 —(р.)ср]-А2-. (7-62)
1 — Ро П-о
Тогда аналогично выводу формулы (7-52) проведем суммирование и получим следующее выражение:
Go Р'~00 --- Р220
X 1/ 1 - [0,5 - (Р.)ер] . (7-63)
I/ По г / о!
В заключение отметим, что все формулы этого параграфа, рассматривающие взаимозависимость расхода и параметров пара, а также влияние частоты вращения на расход пара были выведены в предположении, что в рассматриваемой группе ступеней проходные площади не менялись. Таким образом, эти формулы не применимы для случаев, когда произошло такое изменение. Так, например, нельзя использовать эти формулы для расчета группы ступеней, в которых имеется отбор пара, включенный при одном и отключенный при другом режиме, нельзя объединять регулирующую ступень и другие ступени турбины
235
(кроме режима только одного открытого клапана), так как в регулирующей ступени меняется степень 'парциальности и, следовательно, проходная площадь. Если по каким-либо причинам при переходе от одного режима к другому во всех ступенях одинаково изменилась площадь решеток, то это можно учесть, вводя в (7-52), (7-53), (7-63) и другие формулы соответствующий коэффициент kF, показывающий, во сколько раз при новом режиме изменилась проходная площадь. Тогда, например, формула (7-53) примет вид:
Этой формулой можно, например, воспользоваться для расчета группы ступеней, в которой условно можно считать одинаковым уменьшение проходной площади при отложении солей на лопатках.
7-6. ТЕПЛОВОЙ ПРОЦЕСС ТУРБИНЫ
ПРИ ПЕРЕМЕННОМ ПРОПУСКЕ ПАРА И РАЗЛИЧНЫХ СИСТЕМАХ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
Изменение расхода пара через турбину достигается парораспределением, которое может быть выполнено по одному из следующих способов.
1. Если все количество 'пара, подводимого к турбине, регулируется одним или несколькими клапанами, после которых пар направляется к общей сопловой группе, то такая система называется дроссельным парораспределен и е м.
2. Если пар протекает через несколько регулирующих клапанов, каждый из которых подводит пар к самостоятельному сопловому сегменту, причем открытие клапанов производится последовательно, то парораспределение называется с о п л о в ы м.
3. Если после открытия полного подвода пара к сопловой решетке первой ступени для дальнейшего увеличения пропуска пара он начинает подводиться к одной из промежуточных ступеней, в обход первой или нескольких первых ступеней, то система называется системой обводного парораспределения.
4. Иногда применяют к о м би н и р о в а н-ное парораспределение, при котором вначале пар через несколько сопловых групп подводится к регулирующей ступени, а для увеличения нагрузки до .максимальной устанавливаются обводные клапаны, подводящие пар к одной из последующих ступеней.
5. Наконец, в турбинах, главным образом рассчитанных на высокое давление и высокую начальную температуру, а также в судовых турбинах иногда применяют внутрен
ний обвод, при котором пар из камеры регулирующей ступени через обводной клапан подается в обход нескольких первых нерегулируемых ступеней. Одновременно с открытием внутреннего обводного клапана открывается также дополнительная сопловая группа, через которую подводится пар к регулирующей ступени. При этом, начиная с момента открытия обводного клапана, давление и температура в камере регулирующей ступени сохраняются приблизительно постоянными, несмотря на увеличение пропуска пара.
Дроссельное парораспределение
При дроссельном парораспределении паровой турбины весь расход пара, подводимый к турбине при частичных нагрузках, подвергается дросселированию.
Как известно, при этом состояние пара меняется по закону
+ =
Индексами 0 обозначены параметры пара,, подводимого к турбине, индексами / — параметры пара за дроссельным клапаном перед сопловой решеткой первой ступени. Величины кинетических энергий обычно невелики, так что ими можно пренебречь и считать, что при дроссельном парораспределении энтальпия пара перед сопловой решеткой первой ступени сохраняется постоянной и равной энтальпии свежего пара.
Если предположить, что при расчетном режиме, когда дроссельный клапан полностью открыт, процесс расширения пара в турбине изображается линией ab в /’S-диаграмме рис. 7-33, то в случае уменьшения пропуска пара через турбину давление пара перед ступенью понижается, причем пар сохраняет постоянную энтальпию. При уменьшенном расходе пара располагаемый теплоперепад проточной части турбины составит уже величину Н'о, меньшую, чем Яо, которая соответствовала режиму при полностью открытом клапане.,
Рис. 7-33. Процесс расширения пара в iS-диаграмме для турбипы с дроссельным парораспределением.
236
а процесс расширения пара изобразится линией cd.
Относительный внутренний к. п. д. всей турбины при измененном 'пропуске пара выражается отношением ч\ог = Н'{/Н0.
Преобразуем этот коэффициент следующим образом. Умножая числитель и знаменатель в выражении для рОг на располагаемый теплоперепад Н'о, взятый по состоянию пара за дроссельным клапаном, представим цОг в таком виде:
У™ — нгоно — о'Тдр- (7-6о)
Таким образом, при дроссельном парораспределении рог можно представить как произведение двух коэффициентов. Коэффициент удр показывает, какую долю от исходного располагаемого теплоперепада составляет располагаемый для проточной части турбины теплоперепад ЯЛ0 при дросселировании пара в регулирующем клапане.
Коэффициент дросселирования удр совершенно не зависит от конструкции проточной части турбины и определяется только относительным количеством протекающего через турбину пара и параметрами пара.
Коэффициент полезного действия rj'oi представляет собой отношение использованного теплоперепада к располагаемому теплопе-репаду проточной части и показывает степень совершенства работы проточной части турбины при изменяющемся в результате дросселирования располагаемом теплопсрепаде.
Если при изменении расхода пара через турбину ни в одной из ступеней не возникает критического режима, то, поскольку проходные сечения в ступенях турбины остаются неизменными, давление за дроссельным клапаном может быть найдено по уравнению (7-53). В том случае, когда режим остается критическим, для определения давления за дроссельным клапаном можно воспользоваться уравнением (7-50), пригодным также и для конденсационной турбины.
Коль скоро энтальпия пара перед соплами сохраняется постоянной при любом пропуске пара, произведение poi^oi также остается неизменным, поэтому отношение T0i/7oo, входящее в формулу (7-53), может быть принято равным единице.
Определив при различных относительных пропусках пара давления за дроссельным клапаном и найдя по AS-диаграмме располагаемые теплоперепады, можно непосредственно подсчитать коэффициенты дросселирования и построить их в зависимости от расхода пара через турбину, как это сделано па рис. 7-34, где приведены результаты расчета, выполненного в предположении, что давление свежего
Рис 7-34. Коэффициенты дросселирования для турбин с различным противодавлением.
пара ро=12,7 МПа, температура свежего пара б)=565°С. Кривые построены для различных противодавлений: р2 = 5; 50 кПа; 0,2; 0,8 и 2 МПа и показывают, что по мере увеличения р<2 падение удр при уменьшении пропуска пара через турбину происходит все интенсивнее.
Закон изменения ц'ог в зависимости от располагаемого теплоперепада проточной части может быть найден на основании детального теплового расчета турбины при переменном режиме. Однако в большинстве случаев для выяснения закона изменения т/Ог от G можно воспользоваться следующими общими соображениями. Как было показано в предыдущем параграфе, изменение пропуска пара вызывает наиболее резкие изменения располагаемого теплоперепада последних ступеней турбины, а следовательно, и их к. д. д. Теплоперепады и к. п. д. первых и промежуточных ступеней в широких пределах изменения пропуска пара практически сохраняются постоянными.
В первом приближении при изменениях количества протекающего пара можно допустить, что изменение к. п. д. возникает лишь в последней ступени турбины, где искажения теплоперепадов при изменении пропуска пара сказываются наиболее сильно.
В таком случае, найдя для различных пропусков пара давления перед 'последней ступенью турбины, определив располагаемый теплоперепад для всех ступеней, за исключением последней, и умножив этот располагаемый теплоперепад на постоянный внутренний к. п. д. *, находят использованный всеми ступенями, за исключением последней, теплоперепад и состояние пара перед последней
1 В конденсационной турбине с уменьшением расхода меняется влажность пара в группе последних ступеней и, следовательно, за счет этого меняется и к. п. д. этих ступеней. Еще большим будет влияние влажности в турбинах насыщенного пара.
237
ступенью. Далее определяют располагаемые теплоперепады для последней ступени. На основании предварительного расчета, пользуясь указаниями § 7-2 и 7-4, следует построить диаграмму зависимости внутреннего к. п. д. последней ступени от располагаемого теплоперепада и, применяя эту диаграмму, найти использованные теплоперепады последней ступени при различных пропусках пара. Таким образом находят суммарный использованный теплоперепад для всех ступеней (включая последнюю) и к. п.д. проточной части турбины.
Неточность такого расчета будет заметно сказываться при -больших отклонениях пропуска пара от полного пропуска, так как в этом случае искажение теплоперепадов возникает не только в последней, ио и в предшествующих ей ступенях.
Расчет турбипы при переменном режиме может быть сильно упрощен, если зависимость к. п. д. проточной части от располагаемого для нее теплоперепада известна на основании опытов с турбинами, близкими по своей конструкции к рассматриваемой турбине. Тогда относительный внутренний к. п. д. для всей турбины находится умножением коэффициента дросселирования на соответствующий к. п. д. проточной части.
Внутренняя мощность всей турбины определяется по формуле
Pi = GH оудрг/ог. (7-66)
Вычитая отсюда механические потери, которые для паровой турбины можно считать постоянными, находят эффективную мощность турбипы при различных пропусках пара. В том случае, когда требуется найти электрическую мощность связанного с турбиной генератора, из эффективной мощности турбины следует вычесть потери электрического генератора.
Эти потери в зависимости от нагрузки генератора могут быть представлены кривой, показанной, например, на рис. 7-35. К постоянным механическим потерям и потерям возбужденного генератора при '.нулевой его нагрузке прибавляются потери в обмотках генератора, изменяющиеся приблизительно по закону параболы. Для предварительных расчетов
Рис. 7-35. Потери энергии в электрическом генераторе при изменении мощности.
Рис. 7-36. Изменение использованного теплоперепада последней ступени турбины с противодавлением в зависимости от ее располагаемого теплоперепада (к примеру расчета).
можно принимать, что постоянные потери составляют половину потерь генератора при полной его нагрузке.
Пример расчета переменного режима турбины с дроссельным парораспределением (табл. 7-1).
При этом было принято: давление свс/кего пара Ро = 12,7 МПа, температура свежего пара /о = 565°С,. энтальпия свежего пара io = 3516 кДж/кг, давление в выходном патрубке р2= 2,3 МПа, давление перед последней ступенью при расчетном пропуске пара рог — = 2,9 МПа. Критическое давление для последней ступени pz, = l,61 МПа, отношение давлений (е,)Гр для всей проточной части:
1,61
(£ДгР = утгу == 0,1265.
Учитывая, что противодавление в турбине велико и велико также отношение (в*) гр, для определения давления за дроссельным клапаном воспользуемся уточненной формулой (7-55).
Для последней ступени критическое отношение давлений составляет 0,546 (при условии нулевой степени реакции), а следовательно, зависимость количества протекающего пара q от давления перед ступенью должна быть найдена по формуле (7-31). По известному перепаду давлений на ступень для каждого расхода пара определяется по iS-диаграммс располагаемый теплопере-пад /toz, а по ftoz (при п=const) —отношение ujc^, эко-
Рис. 7-37. Результаты расчета переменного режима работы турбипы с противодавлением и дроссельным паро>-распределением.
238
Т а блица 7-1
Пример расчета переменных режимов работы турбины с противодавлением и дроссельным парораспределением
Относительный расход пара через турбину G /Go 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1.0
Абсолютный расход пара G, кг/с 58,8 73,5 88,2 102,9 117,6 132,3 147,0
Давление за дроссельным клапаном р1г МПа Располагаемый теплоперепад всей проточной 5,30 6,48 7,72 8,98 10,25 11,42 12,70
части Н'е, кДж/кг 275 332 374 420 452 482 506
Коэффициент дросселирования удр 0,544 0,656 0,719 0,830 0,893 0,951 1,000
Давление перед последней ступенью МПа Теплоперепад проточной части до давления пе- 2,40 2,46 2,52 2,61 2,70 2,79 2,90
ред последней ступенью Н"о, кДж/кг . . . Использованный теплоперепад проточной части 264 317 352 387 412 430 446
без последней ступени Н"ь кДж/кг .... Располагаемый теплоперепад последней ступени 215 260 289 317 338 353 366
Лог» кДж/кг Использованный теплоперепад последней сту- 11 16 22 33 40 52 60
пени hiz, кДж/кг Использованный теплоперепад всей турбины —5 4 14 28 36 46 52
H’t кДж/кг Коэффициент полезного действия проточной ча 211 264 303 345 374 399 418
СТИ 7)'ох 0,765 0,793 0,810 0,821 0,827 0,827 0,826
Внутренняя мощность турбины Pi, кВт .... 12 400 19 400 26 730 35 500 44 000 52 800 61 450
Механические потери ДРМ, кВт 700 700 700 700 700 700 700
Потери в электрическом генераторе ;ЛРэ, кВт 770 800 860 970 1045 1230 1540
Электрическая мощность Рэ. кВт • 10 930 17 900 25 170 33 930 42 255 50 870 59 210
комичность ступени и соответственно использованный теплоперепад hiz. На рис. 7-36 приведена кривая использованного теплоперепада последней ступени в функции от располагаемого теплоперепада, которая была получена на основании предварительного расчета по рекомендациям § 7-2. В расчетах также предполагалось, что внутренний к. п. д. ступеней турбины, за исключением последней, сохраняется постоянным и равен 0,82. Потерн генератора определялись по кривой рис. 7-35.
Основные результаты этого расчета представлены в виде кривых на диаграмме рис. 7-37.
Выше было показано, что коэффициент дросселирования не зависит от степени совершенства проточной части турбины, а определяется исключительно относительным пропуском
и, наконец, k— i *—i k— i
k k k
r ____ Wpi) — (a/a)_________________(P»/P1) — 1
‘•ДР fe—1 ---- k—£
1 — (a/а) k (po/pz) k — 1
(7-67}
Для конденсационной турбины, а также в том случае, когда какая-либо ступень турбины работает при всех режимах с критическими скоростями, можно приравнять polp\ = GQIG и, подставляя это выражение в формулу (7-67), найти:
пара и 'параметрами пара.
Для того чтобы в общем виде проследить влияние параметров пара на коэффициент дросселирования, представим этот коэффициент в таком виде:
Гп-'7'"
п 0 1 Y
—fl ------- 1 Ьдр,
где £др — потери, вызванные дросселированием, или относительное уменьшение располагаемого теплоперепада. Выразим эту величину через начальные параметры пара и отношение давлений р^ръ- Тогда
Г — I
яв = — (a/а)
= аЦ1 ~(а/а)*
k—\
=£Т=ТАА|1 -(a/a) k ]
Рис. 7-38. Потери от дросселирования в турбине с дрос-
(7-68}
сельным парораспределением.
239
Эта формула показывает, что £др увеличивается по мере уменьшения пропуска пара G через турбину. При этом увеличение зависит от расчетного отношения ро/Рг- Чем больше это отношение, тем меньше потери, вызванные дросселированием, и наоборот.
На рис. 7-38 построен график изменения £др от пропуска пара при различных отношениях рг/ро- Ввиду большой величины этих потерь при значительном отношении давлений pdpv, дроссельное парораспределение для турбин с противодавлением >не должно применяться (за исключением вспомогательных турбин небольшой мощности).
Сопловое парораспределение
При сопловом парораспределении впуск 'пара в турбину управляется несколькими регулирующими клапанами. От каждого клапана пар направляется к самостоятельному сопловому сегменту. Схема подвода пара в регулирующей ступени при сопловом парораспределении показана иа рис. 7-39. Конструктивное выполнение соплового парораспределения показано на рис. 4-27, 9-12, 11-9 и 11-19,6. Открытие клапанов производится последовательно.
Таким образом, при сопловом парораспределении потери от дросселирования пара при уменьшенном 'пропуске через турбину распространяются не на все количество пара, а только на ту его часть, которая протекает через не полностью открытый клапан. Поэтому экономичность турбины с сопловым парораспределением при изменении пропуска пара сохраняется более устойчиво, чем турбины с дроссельным парораспределением.
Большое преимущество имеет сопловое парораспределение для турбин, работающих с большими отношениями р^/ро, как, например, для турбин с противодавлением, в которых потери от дросселирования оказываются большими.
В пределах парораспределения и первой регулирующей ступени следует различать два потока пара.
Первый поток пара, протекающий через полностью открытые клапаны, подходит к сопловым сегментам регулирующей ступени без дросселирования и имеет начальное давление, равное давлению свежего пара ро (если не считать некоторой потери давления в подводя-
I И S
— р ‘ л.
Рис. 7-39. Схема подвода пара к регулирующей ступени при сопловом парораспределении.
Рис. 7-40. Процесс расширения пара в iS-диаграмме для потоков в регулирующей ступени.
щих органах турбины: в стопорном клапане, в паровом фильтре, в полностью открытых регулирующих клапанах, в подводящих паровых каналах).
Второй поток пара проходит через частично открытый клапан и подвергается дросселированию, так что давление его pQn перед соплами в общем случае значительно ниже давления свежего пара.
Каждый из этих потоков пара выходит из сопловой решетки со своей скоростью и далее проходит рабочую решетку регулирующей ступени. В довольно большой камере регулирующей ступени происходит перемешивание обоих потоков пара, после чего пар направляется в последующие ступени турбины.
Процесс расширения пара для обоих потоков в пределах регулирующей ступени представлен в iS-диаграмме рис. 7-40. Начальное состояние пара перед сопловыми решетками после клапанов, открытых полностью, отмечено в диаграмме точкой I.
Процесс расширения и протекания через каналы рабочих лопаток потока пара GA, который не подвергся дросселированию, представлен линией I — А, причем точка А отвечает состоянию первого потока пара при выходе его из рабочей решетки регулирующей ступени. Поток пара GB, проходящий через частично открытый клапан, подвергается дросселированию, так что состояние его перед соплами представляется точкой II, которая лежит на уровне прежней энтальпии i0, но при пониженном давлении рОп-
Процесс расширения и протекания в каналах лопаток регулирующей ступени этого потока пара изображен в /S-диаграмме рис. 7-40 линией II — В, причем точка В соответствует
240
состоянию второго потока пара при выходе его из каналов рабочих лопаток регулирующей ступени. В результате смешивания обоих потоков с энтальпией iA и iB энтальпия смеси составит й. Эта энтальпия может быть найдена из уравнения смешения:
. ga 1 * *а + iq 6а ~ El) + ~Еп)„_
Oa+Gb о —
[G« GP \
^•-(тГ^ + ЕМ’ С’69)
в котором Ga — расход пара через полностью открытые клапаны, GB— поток пара, подвергающийся дросселированию в частично открытом клапане, a G = GA-\-GB.
Таким образом, в турбине с сопловым парораспределением вопрос о распределении давлений пара при изменении его пропуска через турбину и о распределении теплоперепадов должен рассматриваться отдельно для указанных выше двух потоков пара в пределах регулирующей ступени и отдельно для всех остальных нерегулируемых ступеней.
Распределение давлений и теплоперепадов в нерегулируемых ступенях турбины находится на основании формул (7-50), (7-53) и (7-55), которые были выведены в предыдущем параграфе. Если известны расчетный пропуск пара через турбину и соответствующие ему давления в промежуточных нерегулируемых ступенях, то при неизменном давлении пара за турбиной и произвольном пропуске пара давление р в промежуточной ступени и, в частности, в камере регулирующей ступени найдется по этим уравнениям.
Допущение о постоянстве абсолютных температур пара в ступенях, которое было достаточно справедливым при изменении пропуска пара в турбине с дроссельным парораспределением, в турбине с сопловым парораспределением является менее точным, так как в этом случае при уменьшении пропуска пара энтальпия пара в первых промежуточных ступенях понижается. Учесть понижение энтальпии в ступенях и связанное с этим понижение температуры при расчете переменного режима работы турбины можно, производя расчет последовательным приближением. В первом приближении приходится принимать температуру пара в ступенях постоянной и пользоваться формулами (7-50), (7-53) и (7-55), не вводя поправку на температуру.
После того, как будет найден закон изменения давлений в камере регулирующей ступени при изменении пропуска пара через турбину, можно определить распределение потоков пара между отдельными сопловыми сегментами и закон изменения давлений пара за регулирующими клапанами.
Пусть произвольному пропуску пара G через турбину соответствует давление рн в камере регулирующей ступени, в то время как при расчетном пропуске пара это давление составляло рю. Если отношение давлений Ею/ро уже при расчетном режиме турбины было ниже критического, то понижение давления в камере регулирующей ступени, вызванное уменьшением пропуска пара через турбину, не приведет к изменению количества пара, протекающего через полностью открытые клапаны 4.
Если же при расчетном режиме отношение давлений рю/ро>е*, т. е. была выше критического, то понижение давления в камере регулирующей ступени будет вызывать увеличение пропуска пара через сопловые сегменты, открытые полностью. По расходу пара через все сопловые сегменты при расчетном режиме Go и соотношению проходных площадей этих сегментов Ен : Ещ : Ещт = Zi: zn : гщ (х — число сопловых каналов в сегменте) определяют расчетные пропуски пара через каждый клапан:
/^ . /^ _ Г*
uI0— °’ UIII0—Uz °'
Затем по расчетному отношению давлений pwlpo находят, пользуясь верхней кривой диаграммы рис. 7-2, критические пропуски пара GIft, Gn*, Gni* через каждую группу сопл при давлении пара перед соплами, равном р0. Тогда при произвольном пропуске пара через турбину нетрудно найти по формуле (7-5) или по рис. 7-2 количество пара, протекающего через полностью открытые клапаны.
Расход пара через частично открытый клапан найдется как разность полного пропуска пара через турбину и суммы расходов пара через полностью открытые клапаны:
G/I=G-(GI4-Gn+...+G„_1) = G-2'G/.
1
Произведя этот расчет при различных расходах пара через турбину, можно построить диаграмму распределения пропусков пара между отдельными группами сопл. Такая диаграмма показана для конденсационной турбины на рис 7-41, а.
Как по оси абсцисс, так и по оси ординат нанесено относительное количество пара, протекающего через турбину.
1 Здесь и ниже все рассуждения для простоты проводятся в предположении, что реакция регулирующей ступени равна нулю. В большинстве случаев ввиду малой степени реакции это вполне допустимо. При не-
обходимости учет степени реакции может быть произве-
ден после предварительных расчетов переменного режи-
ма работы регулирующей ступени (см. § 7-1).
16—326
241
Рис. 7-41. Распределение потока пара между сопловыми сегментами (а) .и давлений (б) за регулирующими клапанами в турбине с сопловым парораспределением.
Расход пара, отложенный по оси ординат, составлен как сумма расходов пара через отдельные регулирующие клапаны. Таких клапанов четыре; четвертый клапан перегрузочный. Диаграмма наглядно показывает, что по мере уменьшения нагрузки и соответствующего уменьшения количества протекающего через турбину пара расходы пара через полностью открытые клапаны постепенно возрастают до тех пор, пока давление в камере регулирующей ступени не 'понизится до критического отношения £1/ро=е*=0,546. С этого режима дальнейшее понижение давления в камере регулирующей ступени не вызывает увеличения пропуска пара через сопловые сегменты, питаемые открытыми клапанами, и эти пропуски сохраняются постоянными.
Зная расход пара Gn через сопловой сегмент, питаемый частично открытым клапаном, находят относительный пропуск пара q=GnIGnil (по отношению к предельному критическому расходу пара б?г*) через данную сопловую решетку. Теперь, пользуясь сеткой расходов, нетрудно щайги давление пара перед соплами, которое необходимо для того, чтобы
242
при известном давлении в камере регулирующей ступени обеспечить заданный относительный пропуск пара через сопловой сегмент после частично открытого клапана. Если сопловая решетка регулирующей ступени суживающаяся, то определение давления пара перед ним проще всего можно произвести, пользуясь сеткой расходов рис. 7-2. Если же решетка расширяющаяся, то для заданной степени расширения сопловой решетки должна быть предварительно построена сетка расходов, подобная той, которая представлена на рис. 7-4.
Найденный закон изменения давлений за регулирующими клапанами в зависимости от расхода пара через турбину строится в диаграмме, как это, например, 'показано на рис. 7-41, б.
Эта диаграмма позволяет сделать вывод, что при изменении пропуска пара через турбину располагаемый теплоперепад регулирующей ступени изменяется в широких пределах. В самом деле, давление перед полностью открытыми сопловыми сегментами сохраняется постоянным, в то время как давление в камере регулирующей ступени с уменьшением расхода пара понижается. При этом располагаемый теплоперепад для потока пара, протекающего через полностью открытые клапаны, возрастает по мере уменьшения пропуска пара.
Наибольший теплоперепад регулирующей ступени возникает в тот момент, когда в работе остается лишь первый регулирующий клапан. При этом отношение давлений pi/po для потока пара, протекающего через первый сопловый сегмент достигает минимума и теплоперепад для этого потока принимает максимальное значение.
Режим при полностью открытом первом регулирующем клапане имеет большое значение с точки зрения надежности лопаток регулирующей ступени. При этом режиме возникают наибольшие изгибающие напряжения в лопатках регулирующей ступени, которые можно подсчитать по (3-54) с учетом того, что Ru — = Gh0T\()n/u:
б^о'^О.Л^2 °изг—2^гмин?г •
(7-70)
Поэтому для прочности лопаток регулирующей ступени, как правило, опасной является не максимальная нагрузка турбины, а та нагрузка, при которой полностью открыт только первый клапан.
Напряжения в сопловых лопатках регулирующей ступени, которые пропорциональны перепаду давлений роп—Pi, будут наибольшими также при режиме первого полностью открытого клапана, что видно из рис. 7-41,6.
Определив распределение количества пара между отдельными сопловыми группами и давления пара перед сопловыми сегментами и в камере регулирующей ступени, можно найти мощность, развиваемую регулирующей ступенью, и мощность последующих ступеней при переменном пропуске пара через турбину.
Для этого необходимо в результате предварительного расчета найти для регулирующей ступени закон изменения использованных теп-лоперепадов в зависимости от располагаемого теплоперепада ступени. Этот расчет может быть произведен на основании указаний § 7-2, где рассматривается работа ступени при переменном режиме.
Как было показано проф. А. С. Зильберманом, для турбины, работающей с постоянной частотой вращения, отношение и/с^, а также другие факторы, которые могут влиять на относительный лопаточный к. п. д. регулирующей ступени при постоянной энтальпии подводимого к соплам регулирующей ступени пара, целиком зависят от отношения давлений pilpon, с которым работает ступень. Теплоперепад потока пара, протекающего через любую группу сопл регулирующей ступени, может быть выражен следующим образом*:
fe—1
ho = PonVon [1 — (а/A«) k ] •
Коль скоро произведение ро?г^о?г не меняется, так как состояние пара перед соплами лежит на линии постоянной энтальпии, теплоперепад для любого соплового сегмента зависит только от отношения давлений р^Роп- Следовательно, скорость Сф= У 2/z0 также целиком определяется отношением pilp&n, а так как окружная скорость в турбине, связанной с генератором электрического тока, остается постоянной, то и н/сф зависит только от отношения pdpon- Дополнительные потери в ступени, т. е. Стр+ъпарц, также можно принять зависящими ТОЛЬКО ОТ pllpon-
Найденную в результате предварительного расчета зависимость использованного теплоперепада ступени следует построить в функции от отношения p\lp$n, как это, например, показано, на рис. 7-42.
Зная распределение давлений перед сопловыми сегментами и в камере регулирующей ступени при произвольном пропуске пара через турбину (см. например, диаграмму рис. 7-41) и распределение расходов пара между сопловыми группами, открытыми полностью, и сопловой группой, через которую протекает дросселированный поток пара, нетрудно подсчитать использованный теплоперепад регулирующей ступени.
1 Для первой (регулирующей) ступени /го = Ло-
200
150
100
50
кг 250
Рис. 7-4Й. Зависи-мость использованного теплоперепада регулирующей ступени от отношения давлений.
О________
0,1 0,2 0,3 4,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0
Допустим, что для произвольного суммарного расхода пара G через турбину известно разделение пропуска пара на поток GA, протекающий через сопловые сегменты, питаемые от полностью открытых клапанов, и на поток Gb через сопловую группу, питаемую от частично открытого клапана. Кроме того, известно отношение давлений pjpo (давление в камере регулирующей ступени к давлению свежего пара) для потока GA и отношение р^роп (давления в камере регулирующей ступени к давлению пара перед сопловым сегментом, регулирующий клапан которого открыт частично) для потока GB-
Отношения давлений pjpo и pjpon позволяют найти использованные теплоперепады йп и кт Для обоих потоков пара, протекающих через регулирующую ступень. В таком случае использованный в регулирующей ступени теп-поперепад найдется по формуле (7-69), которую можно представить в таком виде
Средневзвешенная энтальпия пара в камере регулирующей ступени G = io—hi.
Зная давление и энтальпию пара в камере ступени, наносят в iS-диаграмме точку, отвечающую этому состоянию. Одновременно определяется и температура пара (рис. 7-40). Сопоставление ее с первоначально принятой температурой пара в камере регулирующей ступени позволяет выяснить погрешность, допущенную при определении давления в камере регулирующей ступени по формулам (7-50а), (7-53), когда отношение температур принималось равным единице. Если потребуется большая точность, то следует произвести расчет во втором приближении, приняв в этих формулах ту температуру, которая получена выше.
В большинстве случаев можно отказаться от второго приближения расчета, имея в виду, что другие предположения, на которых основываются расчеты, в частности определение к. п. д. ступени при ее переменном режиме, не могут претендовать на точность, при которой учет влияния начальной температуры мог бы сыграть существенную роль. Очевидно, что от состояния пара на входе в нерегулируемые
16*
243
Рис. 7-43. Состояние пара в камере регулирующей ступени в iS-диаграмме для различных расходов пара.
ступени турбины pi и ц зависит и конечная точка процесса расширения пара в турбине и, следовательно использованный теплоперепад и к. и. д. всей турбины.
На рис. 7-43 показано положение точки, соответствующей параметрам на выходе из регулирующей ступени, в iS-диаграмме при изменении расхода пара. Построение проведено для конденсационной турбины с четырьмя регулирующими клапанами.
Рис. 7-44. Изменение изгибающих напряжений в лопатках регулирующей ступени в зависимости от расхода пара.
С помощью диаграмм рис. 7-43, из которого легко получить значения использованного теп-лонерепада регулирующей ступени, и рис. 7-41,а можно определить значения изгибающих напряжений в рабочих лопатках регулирующей ступени, подсчитываемых по (7-70). Как видно из рис. 7-43, наибольшая величина использованного теплоперепада соответствует режиму первого открытого клапана. Отношение расхода пара к степени парциальности G/e, как показано на рис. 7-44, будет наивысшим для режима полностью открытого клапана при критическом истечении через сопловой сегмент, т. е. в данном примере для режимов одного и двух полностью открытых клапанов.
Изменение в зависимости от расхода пара также дано на рис. 7-44. На этом графике пунктиром показаны кривые, относящиеся к идеальному сопловому парораспределению, когда при всех режимах имеются только полностью открытые клапаны и отсутствуют потери дросселирования
Пример расчета переменного режима работы турбины с учетом особенностей парораспределения приведен в § 10-3, где при различных расходах пара рассчитана теплофикационная турбина, часть высокого давления которой имеет сопловое, а часть низкого давления — дроссельное парораспределение.
Обводное парораспределение
Помимо рассмотренных типов парораспределения некоторое распространение в паровых турбинах 'получило обводное (байпасное) парораспределение, принципиальная схема которого показана на рис. 7-45.
Во всех ступенях турбины, в том числе в первой ступени, пар подводится по всей окружности, так что степень парциальности всюду равна единице. Пар, проходящий через клапан 1, поступает к первой ступени, причем до тех пор, пока давление перед соплами первой ступени не достигнет давления свежего пара. Клапан 1 работает в данном случае как дроссельный. С того момента, когда давление перед первой ступенью станет близким к давлению свежего пара, начинает открываться обводной клапан 2, так чго часть пара, обходя
Рис. 7-45. Схема турбины с обводным парораспределением.
241
первую группу ступеней, направляется непосредственно к третьей ступени. Поскольку проходные сечения третьей ступени больше, чем проходные сечения первой ступени, открытие второго клапана позволяет пропустить через турбину увеличенное количество пара и, таким образом, достигнуть повышения развиваемой турбиной мощности.
Обводное парораспределение такого типа часто сочетается, (см. рис. 7-45), с дроссельным способом изменения расхода пара. Однако в ряде случаев оно применяется вместе с сопловым парораспределением. В большинстве современных турбин применяют обвод пара лишь для обеспечения перегрузки турбины сверх экономической мощности. Таким образом, в современных турбинах можно встретить комбинированную систему распределения пара: пропуск пара в пределах от холостого хода до экономической мощности управляется при помощи соплового распределения, а увеличение нагрузки сверх экономической мощности достигается за счет обвода пара в одну из промежуточных ступеней турбины.
Рассмотрим распределение потоков пара при изменении его суммарного пропуска через турбину, выполненную по схеме рис. 7-45.
Зависимость давлений в промежуточных ступенях турбины от расхода пара определяется только давлением в конце турбины и сопротивлением группы ступеней, расположенных за камерой рассматриваемой ступени. Поэтому давление рх в перегрузочной камере х определяется уравнениями (7-50а) и (7-53).
Если при относительном пропуске пара G“aKC/G0 через турбину (рис. 7-46) давление перед первой ступенью достигло давления свежего пара, то, как было сказано выше, дальнейшее увеличение пропуска пара через турбину обеспечивается открытием второго клапана. При этом давление рх в камере х будет продолжать увеличиваться, что вызовет сокращение пропуска пара через первый регулирующий клапан. Зная суммарный расход пара через турбину и давление пара рх, нетрудно подсчитать долю расхода пара, протекающего через первую группу ступеней, применяя к этой группе уравнение (7-52):
=^P^-P.LX-, (7-71)
\GV Ji г p2o — p2xo v 7
Очевидно, что при этом давление р0 будет сохраняться постоянным, равным давлению свежего пара р0, а в качестве давления Р21 в формулу (7-52) следует подставлять возрастающее с увеличением пропуска пара давление рх.
Таким образом, по мере открытия второго клапана количество протекающего через него
Рис. 7-46. Распределение расходов лара при обвочном парораспределении конденсационной турбины.
пара растет и одновременно уменьшается расход пара через первый клапан, и следовательно, через первую группу ступеней. Если в диаграмме рис. 7-46 при различных суммарных пропусках пара подсчитать расход пара через первую группу ступеней, то дуга эллипса ab разделит суммарный пропуск пара па два потока. Расход пара Gi/Go протекает через первую группу ступеней, расход Gx/G0 через клапан 2 (см. рис. 7-45) направляется в камеру х.
При расчете обводного регулирования приходится обращать внимание на то, чтобы расход пара через первую группу ступеней, даже при полностью открытом втором клапане, не был слишком мал. Дело в том, что по мере открытия второго клапана использованный теплоперепад в ступенях первой группы сокращается в результате роста давления рх, а потери на трение и вентиляцию первой группы ступеней, вращающихся в паре большой плотности, возрастают.
При недостаточно интенсивном отведении тепла, выделяемого в результате этих потерь, температура пара, в котором вращаются первые ступени, может подняться выше температуры свежего пара и вызвать опасное понижение прочности металла первых ступеней. Поэтому необходимо, чтобы даже при полностью открытом обводном клапане 2 через первую группу ступеней протекало как минимум достаточное количество пара, обеспечивающего отведение тепла, выделяемого при вращении этих ступеней вхолостую.
Зная распределение потоков пара, можно определить внутреннюю мощность, развиваемую паром в турбине.
Расчет первой группы ступеней при переменном режиме позволяет найти зависимость располагаемого и использованного теплоперепада от отношения давления рх за группой обводимых ступеней к начальному давлению пара р0.
245
Зная долю расхода через первую группу ступеней при произвольном суммарном пропуске пара через турбину и теплоперепад от состояния свежего пара до давления рх, на основании произведенного предварительного расчета находим использованный в первой группе теплоперепад и состояние пара при выходе из первой группы ступеней.
В камере х происходит смешение потока пара Gi с энтальпией ii, вышедшего из первой группы ступеней, и потока Gx дросселированного пара, прошедшего второй клапан и имеющего энтальпию to-
Состояние пара после смешения этих потоков определяется по формуле (7-69). Дальнейшее расширение пара в последующих ступенях происходит так же, как это было изложено при разборе переменного режима турбины с дроссельным парораспределением, причем для ориентировочных расчетов можно, как и раньше, считать, что промежуточные ступени турбины работают с постоянным к. п. д. в широких пределах изменения пропуска пара. Наиболее резкие искажения теплоперепадов, а следовательно, и к. п. д. имеют место в последних ступенях турбины.
Чем отдаленнее от первой ступени производится впуск обводного пара, тем больше снижение экономичности в результате дросселирования пара, однако тем большая может быть достигнута добавочная (перегрузочная) мощность. Для того чтобы уменьшить потерю, вызванную дросселированием пара, можно применить многократное обводное парораспределение, т. е. перепускать пар в несколько камер в проточной части турбины.
Зависимость относительного внутреннего к. п. д. турбины от расхода пара приведена на рис. 7-47. Перегрузка турбины начинается с G/Go = O,5. Из-за значительной потери от дросселирования в обводном клапане при G/Go = O,7 к. п. д. турбины по сравнению с режимом закрытого обводного клапана GfG0= = 0,5 снижается на Дт]огЛ]ог= 1,75%.
Здесь же для сравнения пунктиром даны кривые к. п. д. для той же турбины в случае двукратного обвода. Для этого варианта принято, что третий клапан начинает открываться при G/Go = O,7. В этом случае потери дросселирования снизились и в худшем случае составили Дг]ог/г|ог== 1,2% . ОДНЗКО К.П.Д. турбИ-ны при G/Go = O,5 оказался меньшим из-за дополнительной потери с выходной скоростью за последней ступенью второго отсека.
В турбинах, рассчитанных на высокую начальную температуру, обводное парораспределение такого вида, как показано на рис. 7-45, не может быть применено, так как при подводе свежего пара в промежуточную ступень турбины группа первых ступеней, а также корпус турбины подвергаются воздействию высокой температуры свежего пара, что приводит к необходимости выполнять корпус турбины из высоколегированной стали. В некоторых случаях потребуется выполнить корпус из аустенитной стали, что вызовет резкое повышение стоимости турбины.
Вместе с тем, если турбина имеет одновенечную регулирующую ступень, которая при экономическом режиме перерабатывает сравнительно малый теплоперепад, и давление в камере регулирующей ступени лишь незначительно меньше начального, то достигнуть существенной перегрузки открытием дополнительной сопловой группы не удастся, так как рост расхода пара вызывает дальнейшее повышение давления в камере регулирующей ступени и сокращение пропуска пара через ранее открытые сопловые сегменты. Поэтому, открывая дополнительно большую сопловую группу, удается, лишь незначительно увеличить пропуск пара, а следовательно, и мощность турбины.
' Кроме того, повышение давления в камере регулирующей ступени сопряжено с ухудшением ее к. п. д. и ростом температуры пара в камере регулирующей ступени, которая может оказаться недопустимой.
[ Для того чтобы ограничить температуру и давление в камере регулирдчощей ступени и обеспечить возможность значительной перегрузки турбины, можно выполнить парораспределение с внутренним обводом.
Такой вид обвода применяют иногда для обеспечения номинальной нагрузки турбипы при снижении начального давления (см., например, продольный разрез турбины на рис. 11-2). При этом после достижения экономической нагрузки и наиболее высоких, допустимых параметров пара в камере регулирующей ступени для дальнейшего увеличения пропуска пара одновременно открывают дополнительный сопловой сегмент в регулирующей ступени, который питается дополнительным
24§
Рис. 7-48. Схема парораспределения с внутренним обводом.
клапаном, и обводной клапан, перепускающий пар из камеры регулирующей ступени к одной из промежуточных ступеней. Схема такого парораспределения показана на рис. 7-48. Перемещения обводного клапана и регулирующего клапана подвода пара к дополнительной сопловой группе выбираются так, чтобы давление в камере регулирующей ступени сохранялось приблизительно постоянным, а температура не превышала допустимого предела. Измене-
Рис. 7-49. Изменение расходов и давлений пара в турбине с сопловым и внутренним обводным парораспределением.
ния давлений за клапанами и в ступенях турбины показаны на рис. 7-49. На том же рисунке даны графики расхода пара, протекающего через отдельные клапаны. При пропусках пара от 0 до О,86о применено сопловое парораспределение с тремя сопловыми группами, которые открываются последовательно. Линия щ/р0 показывает рост давления в камере регулирующей ступени, линия рх!ра— соответственное изменение давления в камере, куда осуществляется внутренний обвод. При пропусках пара в пределах от O,8Go до полного одновременно открывается четвертая сопловая группа и клапан внутренного обвода. В этом интервале нагрузки давление в камере регулирующей ступени удерживается на неизменном уровне, вследствие чего постоянными сохраняются расходы пара через полностью открытые первые три клапана. Изменение давления за четвертым клапаном показано линией poiv/po, в то время как па нижней диаграмме изображен расход пара через четвертый сопловой клапан, который одновременно будет меньше расхода через пятый клапан внутреннего обвода.
7-7. ВЫБОР СИСТЕМЫ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
Ранее было сказано, что при работе с недогрузкой экономичность турбины сохраняется при сопловом парораспределении более устойчиво, чем при дроссельном. Такое определение не является исчерпывающим.
На экономичность турбины влияет не только система парораспределения, но и расчетный теплоперепад, приходящийся на регулирующую ступень при сопловом парораспределении.
В самом деле, предположим, что ряд турбин имеет идеальное сопловое парораспределение с бесконечно большим числом сопловых каналов, открывающихся и закрывающихся последовательно. Эти турбины построены на одинаковые параметры пара и одну и ту же мощность и отличаются лишь тем, что доля располагаемого теплоперепада, приходящегося на регулирующую ступень при полной нагрузке турбины, взята различной для разных турбин, и изменяется в пределах от единицы до пуля.
В первом случае турбина представляет собой одну ступень, которая по условиям принятой окружной скорости, очевидно, должна быть выполнена как многовенечная ступень скорости. С уменьшением расчетного теплоперепада число венцов в регулирующей ступени будет последовательно уменьшаться, причем при малых теплоперепадах регулирующая ступень перестает отличаться от последующих нерегулируемых ступеней турбины. Следует за
247
метить, что при равных условиях расчета к. п. д. турбины при номинальной нагрузке тем больше, чем меньше расчетный теплоперепад регулирующей ступени.
Это объясняется не только тем, что при больших теплоперепадах регулирующей ступени она выполняется в виде ступени скорости, к. п. д. которой даже в оптимальных условиях меньше, чем максимально возможный к. п. д. одновенечной ступени, пропускающей тот же объемный пропуск пара (см. § 3-6). Дело в том, что в отличие от последующих нерегулируемых ступеней, которые в турбинах большой и средней мощности имеют полный подвод пара, т. е. е=1, регулирующая ступень в подавляющем большинстве турбин выполняется с парциальным подводом пара (предельные значения емакс = 0,8-4-0,96). Частичному подводу пара присущи дополнительные потери энергии, которые тем больше, чем меньше степень парциальности и чем больше число сопловых сегментов (см. § 4-2). Кроме того, после регулирующей ступени всегда оставляется свободное пространство — камера, необходимая для смешения потоков, выходящих после сопловых сегментов с разной температурой и равномерного распределения параметров потока по окружности на входе в сопловую решетку первой нерегулируемой ступени. Таким образом, в регулирующей ступени полностью теряется энергия выходной скорости, т. е. хв.с = 0.
В то же время, поскольку увеличение располагаемого теплоперепада регулирующей сту-1 D-CT
пени й00 снижает давление pi в ее камере, то, очевидно, что при этом уменьшается утечка пара через переднее концевое уплотнение турбины Gy. Для турбин небольшой мощности, у которых эта утечка составляет несколько процентов от общего расхода пара, уменьшение Gy может заметно повлиять на экономичность турбоагрегата.
При уменьшении нагрузки сокращается расход пара и понижается давление в камере регулирующей ступени. Одновременно с уменьшением этого давления будет возрастать располагаемый теплоперепад регулирующей ступени йрС1. Относительный рост теплоперепада тем больше, чем меньше расчетная величина й^ст. Увеличение перепада связано с ростом скоростей Сф и отклонением от расчетного отношения w/Сф, причем уменьшение и/сф и соответствующее этому ухудшение к. п. д. регулирующей ступени будут тем сильнее, чем меньше первоначальный расчетный теплоперепад этой ступени. Таким образом, при снижении нагрузки точки конца процесса регулирующей ступени в fS-диаграм'ме вследствие ухудшения к. п. д. будут отклоняться вправо,
Рис. 7-50. Влияние располагаемого теплоперепада регулирующей ступени на работу турбины при переменном режиме.
а —к. п. д. ступени: б — конец процесса расширения пара в ^-диаграмме (от номинальной нагрузки до режима одного полностью открытого клапана).
т. е. в сторону роста энтропии. Это отклонение увеличивается с уменьшением расчетного теплоперепада регулирующей ступени. При очень небольших значениях ЛдОст сдвиг вправо точки конца процесса будет идти почти по линии i0=const, т. е. в этом случае сопловое парораспределение уже почти не отличается от дроссельного.
На рис. 7-50 представлены результаты расчета переменного режима трех регулирующих ступеней, расчетный теплоперепад которых при полной нагрузке составляет Л^ст = 42; 84 и 126 кДж/кг. В связи с увеличением h00 и соответствующим уменьшением и/Сф к. п. д. регулирующей ступени падает. На рис. 7-50,а показаны кривые изменения к. п. д. в зависимости от расхода пара через турбину. При недогрузке к. п. д. падает тем интенсивнее, чем меньше расчетный теплоперепад регулирующей ступени.
248
Линии, на которых лежат точки конца процесса расширения пара в регулирующей ступени, для рассмотренных случаев построены в iS-диаграмме на рис. 7-50,6 и заканчиваются режимом при одном полностью открытом клапане.
Таким образом, можно сказать, что преимущества соплового парораспределения существенно сказываются в том случае, когда теплоперепад регулирующей ступени достаточно велик. Вместе с тем, как уже говорилось, большой теплоперепад регулирующей ступени несколько ухудшает экономичность турбины при ее полной нагрузке.
В практике турбостроения для конденсационных турбин применяются как дроссельный принцип парораспределения, так и сопловой.
При выборе того или иного типа парораспределения играет роль назначение турбины. Если турбина должна покрывать базовую нагрузку сети, то ее следует проектировать с возможно более высоким к. п. д. Такая турбина в процессе эксплуатации предназначается для работы с постоянной нагрузкой, соответствующей ее экономической мощности. При этих условиях работа турбины с недогрузкой должна происходить лишь в редких случаях и турбина может быть выполнена с небольшим числом регулирующих клапанов или даже с чисто дроссельным парораспределением.
В то же время нагрузка энергосистемы очень сильно меняется как в течение недели, резко снижаясь к концу ее, так и в течение суток. Поэтому большинство установок во многих случаях, включая блоки такой мощности, как 500 МВт, должны проектироваться для работы и при частичной нагрузке. В настоящее время с достаточной степенью уверенности можно говорить о базовых агрегатах лишь при мощностях блоков электростанций порядка 1 млн. кВт, сжигающих органическое топливо и блоков мощностью порядка 500 МВт и более атомных станций.
Рассматривая вопрос о том или ином способе парораспределения, следует учитывать условия надежной работы турбины.
В турбинах с сопловым парораспределением, как указывалось в § 4-2, в лопатках регулирующей ступени возможно возникновение значительных динамических напряжений, вызванных парциальным подводом пара. Поэтому в этих лопатках допускаются очень небольшие напряжения на изгиб (определяемые в статических условиях), обычно не превышающие =45^20 МПа. Расчетные напряжения на изгиб пропорциональны мощности ступени и высоте лопаток. Чем больше мощность турбины и выше удель
ный объем свежего пара, тем больше эти напряжения.
Так, например, если для турбины К-1200-240 выполнить сопловое парораспределение, то расчетная мощность одновенечной регулирующей ступени составит Р = 75 МВт, а хорда профиля лопаток этой ступени при допускаемых напряжениях на изгиб должна быть не менее />2=150 мм. Аналогичные размеры рабочих лопаток регулирующей ступени имели бы быстроходные турбины насыщенного пара уже при мощности агрегата меньше 500 МВт.
В турбинах высоких начальных параметров для обеспечения равномерного прогрева по окружности иногда отказываются от соплового и переходят к дроссельному парораспределению (см. рис. 9-26). Такое вынужденное решение принимают с расчетом, чтобы при изменениях нагрузки турбины вызывать как можно меньшие температурные градиенты в корпусе. Поскольку при дроссельном парораспределении состояние пара в промежуточных ступенях меняется по линиям постоянной энтальпии, изменение нагрузки при дроссельном парораспределении приводит к меньшим колебаниям температур корпуса турбины и к меньшим температурным напряжениям.
В связи со сказанным выше турбины очень больших мощностей и особенно турбины насыщенного пара для АЭС обычно выполняются с дроссельным парораспределением (см., например, рис. 9-17, 9-30, 9-32 и др.).
Регулирование мощности турбоагрегата, установленного на станциях, работающих на органическом топливе, может осуществляться в этом случае так называемым способом скользящего давления, т. е. с помощью парогенератора. Этому способу изменения мощности турбины посвящен следующий параграф.
Для покрытия пиковой нагрузки в энергетических системах предусматриваются специальные агрегаты. Ими могут быть гидроаккумулирующие станции, газотурбинные установки и паровые турбины. К таким турбинам предъявляется требование быстрого пуска и сохранения экономичности в широких пределах изменения нагрузки. Абсолютный уровень экономичности не играет столь большой роли, так как количество киловатт-часов, вырабатываемых турбинами при снятии пиковых нагрузок, невелико.
Существенное значение имеет вопрос о выборе числа сопловых сегментов при сопловом парораспределении и о влиянии числа клапанов на экономичность турбины при недогрузке.
Иллюстрацией может служить диаграмма рис. 7-51. Здесь .в зависимости от относитель-
249
Рис. 7-51. Изменение мощности турбины в зависимости от изменения расхода пара при различных системах парораспределения.
ного расхода пара через турбину построены кривые изменения мощности для двух случаев: чисто дроссельного парораспределения — кривая Ьс и идеального соплового парораспределения с бесконечно большим числом сопловых групп — кривая Ьа.
Эти кривые построены в предположении, что при полном пропуске пара мощности обеих турбин одинаковы (что является условным, так как при больших расчетных пропусках пара экономичность турбины с дроссельным парораспределением может быть выше, чем турбины с сопловым парораспределением). При частичных пропусках пара экономичность турбины с идеальным сопловым парораспределением выше, чем турбины с дроссельным распределением, так что кривая Ьа ложится выше кривой Ьс.
Снижение мощности в турбине с дроссельным парораспределением объясняется потерями, вызванными дросселированием пара, и определяется разностью ординат обеих кривых.
Если разбить сопловую решетку первой ступени на две группы с одинаковым числом лопаток, то при одном полностью открытом клапане экономичность турбины совпадает в точке е с экономичностью турбины с идеальным сопловым парораспределением, а .вся кривая изменения мощности при двух сопловых группах изобразится линией bed, причем выигрыш мощности по сравнению с турбиной с дроссельным распределением представится горизонтально заштрихованной площадью. При четырех группах сопл получим кривую изменения мощности bhegf.
Сравнение этих кривых показывает, что при переходе к двум сопловым группам было достигнуто существенное повышение экономичности. Дальнейшее увеличение до четырех
групп дает уже значительно меньший, хотя и ощутимый, выигрыш мощности — площадь, заштрихованная вертикально.
Переход от четырех к большему числу сопловых групп позволяет выиграть уже совсем небольшую дополнительную мощность.
Диаграмма рис. 7-51 наглядно показывает, что при осуществлении соплового парораспределения нет оснований увлекаться большим числом сопловых групп. Поэтому практически при сопловом парораспределении турбины чаще всего выполняют с четырьмя и в редких . случаях с шестью-восьмью сопловыми сегментами.
Соединение сопловых каналов в отдельные регулировочные группы производится различными способами. Если при проектировании турбипы заранее известно, в каких пределах будет в процессе эксплуатации изменяться ее нагрузка или, вернее, при каких мощностях турбина будет работать наиболее продолжительное время и выработает наибольшее количество киловатт-часов, то рационально расположить в турбине наибольшее число регулирующих групп именно в этих пределах мощности турбины.
Пусть, например, известно, что турбина основное время будет работать с нагрузками от 0,4 до 0,8 максимальной мощности, в то время как нагрузка меньше 0,4 и больше 0,8 встречается лишь в редких случаях и кратковременно.
В этом случае парораспределение следует выбрать так, чтобы мощность до 0,4 максимальной могла быть достигнута при работе одного регулирующего клапана, дальнейшее увеличение пропуска пара осуществлялось открытием двух или трех последовательных групповых клапанов. И, наконец, повышение мощности от 0,8 до максимальной достигалось бы перегрузочным клапаном, подводящим пар в одну из последующих ступеней турбины. В данном случае полный подвод пара к первой ступени будет, очевидно, соответствовать нагрузке 0,8 максимальной.
Указанная разбивка регулирующих групп является, конечно, одним из возможных вариантов и приводится в качестве примера. При проектировании системы парораспределения особенно ответственных турбин следует исходить из предполагаемого графика их нагрузки и выбор регулирующей системы базировать на результатах подсчетов сравнительной экономичности нескольких вариантов.
Необходимо, однако, заметить, что в большинстве случаев приходится считаться не только с предположительными условиями работы турбины, которые меняются с течением времени, но и с существующими на заводе типами распределительных органов, с имеющимися
250
моделями клапанов и т. д. Поэтому нередко сопловой аппарат разбивают па группы с приблизительно одинаковым числом сопл и применяют одинаковые групповые клапаны.
При выборе последовательности открытия регулирующих клапанов существенное значение имеют условия прогрева корпуса турбины. Поэтому, например, в турбинах высокого давления, где в связи с большой массой цилиндра и в особенности фланцев горизонтального разъема приходится уделять большое внимание равномерному прогреву турбины, часто открывают одновременно первый и второй регулирующие клапаны, подающие пар один в нижнюю, а другой в верхнюю половину цилиндра с тем, чтобы как нижняя, так и верхняя части турбины разогревались одновременно.
7-8. РЕГУЛИРОВАНИЕ МОЩНОСТИ ТУРБИНЫ СПОСОБОМ СКОЛЬЗЯЩЕГО ДАВЛЕНИЯ
Поскольку энергетические блоки (парогенератор и турбинная установка) подавляющего большинства электростанций на органическом топливе не только работают при номинальной мощности, но часто меняют свою нагрузку, то очевидно, что при проектировании и эксплуатации их должны быть обеспечены следующие условия:
1) изменение нагрузки не должно приводить к снижению надежности блока;
2) изменение нагрузки должно проходить с возможно меньшим по сравнению с номинальным режимом ухудшением показателей экономичности.
При регулировании мощности агрегата с помощью органов парораспределения турбины, как это было рассмотрено выше, в § 7-6 и 7-7, парогенератор и паропроводы свежего пара постоянно находятся под действием номинального начального давления. При регулировании мощности парогенератором, когда нагрузке агрегата соответствует примерно пропорционально изменяющееся начальное давление, длительная работа при пониженном давлении повышает долговечность металла поверхностей нагрева парогенератора и паропроводов, идущих к турбине [Л. 16]. Одновременно повышается надежность работы турбины. Поскольку при этом давление пара перед турбиной меняется (скользит) соответственно нагрузке, а температура пара поддерживается постоянной, то неизменной оказывается температура в большинстве ответственных элементов турбины. Благодаря этому при изменении нагрузки нс появляются дополнительные тепловые расширения, не меняются термические напряжения, нет неравномерного прогрева по окружности, специфического для
Рис. 7-52. Процесс расширения пара в iS-диаграммс в ЧВД конденсационной турбины с дроссельным парораспределением при постоянном ( ) и скользящем (-------) начальном давлении ро-
частичной нагрузки турбин с сопловым парораспределением, уменьшаются напряжения, особенно динамические, в лопатках первой ступени (см'. § 7-6), т. е. повышается надежность работы турбины, улучшается ее способность к маневрированию.
Поскольку регулирование скользящим давлением не требует выделенной первой (регулирующей) ступени, парциального подвода и сопловых коробок для отдельных групп сопл, то, с одной стороны, упрощается конструкция турбины, в частности, нет необходимости в тройных стенках: сопловые коробки, внутренний и внешний корпуса цилиндра высокого давления (см. гл. 9), характерных для современных паровых турбин; с другой стороны, повышается экономичность турбины при номинальном режиме.
Рассмотрим, как меняется тепловая экономичность турбинной установки и блока в целом при переходе от регулирования турбиной (постоянное давление р0 = const) к регулированию парогенератором (скользящее давление Po=var). Такой переход возможен как для действующих установок, имеющих дроссельное или сопловое парораспределение, так и для вновь проектируемых агрегатов.
На рис. 7-52 изображен в iS-диаграммс процесс расширения пара в части высокого давления конденсационной турбины высоких начальных параметров с промежуточным перегревом пара при дроссельном парораспределении для двух случаев (при расходах пара Go и С/Со=О,5):
251
а) при постоянном давлении, т. е. р0 = const и const (оплошные линии);
б) при скользящем давлении, т. е. р0 — чаг и /0 = const (пунктирные линии).
При неизменной температуре промежуточного перегрева /Пп давление за частью высокого давления будет меняться пропорционально расходу пара и при одной и той же величине G/Go процесс расширения пара после промежуточного перегрева, а следовательно, и мощность этой части турбины, не будут зависеть от способа регулирования свежего пара, т. е. будут одинаковыми как для постоянного, так и для скользящего давления:
ЯЧСД+ЧНД = const> рчсд+чнд = const
При уменьшении пропуска пара давление перед первой ступенью будет определяться расходом пара, причем при скользящем давлении и Zo = const оно будет несколько выше, чем при постоянном давлении и io=,const, из-за более высокой начальной температуры. Эта разница в давлениях не так велика, хотя все же ощутима. Так, например, при ро=2О МПа и /о=550° С и снижении расхода пара вдвое, эта
рск_/тост
разница составляет----—----= 0,03 (см. рис.
Ро
7-52).
Сравнивая при частичной нагрузке процесс расширения пара в ЧВ'Д турбины, легко обнаружить, что как начальная, так и конечная энтальпии будут больше при регулировании скользящим давлением. Однако поскольку параметры на входе в проточную часть ЧВД при скользящем давлении будут выше, то и немного больше будет располагаемый теплоперепад проточной части, хотя даже при значительном уменьшении расхода пара он мало меняется по сравнению с режимом номинальной нагрузки. Поскольку изменение Н ?вд невелико, то можно считать, что не будет меняться и к. п. д. проточной части ЧВД. Таким образом, оказывается, что при частичном пропуске пара использованный теплоперепад ЧВД и, следовательно, внутренняя мощность ЧВД оказываются большими при регулировании скользящим давлением:
- (РЕПОСТ = G [(«- i„OCT)
(^2ск Лапост)] z== G о — Д/2) — GiiicK- (7-72) Очевидно, что
AiCK=A/'o—Л^2>0. (7-73)
Для простоты, предполагая, что расход пара после промежуточного перегрева равен 252
расходу свежего пара, запишем выражение для абсолютного внутреннего к. п. д. турбинной установки при частичном пропуске пара: для постоянного давления
+77чсД+Чнд
z’o—щ.в+inn —г-2
и скользящего давления
_,0_/2 + д/ск + 777сД+чнД
Го - г'п.в 4” г’пп - Z2 4" ДГск
здесь /^чсд+чнд _ использованный теплоперепад турбины после промежуточного перегрева с учетом отборов пара для регенеративного подогрева питательной воды (см. § 1-5).
Поскольку согласно (7-73) AiCK>0, а в формулах (7-74) и (7-75) числитель меньше зна-менателя (так как тц< 1), то т. _> , т. е.
при всех режимах частичного пропуска пара экономичность турбинной установки при работе со скользящим давлением пара всегда выше, чем при работе с постоянным давлением и дроссельным п ар ор аспр ед ел ением.
На рис. 7-53 показано сравнение этих двух видов регулирования мощности на примере турбины К-500-240 ХТГЗ с начальными параметрами пара ро = 23,5 МПа, Zo = 54O °C, промежуточным перегревом при рПп = 3,84 МПа до ^ш1=540°С и рк = 4,4 кПа.
Разность значений пунктирной и сплошной линий дает на рис. 7-53 относительный выигрыш в удельном расходе тепла. Как видно из графика, при расходах пара G/G0<0,65 этот выигрыш составляет Дг/эМ = 22,5 %.
Для тех же условий, что были приняты при построении рис. 7-52, на рис. 7-54 изображен
Рис. 7-53. Сравнение удельного расхода тепла для турбины К-500-240 при различных способах регулирования мощности.
1 — дроссельное парораспределение и Po=const; 2 — дроссельное парораспределение и p0=var; 3 — сопловое парораспределение и Po=const.
Рис. 7-54. Процесс расширения пара б «S-диаграмме в ЧВД конденсационной турбины с сопловым парораспределением.
1 — линия «У при p0=const и четырех регулирующих клапанах; 2 — линия «2 прн p0=const и бесконечном числе клапанов; -----— при po=var.
ствительной кривой лишь в точках полностью открытых клапанов.
При скользящем давлении p0 = var состояние пара как за первой (регулирующей) ступенью, так и за всем ЧВД будет таким же, как и при дроссельном парораспределении и скользящем давлении: температуры пара за всеми ступенями ЧВД почти не меняются с уменьшением расхода пара. Не меняется также и к. п. д. первой (регулирующей) ступени.
Сравнивая для данного случая два вида регулирования мощности, мы видим, что с уменьшением расхода пара начальная энтальпия при скользящем давлении оказывается большей, чем при постоянном давлении, т. е. А/о>0.
Изменение конечной энтальпии подчиняется сложной зависимости, определяемой величиной располагаемого теплоперепада регулирующей ступени, выбранного для нее отношения скоростей и числа клапанов. В общем случае при данном расходе пара могут встретиться все случаи, а именно AiCK>0; AiCK = 0; Ai‘ck<0. Очевидно, что используемый тепло-перепад ЧВД при скользящем давлении может быть как больше, так и меньше использованного теплоперепада при постоянном давлении:
хЧВД Оси

ЧВД вост
процесс расширения пара в ЧВД для соплового парораспределения в случае постоянного и скользящего давления. В этом примере используемый теплоперепад регулирующей ступени при номинальном режиме равен = 0,2; число клапанов — 4 с одинаковым числом сопл в каждой группе.
При постоянном давлении р0=const с уменьшением расхода пара располагаемый тепло-
V / Р-ст _ _
перепад регулирующей ступени п0 возрастает, а использованный теплоперепад ее меняется согласно примеру, приведенному на рис. 7-42. При этом к. п. д. регулирующей ступени понижается, так как отношение скоростей отклоняется от расчетного (предполагаем, что при номинальном режиме оно принято оптимальным), уменьшается степень парциальное™ и добавляются потери дросселирования при режимах частичного открытия одного из клапанов. Соответственно изменению состояния пара на выходе из регулирующей ступени (см. рис. 7-43) меняется и конец процесса расширения пара во всем ЧВД, как это показано на рис. 7-54. Если предположить так называемое идеальное сопловое парораспределение, т. е. отсутствие потерь от дросселирования, то кривая, характеризующая состояние пара в конце ЧВД, будет иной, совпадающей с дей-
Таким образом, согласно выражениям для абсолютного внутреннего к. п. д. турбинной установки (7-74) и (7-75) экономичность установки для случая соплового парораспределения может быть при скользящем давлении как выше, так и ниже, чем при постоянном давлении. Для случая, рассмотренного на рис. 7-54, сравнение представлено на рис. 7-55. Здесь сплошная линия относится к изменению А/о в зависимости от расхода пара, пунктирная — к изменению Ai2 при четырех клапанах, штрих-пунктирная— к идеальному сопловому парораспределению. Из графика видно, что использованный теплоперепад ЧВД для скользящего давления будет в данном примере выше, чем при постоянном давлении при G/Go>O,82.
С уменьшением использованного теплоперепада регулирующей ступени, уменьшением числа клапанов, т. е. с приближением к дроссельному парораспределению, зона G/Go, когда скользящее давление более экономично, возрастает, а ухудшение экономичности установки при малых расходах пара будет меньшим.
На рис. 7-53 показано сравнение скользящего давления специально спроектированной турбины (без регулирующей ступени) и постоянного давления с сопловым парораспределением для турбины К-500-240 ХТГЗ. При номи-
253
Рис. 7-55. Разность энтальпий пара: начальной Ai0 и конечной At2=i2CK—i’2noCT для ЧВД конденсационной турбины при скользящем и постоянном начальном давлении.
------ сопловое парораспределение с четырьмя клапанами; — • — • — • сопловое парораспределение с бесконечным числом клапанов; — X — X — X — X — дроссельное парораспределение.
нальном режиме использованный теплоперепад регулирующей ступени Лр0сг=52 кДж/кг, режимы полностью открытых клапанов соответствуют расходам пара Gi/Go=O,68, Gn/G0 = = 0,94 и Gni/Go—1,00.
Как видно из рис. 7-53, дроссельное парораспределение при скользящем давлении дает выигрыш в экономичности по сравнению с сопловым при постоянном давлении (горизонтальная линия) при G/Go>0,8; они равноценны при G/Go= 0,534-0,58. При остальных режимах экономичность установки выше при постоянном давлении. Наибольшая разница при G/Go = O,3 и G/Go=O,75 составляет — 0,5%.
Кривые на .рис. 7-53 и 7-55 показывают, что возможно и наиболее выгодно с точки зрения тепловой экономичности комбинированное регулирование мощности: при малых нагрузках используется сопловое парораспределение при постоянном давлении, при больших — скользящее давление. Подробно такая программа регулирования рассматривается в [Л. 16].
Особенно большой выигрыш в экономичности достигается при работе со скользящим давлением при регулировании мощности питательного насоса, когда с уменьшением нагрузки парогенератора и соответственно снижением давления питательной воды уменьшается мощность питательного насоса. Этого, в частности, можно достигнуть путем изменения частоты вращения и мощности паровой турбины, служащей для привода питательного насоса.
Однако главное преимущество скользящего давления — это повышение надежности работы блока при пониженных нагрузках и упрощение конструкции цилиндра высокого давления турбины. При скользящем давлении можно отказаться от регулирующей ступени, лопатки которой испытывают большие напряжения (см. рис. 7-44) и подвергаются значительным динамическим усилиям.
В настоящее время ряд турбин у нас и за рубежом проектируются для работы на скользящем давлении, к ним относится турбина К-1200-240 ЛМЗ (см. § 9-2). У нас и в некоторых других странах накоплен допаточно большой опыт эксплуатации блоков на скользящем давлении.
ГЛАВА ВОСЬМАЯ
ВЛИЯНИЕ ИЗМЕНЕНИЙ ПАРАМЕТРОВ ПАРА НА МОЩНОСТЬ ТУРБИНЫ
Во время работы турбинной установки возникают отклонения нс только расхода пара от расчетного. Часто не соблюдаются расчетные величины параметров пара: давления и температуры свежего пара, давления отработавшего пара, давления и температуры промежуточного перегрева, имеют место те или иные отклонения в тепловой схеме установки от номинальных условий ее работы. Влияние последних отклонений на экономичность установки может быть учтено с помощью коэффициентов ценности методом, разработанным проф. Я. М. Рубинштейном [Л. 27].
ТбхМ же способом в первом приближении можно оценить и влияние изменений начальных и конечных параметров на работу турби
254
ны. Однако этот вопрос настолько важен, что требует более подробного рассмотрения.
Отклонения начальных параметров пара, как правило, связаны с нарушениями нормальной работы парогенератора и допускаются лишь в ограниченных пределах.
Изменения давления отработавшего пара при удовлетворительном состоянии конденсационной установки зависят от температуры охлаждающей воды и связаны с сезонными изменениями этой температуры. Поэтому давление отработавшего пара не сохраняется постоянным, и отклонения этого давления от расчетной величины значительны. Так, например, при проточном водоснабжении давление в конденсаторе может изменяться от 2 кПа (в зим-
иие месяцы) до 8—10 кГ1а (в летние месяцы). Другими словами, абсолютное давление отработавшего пара конденсационной турбины изменяется в 4—5 раз, и это существенно сказывается на работе последних ступеней конденсационных турбин.
8-1. ОТКЛОНЕНИЕ НАЧАЛЬНОГО ДАВЛЕНИЯ ПАРА
Отклонение давления свежего пара от поминального значения может существенно отражаться на развиваемой турбиной мощности. Влияние отклонения давления на мощность зависит от абсолютного уровня давления свежего пара, от противодавления, от способа парораспределения турбины и от режима, при котором работает турбина.
Если выразить внутреннюю мощность турбины таким образом:
Р i — G Н qT] 0 £,
то при небольших отклонениях Ар0 давления свежего пара от номинального давления р0 изменение мощности может быть найдено как приращение
ДК = Н.1Ц Да + О^^Дл, (8-1)
<7 С/
где первое слагаемое представляет собой изменение мощности, вызванное изменением Пропуска пара под влиянием отклонения начального давления, второе слагаемое — изменение мощности, обусловленное изменением располагаемого теплоперепада при отклонении давления р0. Влиянием небольшого отклонения начального давления па к. п. д. турбины обычно можно пренебречь.
Расход пара через сопловые сегменты первой ступени турбины при неизменном открытии регулирующих клапанов пропорционален давлению пара1, поэтому можно записать:
dG _ G дрй р0
Располагаемый теплоперепад для процесса, протекающего в области перегретого пара, можно представить так:
'Г —
Яо = — (а/а) k ] •
Учитывая, что произведение р0А при изменении только начального давления, но неизменной энтальпии перегретого пара не меняется, находим после преобразования, что
fe-i
дНо / I \ k 1
1 Эта пропорциональность точно соблюдается для конденсационных турбин и для турбин, где в соплах регулирующей ступени возникает критическая скорость.
После подстановки в уравнение (8-1) получим:
1
^Pi = GH^0i^~JrG-q0ip0v0(p2lp0) г Lpolpo Ро
(8-2) и
fe-i
ЛА Г | . PoVo f _РР\ k I ^Ро /g-3\ А у ро J j Ро
Надо подчеркнуть, что этот результат получен в предположении постоянного открытия регулирующих органов парораспределения, причем изменение мощности в этом случае определяется изменением расхода пара через турбину и располагаемого теплоперепада.
Если при выяснении влияния изменения начального давления на развиваемую турбиной мощность предположить, что расход пара должен сохраняться неизменным, то результат в большой степени будет определяться условиями работы парораспределения.
Рассмотрим возможные в этом отношении частные случаи.
Допустим, во-первых, что турбина имеет дроссельное парораспределение. Тогда при частичных нагрузках турбины, когда дроссельный клапан открыт нс полностью, давление свежего пара при постоянном его расходе через турбину вообще не отразится па мощности турбины. В самом деле, давление пара за дроссельным клапаном определяется только количеством протекающего через турбину пара, а так как это количество по условию сохраняется постоянным, то и давление пара перед Первой ступенью сохраняется постоянным, а следовательно, и мощность турбины не изме-
Рис. 8-1. Процесс в iS-диаграмме расширения пара в турбине при отклонении начального давления и постоянном расходе пара.
а.— при дроссельном парораспределении; б — при сопловом парораспределении; Zi и i'i — энтальпия пара в камере регулирующей ступени.
255
Другими словами, все изменения начального давления будут компенсироваться изменением степени дросселирования пара в клапане.
В турбине с сопловым парораспределением при повышении давления свежего пара количество пара, протекающего через полностью открытые сопловые группы, возрастает. Сохранение постоянства пропуска пара через всю турбину в этом случае может быть достигнуто, если, одновременно закрывая регулирующий клапан, сократить пропуск пара через частично открытую сопловую группу. При этом потеря от дросселирования пара в этой сопловой группе может возрасти или сократиться в зависимости от того, какое положение занимал последний регулирующий клапан перед изменением начального давления (рис. 8-1,6). Чем больше число регулирующих клапанов, тем меньше влияние на общую экономичность потерь от дросселирования в каждом из них и тем больший выигрыш мощности будет достигаться при повышении давления.
Если турбина имеет сопловое парораспределение с большим числом клапанов, так что потерями дросселирования парового потока, протекающего через частично открытый клапан, можно пренебречь, то выигрыш мощности, возникающий от повышения давления свежего пара при неизменном его расходе, определится величиной второго слагаемого в формуле (8-3) и составит приближенно:
(8’4) или также
что объясняется переходом линии расширения в область влажного пара.
Как показывает формула и кривые диаграммы рис. 8-2, отклонение давления свежего пара тем сильнее сказывается на мощности, развиваемой турбиной, чем выше противодавление турбины.
Поэтому снижение давления свежего пара перед турбиной, работающей с противодавлением, приводит к большей потере мощности, чем понижение давления перед конденсационной турбиной.
Если учитывать особенности работы парораспределения, то следует сказать, что в зависимости от конструкции системы распределения можно отметить два крайних случая влияния давления свежего пара на развиваемую турбиной мощность при G = const:
1) для турбин с дроссельным парораспределением при неизменном пропуске пара давление свежего пара вообще не отражается па мощности турбины, если дроссельный клапан не полностью открыт;
2) для турбин с идеальным сопловым регулированием (т. е. при большом числе регулирующих клапанов) давление свежего пара сказывается на экономичности наиболее сильно.
Следует иметь в виду, что регенеративный подогрев питательной воды за счет нерегулируемых отборов из турбины влияет на зависимость экономичности турбины от начального давления (рис. 8-2). В самом деле, при выводе формулы (8-3) предполагалось, что все количество пара расширяется до конечного давле
На рис. -8-2 построены кривые изменения мощности турбины в зависимости от начального давления, подсчитанные для различных отношений рг/рй.
При построении кривых номинальные параметры свежего пара были приняты одинаковыми: Ро — 8,8 МПа, /о=5ОО°С. На рис. 8-2 нанесены кривые для турбин с противодавлением р2= 1,0 и 0,1 МПа.
Построение кривых рис. 8-2,а по формуле (8-4) и непосредственно по iS-диаграмме дало практически одинаковые результаты в случае турбин с противодавлением, так как расширение пара происходит в области перегретого пара, где уравнения идеального газа более или менее приемлемы.
Аналогичные кривые для конденсационной турбины при Рк = 5 кПа построены на диаграмме рис. 8-2,6. Здесь результат расчета по формуле (8-4) (сплошная кривая) значительно расходится с непосредственным построением кривой из iS-диаграммы (пунктирная линия),
б)
Рис. 8-2. Изменение мощности турбины при отклонении начального давления (ро=8,8 МПа, /о^бОСГ’С).
а — для турбин с противодавлением; б — для конденсационных турбин;----------по формуле (8-4);--------по iS-диаграмме.
253
ния. В турбине с регенерацией часть пара отбирается при повышенных давлениях. Для каждого из потоков отбираемого пара зависимость экономичности от начального давления протекает тем круче, чем выше давление в отборе. Это обстоятельство следует иметь в виду при построении зависимости экономичности турбины с регенерацией от р0.
Если отклонения начального давления невелики (в пределах ±5°/о)> а энтальпия i0 постоянна, то можно считать, что расход тепла в парогенераторе на 1 кг пара остается неизменным. Поэтому найденное выше изменение мощности, обусловленное изменением теплоперепада (но не расхода пара), отвечает изменению экономичности при отклонении начального давления.
8-2. ИЗМЕНЕНИЕ ТЕМПЕРАТУРЫ СВЕЖЕГО ПАРА И ПРОМЕЖУТОЧНОГО ПЕРЕГРЕВА
Влияние температуры свежего пара па развиваемую турбиной мощность логично рассматривать при неизменном расходе тепла Q, учитывая, что изменение температуры одновременно сказывается и на мощности, и на начальной энтальпии пара, а следовательно, и на количестве тепла, расходуемого на 1 кг пара в парогенераторе.
Представим мощность турбины в таком виде:
п и Q-^o^oz
I-о £п.в
Изменение мощности при отклонении начальной температуры можно определить как приращение
В этом равенстве первый член правой части определяет приращение мощности, обусловленное увеличением теплоперепада, второй член учитывает рост затраты тепла на 1 кг пара при повышении начальной температуры t0. Наконец, третий член суммы учитывает влияние температуры свежего пара на к. п. д. турбины. В конденсационных турбинах нельзя пренебрегать этим влиянием, так как повышение начальной температуры пара приводит к уменьшению влажности в последних ступенях турбины и к сокращению числа ступеней, работающих во влажном паре. Это в свою очередь вызывает увеличение внутреннего к. п. д. турбины.
Производные dH0/dt0, можно определить по таблицам водяного пара. Что касается 5т]0гЖо, то для конденсационной турбины высоких параметров можно считать, что при по-
вышении начальной температуры на 30—40°С к. п. д. турбины возрастает на 1%. Это дает dx\Oi/dt0=0,00033 0,00025 1/°C, причем следует принимать тем большую величину, чем большая доля теплового перепада приходится па область влажного пара.
Вынося в уравнении (8-5) за скобку произ-ведение ------f— , получаем:
lo —Zn.B,
^р. QqHo^joi Г ЗНо io — in.в I #<) <До
___________________1 dip _1 I м
i — in.в Oto * r1Ot- dtp j 0
или также
&Pj ___[ 1 дНр___1 dip _i_1 сЦр; I
Pt [ Ho dtp io — in.B dto* rlOi dtp ] °"
(8-6)
Определим влияние начальной температуры пара для турбины с начальными параметрами ро = 8,8 МПа, /о=5ОО°С, io=3395 кДж/кг. Давление в конденсаторе примем рк=4 кПа, чему соответствует температура насыщения Д=28°С. Имея с виду, что турбина работает с системой регенерации, где питательная вода подогревается до /п.в=220сС, находим располагаемый теплоперепад H0=iD—in.в—TK(S0'—Sn.n') =1190 кДж/кг.
Расход тепла в парогенераторе на 1 кг пара составляет io—in.в = 2450 кДж/кг. Нетрудно определить: <Д/о/д/о = 1,49 кДж/(кг-сС), dio/<?io='2,54 кДж/(кг-°С).
Предполагая, что при изменении начальной температуры на 40°С относительный к. п. д. турбины изменяется на 1%, находим di]oildto=0,00025. Далее допустим, что относительный к. п. д. турбины составляет По1 = 0,84 и, подставляя найденные величины в уравнение (8-6), находим:
Д/% /1,49 2,54 0,00025 \
"Тд ( 1190 *2450^ б' 84 J Д/о== 0,000553Л/о==
= 0,0553«/о/°С.
Другими словами, при изменении начальной температуры на 10сС и при неизменном расходе тепла мощность турбины изменяется на 0,55% или при неизменной мощности на ту же величину изменяется расход тепла, т. е. экономичность установки.
Если турбина построена для работы с проад ежуточпьнм перегревом пара, то приходится считаться с возможным отклонением как начальной температуры пара t0, так и температуры fOi за промежуточным перегревателем. Рассмотрим приближенно влияние отклонения этих температур на мощность или на экономичность турбины.
Для простоты дальнейших расчетов допустим, что в системе регенерации все отборы располагаются после промежуточного перегревателя, т. е. в частях среднего и низкого давления турбины.
Напишем выражение мощности турбины:
<8-7>
здесь /ДоцПг — использованный теплоперепад части высокого давления до промежуточного перегревателя; Я1Тот]пог— приведенный ис
17—326
257
пользованный теплоперепад пара от давления за промежуточным перегревателем до давления отработавшего пара, подсчитанный для установки с развитой системой регенерации.
Расход тепла в установке с промежуточным перегревом напишется так:
Qo= G (1'0—i'd.b + i'oi—ii)
или также с учетом, что ii = i0—
= + (8-8)
Здесь предполагается, что через промежуточный перегреватель протекает все количество пара.
Решив равенство (8-8) относительно расхода пара G и подставив его в формулу (8-7), получим:
pi Я^Й+^М! _ОА
Считая, что расход тепла должен сохраняться неизменным и рассматривая выражение (8-9) как сложную функцию от начальной температуры пара (0 и температуры промежуточного перегрева ZOi, можем для небольших отклонений A/о и A7oi этих температур написать:
LPi _dPi дИ1 । ( dPi dHl1 Qo 'дН* dt0
i dPi dr>oi \dPj di01 \ ^0I ^0I /
(8-10)
Первое слагаемое определяет зависимость мощности ЧВД от начальной температуры, остальные слагаемые учитывают влияние температуры промежуточного перегрева на мощность, развиваемую паром после промежуточного перегрева. При выводе формулы (8-10) предполагалось, что к. п. д. ЧВД рЧи не зависит от начальной температуры /0, так как все расширение в ЧВД происходит в области перегретого пара. Входящие в формулу (8-10) частные производные напишутся так:
1 dPi _ .
Qo dHl (ioi — /п.в + ^Mi)2
1 dPt __ ^й_______________.
Qo дН™ ioi — /п.в +
да }(8'11)
1 dPi ____
Qo ^й Й1 — /п.в +
1 dPj __ ^й + ^р^й
Qo di01 (z01 —in .B+ Н^й’)2
)
Подставив эти выражения в (8-10) и разделив на (8-9), найдем после преобразований:
ДР/ 1 Ьй Ooi-^й— /п.в)
Pi - ЛАД J TfHMI ; ; I Г/Ll X
“o^oz + //() A ~~ ,П-Б + И0Г1о1
—
+ ^й cH'oi Л/
’ /01-/n.B+Pj<.^oi P01
8-3. ВЛИЯНИЕ ДАВЛЕНИЯ ОТРАБОТАВШЕГО ПАРА НА МОЩНОСТЬ ТУРБИНЫ
Большое значение для экономичноеги турбины имеет давление отработавшего пара. Как уже отмечалось, давление в конденсаторе изменяется в широких пределах в зависимости от времени года. Точно так же регулируемое давление турбин с противодавлением и турбин с промежуточным отбором пара может устанавливаться на различные уровни.
Рассматриваемое ниже влияние изменения давления отработавшего пара на мощность турбипы относится к последним ступеням конденсационных турбин и турбин с противодавлением, а также к последним ступеням перед камерой отбора теплофикационных турбин (см. гл. 10).
В дальнейшем предполагается, что при изменении давления отработавшего пара расход сохраняется постоянным, а следовательно, и затраты тепла также не меняются. Поэтому выраженное в процентах изменение мощности турбины при отклонениях давления эквивалентно изменению ее экономичности при постоянной мощности.
Поскольку изменение конечного давления главным образом сказывается на режиме работы последней ступени, го в основу расчета положим анализ переменного режима работы последней ступени, проведенный в § 7-4.
В этом параграфе было показано, что начиная с режима, когда в минимальном сечении рабочей решетки последней ступени возникает критическая скорость, т. е. w2t = a*, понижение давления за ступенью рк при GK = const не вызовет изменения давления пара перед последней ступенью.
Таким образом, все изменение мощности турбины будет происходить лишь за счет изменения мощности последней ступени.
В связи с этим и для всей турбины исследование влияния изменения конечного давления следует провести раздельно для двух областей:
а) докритической, когда в рабочей решетке последней ступени скорость пара меньше скорости звука;
258
б) Зйкритической, которая начинается с режима, когда в выходном сечении рабочей решетки устанавливается скорость звука.
Подсчет изменения мощности будет производиться по сравнению с той мощностью, которую развивает турбина при достижении звуковой скорости в выходном сечении рабочей решетки последней ступени. Обозначим давление за ступенью, соответствующее этому режиму, рк=рк0 (рис. 8-3). Остальные параметры при этом также обозначим индексом 0.
При докритическом течении пара в рабочей решетке последней ступени напишем мощность турбипы в такой форме
Pi — G — c-~\, (8-13)
где Но1Т]*0г — внутренняя мощность турбины, подсчитанная без потери с выходной скоростью; с22/2 — кинетическая энергия потока пара, покидающего турбину; т]*ог-— относительный внутренний к. п. д. турбины, который взят без учета потери с выходной скоростью. При изменениях противодавления рк изменяются располагаемый теплоперепад Н01 и потеря с выходной скоростью. Что касается к. п. д. тГог, то согласно § 7-4, особенно при значительных изменениях рк, также нельзя считать, что он сохраняется неизменным.
Поэтому примем, что
П*ог = у(П*ог)0,
где (т]*0г)о относится к режиму с w^t — а*, а коэффициент у< 1 зависит от рк/рко, и дру-
Рис. 8-3. К расчету влияния конечного давления на мощность турбины.
гих параметров последней ступени (см. § 7-4) и всей турбины.
Определим, как изменится мощность турбины по сравнению с начальной мощностью, подсчитанной для случая, когда в выходном сечении рабочей решетки возникла звуковая скорость, если давление за последней ступенью возросло и течение пара перешло в область дозвуковых скоростей. Обозначая индексом 1 режим при докритических скоростях и индексом 0 параметры, отвечающие критической скорости w2* = a*, напишем приращение мощности в такой форме:
= о(7)*oi)« - ^'7^]- (8-14)
При этом, очевидно, будет отрицательной величиной, так как Н01<Н00. Для дальнейших преобразований будем пользоваться уравнением идеального газа, несмотря на то что для насыщенного пара, в области которого лежит процесс расширения конденсационных турбин, такое предположение можно рассматривать лишь как грубое приближение.
Составим уравнение неразрывности для того случая, когда в выходном сечении рабочей решетки возникает звуковая скорость:
(845)
кроме того, воспользуемся зависимостью звуковой скорости от параметров потока
a\ = kp*v*.
Найдя из последнего соотношения ц* и подставив его в уравнение неразрывности, получим или также
Далее представим теплоперепады k
== । (ДА ркУкр
Н 1 (/?оА - PkoUko),
а их разность, приняв в первом приближении у=1:
Hoi Ноо ==- fa | (РкоАо --- рк^к) =
fe—1
£__1 РкоУко р (Р*/Рко) (8-17)
Рассматривая выходной треугольник скоростей, напишем:
сй2 = w22 — 2uw2 COS р2э + uz.
(8-18)
17*
259
Подставляя это выражение в равенство (8-14) и учитывая, что рко=Р*, ^ко = ^*, ze»2o"= = а*, находим:
fe-I
ДЛ = G p*v* 11 — (k 1 (7j‘xoz)o -
I Ai—1 *1 \PkoJ I 7
---l(^£2i — a2 J — 2м cos р2Э (w21 — a*)]| =
fe-1
= G [* — k ] to*4 “
я2* I /ay2Л2 PI I 0 /a-21 .\)
-тг[(77) - 1| + «а*со8Ц—-lj'= fe—1
= Ga\ 11 ~ (Рк/Рко) j (7J’xo/)o
____1 l/^iV j Li цс<Мгэ /№i A|t /g_]9x
2 Lx'7*/ J~ a* \a* h ' 7
Представив отношение скоростей через отношение давлений:
1
W21___ ОК (Р* \ к
a* и* \Р« )
и обозначив — = вк, преобразуем формулу Р*
(8-19):
k—1
Для перегретого пара или газа нетрудно найти критическую скорость в среде, покидающей рабочую решетку последней ступени. В случае конденсационной турбины, когда пар влажный, можно принимать приближенно критическую скорость равной п*~370 м/с. Следует также заметить, что при различных режимах работы конденсационной турбины подсчитанное для какого-либо режима произведение р*п* сохраняется почти постоянным, а следовательно, и звуковая скорость п* мало меняется при изменениях пропуска пара через турбину и конечного давления.
Формула (8-20) показывает, что изменение удельной мощности APJG, помимо конструктивных величин, зависит только от 8к=Рк/р*-В свою очередь, замечая, что Pt/G^aJkixJFz, и подставляя эту постоянную для рассматриваемой ступени величину в отношение 8К, можно представить изменение удельной мощности в области дозвуковых режимов как функцию одной переменной:
bPi _ г f рк \
G ~ G )
Для режимов со сверхкритической скоростью истечения пара из рабочей ре
Шетки последней ступени зависимость изменения мощности турбины о г давления отработавшего пара находится па основании следующих соображений.
Как отмечалось выше, при достижении критической скорости и последующем расширении в косом срезе рабочей решетки расширение пара в турбине от начального состояния до критического сечения последней ступени остается неизменным при изменениях давления отработавшего пара. Таким образом, отклонение мощности турбины определяется лишь изменением мощности последней ступени за счет расширения пара в косом срезе.
Представим мощность последней ступени в таком виде.
Piz=Gu(Wi cos Pi + tc'2cos рг)/?вл; (8-21)
здесь коэффициент /гвл учитывает понижение мощности при работе в области влажного пара (см. § 4-5).
После того как относительная скорость выхода пара из рабочей решетки достигнет критической скорости w2=a*, дальнейшее расширение пара будет вызывать рост скорости с одновременным отклонением потока в косом срезе, так что W2>a*. При этом приращение мощности последней ступени найдется как
разность:
ДР,2 — Gu [to2 cos (^2Э-ф- 8) — a* cos fL»]£вЛ. (8-22)
Выразим приращение кинетической энергии, вызванное дополнительным расширением: fe—1
1-вИ- (8-23)
W22— kp*V*
2 —' k — 1
Решая это равенство относительно w2, можно после преобразований найти:
да2 —~ £+"Isk J (8‘24)
С другой стороны, по формуле (2-70) найдем синус угла потока при выходе из рабочей решетки:
______________________________i_ sin(?!,+8)=sm₽„^^ = sinp!9slt к ^-(8-25)
Пользуясь этими выражениями, подставляя их в (8-22) и производя преобразования, получаем:
ДРtz — Gil [W2 jL" 1 -— SHI2 (ргэ -ф“ 8) — COS р2э ^вл И
— COS р2э &вл"
260
Так же как в области докритических скоростей, приращение мощности турбины в зависимости от давления отработавшего пара определяется относительным давлением 8К —Рк/Р*, а следовательно, может быть выражено как функция отношения pKjG.
Поскольку удельное приращение мощности в основном зависит только от величины pKjG, то зависимость APJG от p^G получила название универсальной кривой приращения мощности отдавления в конденсаторе. Она может быть легко перестроена для различных пропусков пара G. Универсальность этой зависимости была найдена проф. А. С. Зильберманом.
Увеличение мощности по мере понижения давления отработавшего пара происходит до тех пор, пока не будет достигнуто предельное расширение в косом срезе. Как было показано в § 2-6, это предельное давление определяется отношением
2fe
sa = е* (sift ^2э)
Дальнейшее понижение давления рк нс вызывает увеличения проекции ay2cos (fta + S), не сопровождается ростом мощности. Таким образом, при ек<е универсальная кривая имеет горизонтальный участок.
На рис. 8-4 построена универсальная зависимость для конденсационной ту.рбины. Последняя ступень этой турбины имеет следующие размеры: средний диаметр J=2400 мм, длина лопатки / = 900 мм, окружная скорость на среднем диаметре и=ЗП м/с, угол выхода р2Э = 35°. Построенная на рис. 8-4 универсальная кривая подсчитана по уравнениям (8-20) и (8-26), которые, как было указано выше, справедливы для идеального газа, а для насыщенного пара могут быть использованы как первое приближение. Однако, коль скоро универсальность зависимости предыдущими выводами доказана, можно универсальную кривую
Рис. 8-4. Пример универсальной зависимости приращения мощности конденсационной турбины ст конечного давления.
------ влияние отбора пара в подогреватель низкого давления.
давления при различных пропусках пара.
подсчитать не по этим уравнениям, а непосредственно пользуясь LS-диаграммой.
Приближенность построения универсальной кривой связана не только с применением уравнения идеального газа, но также и с тем, что в основу расчета были положены осред-нспные параметры пара, средняя окружная скорость и неизменный угол р2п. В действительности в последних ступенях конденсационных турбин с малыми dfl все эти величины переменны по радиусу. Поэтому более точное решение может быть получено, если для каждого значения pK/G величину APi/G находить как результат интегрирования по радиусу ступени. Однако с учетом коэффициента у погрешность подсчета по средним параметрам нс столь велика.
Пользуясь формулами этого параграфа, следует учитывать также изменение расхода пара через последний отсек турбины в зависимости от давления в конденсаторе. Снижение давления пара в конденсаторе и, следовательно, уменьшение энтальпии воды на входе в последний (по потоку пара) подогреватель вызывает необходимость дополнительного отбора пара в этот подогреватель, так как энтальпия воды на выходе из него практически не меняется. С учетом этого на универсальной кривой на рис. 8-4 вместо участка неизменной мощности (рк/С<0,05 кПа/кг/с) пунктиром показана кривая, характеризующая уменьшение мощности при снижении давления рк.
Пользуясь универсальной кривой, легко построить сетку кривых изменения мощности одного потока турбины от давления отработавшего пара при разных пропусках пара в конденсатор. Такая сетка нанесена на рис. 8-5. Если исключить области, близкие к предельному вакууму, то наклон этих линий близок между собой и протекание их достаточно близко к прямолинейному. При изменении давле
261
ния на 1 кПа мощность в данном примере изменяется приблизительно на 1000 кВт на один поток низкого давления, т. е. приблизительно на 1 % номинальной мощности четырехпоточной турбины 500 МВт.
При построении кривых рис. 8-5 учитывалось различие номинальных давлений в конденсаторе для разных пропусков пара.
Следует особо подчеркнуть, что если зависимость мощности турбин от давления отработавшего пара определяется экспериментально, то эту зависимость достаточно найти для одного постоянного расхода пара в конденсатор, после чего, пользуясь универсальностью зависимости &Pi/G от pvjG, ее можно перестроить для любого иного пропуска пара.
8-4. ОСЕВЫЕ УСИЛИЯ ТУРБИНЫ ПРИ ПЕРЕМЕННОМ РЕЖИМЕ
В § 5-6 было показано, что осевые усилия в турбине возникают в результате давления пара на поверхности ротора турбины.
В общем случае осевое усилие, передаваемое на упорный подшипник, может быть выражено как сумма:
. = p2)-Sx(P1-px), (8-27)
где S — площади кольцевых поверхностей ротора; рп — давления в различных точках проточной части турбины; Sx—площадь разгрузочного диска; рх — давление в камере разгрузочного диска.
Рассмотрим, как изменяется осевое усилие, действующее па ротор турбины, при изменении пропуска пара.
Для конденсационной турбины р2=Ри— малая величина, которой можно пренебречь. Промежуточные давления рп, давление pi в камере регулирующей ступени, давление рх в камере разгрузочного диска, связанной с какой-либо из ступеней турбины, выражаются законом прямой пропорциональности:
G - G1 G
Рп-- Pno ; Рх~ Рхо q J Pi — Pio
Подставляя эти выражения в формулу (8-27) и отбрасывая р2, находим:
Ry= SSp„,Q- - Sx ( р„ — ^„g-) = = ЙУ(,Д (8-28)
Таким образом, в конденсационной турбине осевое усилие Ry пропорционально пропуску пара и достигает максимума при полном пропуске пара Go- При этом мы пренебрегли осевым усилием в регулирующей ступени, которое обычно невелико. При необходимости учет осевого усилия в регулирующей ступени можно произвести по [Л. 30]. Если благодаря раз
262
грузочному диску осевое усилие полностью уравновешивалось, т. е. ДУо = О, то и при любой пониженной нагрузке осевое усилие будет также приблизительно равно нулю.
Строго говоря, этот вывод можно рассматривать лишь как первое приближение. В самом деле, изменение режима турбины связано с изменением теплоперспадов в отдельных ступенях и отклонением реакции ступеней от расчетной величины. Изменение реакций при дисковой конструкции ротора приводит к изменению перепада давлений по обе стороны диска и может вызвать изменение осевых усилий, действующих на ротор турбины.
Для турбины с противодавлением величина Р2 в (8-27) не может быть отброшена. Кроме того, если турбина работает со скоростями меньшими, чем критические, то давления >в промежуточных ступенях выразятся так:
Если подставить эти значения в формулу (8-27), то найдем:
В данном случае получается более сложная зависимость между пропуском пара и осевым усилием. При нулевом расходе пара и равных диаметрах концевых уплотнений осевое усилие обращается в нуль, так как в этом случае во всем корпусе турбины давление постоянно и равно р2.
Если разгрузочный диск был рассчитан так, чтобы при полной нагрузке осевое усилие также становилось равным пулю, то даже и в этом случае при промежуточных значениях пропуска пара может возникнуть осевая нагрузка на ротор турбины, причем наибольшая се величина будет достигаться приблизительно при половинном расходе пара. Поэтому в турбинах с противодавлением упорный подшипник должен проверяться при режиме турбины, отличающемся от расчетного, когда осевое усилие достигает максимума.
Значительное нарушение осевой уравновешенности ротора возникает при применении обводного парораспределения, когда пар через обводной клапан направляется не в камеру регулирующей ступени, а в одну из более отдаленных ступеней.
Представим себе, что турбина выполнена без регулирующей ступени и имеет обводное
Рис. 8-6. Схема реактивной турбины с обводным парораспределением и разгрузочным диском.
парораспределение, показанное на схеме рис. 8-6.
Максимальное давление р\ = ро перед разгрузочным диском достигается уже при той нагрузке турбины, которой соответствует полное открытие первого регулирующего клапана. При дальнейшем увеличении нагрузки уравновешивающее усилие, действующее на диск, не возрастает, а уменьшается, так как pi сохраняется неизменным, а рх растет, если камера разгрузочного диска соединена с промежуточной ступенью, а не с выходным патрубком турбины; точно так же возрастает и основное осевое усилие SS (рп—р2)- Если разгрузочный диск выполнен с. таким расчетом, чтобы уравновешивать осевую нагрузку ротора при пропусках пара, управляемых одним первым клапаном, то наибольшая осевая нагрузка будет возникать при полном пропуске пара и полном открытии обводных клапанов. На это усилие должен быть рассчитан упорный подшипник.
Большое практическое значение имеет вопрос о влиянии изменения начальных параметров пара па осевое усилие в турбине.
Поскольку давления в ступенях турбипы не зависят от изменения начального давления пара, а определяются только расходом пара, протекающего через турбину, осевое усилие также не зависит от начального давления при условии, что расход пара нс изменился. В случае изменения пропуска пара за счет отклонения начального давления осевое усилие в большинстве случаев изменяется пропорционально этому расходу.
Пр.и понижении начальной температуры пара можно ожидать увеличения осевого уси
лия. В самом деле, понижение начальной температуры приводит к одновременному снижению температуры во всех ступенях турбины, а следовательно, и к уменьшению их располагаемых теплоперспадов. Таким образом, одновременно с /о снижаются и скорости Сф, что приводит к увеличению ц/Сф и повышению реакции в ступенях турбины согласно (7-21). В активных турбинах с дисковой конструкцией повышение реакции вызывает рост перепадов давления по обе стороны дисков, что может повлечь значительное увеличение осевого усилия турбины и перегрузку упорного подшипника.
Следует, однако, заметить, что при наличии разгрузочных отверстий в дисках активных ступеней турбины небольшие изменения ы/Сф слабо отражаются на перепаде давления, действующего на диски турбины, и поэтому в большинстве случаев снижение начальной температуры лишь незначительно сказывается на увеличении нагрузки упорного подшипника. Это обстоятельство было выявлено в опытах ВТИ на ряде турбин, в которых при помощи тензометров производилось измерение осевых усилий, действующих на упорный подшипник при понижении начальной температуры подводимого пара.
При пеустановившихся режимах работы турбины, скажем, во время изменения нагрузки давления пара в некоторых местах проточной части турбипы, особенно там, где имеются большие камеры, (например после отсеков турбин, за цилиндрами, в местах отборов и др.) меняются с разной скоростью. В связи с этим временно могут возникнуть осевые усилия, заметно отличающиеся от тех, которые наблюдаются при установившихся режимах. Особенно большие отклонения в осевых усилиях возникают в турбинах с промежуточным перегревом пара. Анализ этих изменений дан в работе [Л. 1].
Следует, кроме того, учитывать, что некоторые изменения в проточной части турбины, такие как отложение солей на лопатках, увеличение зазоров в диафрагменных уплотнениях, могут привести к значительному повышению осевых усилий [Л. 30].
ГЛАВА ДЕВЯТАЯ
КОНСТРУКЦИИ КОНДЕНСАЦИОННЫХ ПАРОВЫХ ТУРБИН
9-1. НЕКОТОРЫЕ ОБЩИЕ ПРИНЦИПЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ ТУРБИН
Перед рассмотрением конкретных конструкций турбин, представленных в этой главе и гл. 11, имеет смысл хотя бы вкратце остано
виться на некоторых принятых в настоящее время общих принципах конструирования стационарных паровых турбин. Поскольку выбор параметров пара, частоты вращения и числа валов агрегата рассмотрен ранее, то эти величины предполагаются заданными.
263
Цилиндры
Конденсационные турбины небольшой и средней мощности, примерно до 50 МВт, выполняются в одном цилиндре (рис. 4-1, 9-1,а). Также одноцилиндровой может быть турбина и большей мощности — до 100—150 МВт, если опа специально спроектирована как полупико-вый агрегат. В этом случае турбина обычно рассчитывается па худший вакуум и относительно невысокие начальные параметры пара. В связи с меньшим требованием к экономичности она может проектироваться с повышенными потерями с выходной скоростью, и следовательно, даже при большом расходе пара (?к не требовать разделения потоков пара, а также иметь увеличенные по сравнению с оптимальными теплоперепады ступеней и тем самым меньшее число ступеней.
Как правило, одноцилиндровые турбины соединяются с электрическим генератором или приводной машиной со стороны выхода пара.
В многоцилипдровых одновальных агрегатах цилиндры обычно располагаются по потоку пара, т. с. сначала ЦВД, ЦСД (если он имеется) и один или несколько ЦНД, после чего устанавливается генератор (рис. 9-1,6). Другое расположение цилиндров встречается редко. Например, возможна конструкция, когда цилиндр высокого давления располагается посередине между двумя или четырьмя ЦНД — по одному или по два с каждой стороны (рис. 9-1,в).
В настоящее время подавляющее большинство одновальных агрегатов проектируется не более чем с четырьмя цилиндрами. В этом случае валопровод агрегата, состоящий из основных элементов — ротора турбины и ротора генератора, имеет пять основных участков.
В очень мощных агрегатах с пятицилиндровыми турбинами встречаются валопроводы из шести участков. К ним относятся, в частности, турбипы ЛМЗ К-800-240-3 (рис. 9-15) и К-1200-240 (рис. 9-17), английская турбина К-660-166 (рис. 9-23) и турбина ХТГЗ К-500-65/3000. Увеличение числа цилиндров, естественно, связано с увеличением числа опор—подшипников, числа соединений роторов — муфг, приводит к более густому спектру собственных частот валопровода. При этом возрастают требования к точности монтажа агрегата, к балансировке роторов, к жесткости фундаментов и т. д., что в конечном счете вызывает повышенные трудности обеспечения надежности всего турбоагрегата.
Направление потоков пара в миогоцилипд-ровой турбине определяется рядом факторов— уменьшением усилий, действующих на упорный подшипник, сокращением взаимных осевых перемещений валопровода и системы корпусов, уменьшением тепловых деформаций, расположением трубопроводов, органов парораспределения и т. д.
Первый цилиндр ЦВД может выполняться одпопоточным с подводом пара с конца (см. рис. 9-1,6, 9-8, 9-19 и др.), а также с подводом пара в среднюю часть (см. рис. 9-1,г, 9-11, 9-17 и др.). В последнем случае добавляются некоторые потери энергии в проточной части (теряется выходная энергия пара после первого отсека, имеется небольшая потеря давления в перепуске), но сокращаются потери в концевых уплотнениях. Однако главное преимущество такого подвода — меньшие температурные разности в корпусе цилиндра. Такой тип ЦВД, естественно, логичен в двухкор-пуспой конструкции цилиндра. Достоинством подвода пара в средней части является урав
264
1
Рис. 9-1. Типичные схемы направления потока пара в одновальных турбинах. а — одноцилиндровая конструкция; б — многоцилиндровая конструкция с последовательным расположением цилиндров и противоположным направлением потоков в ЦВД и ЦСД: в — то же с первым цилиндром в средней части агрегата; г— то же с подводом пара в среднюю часть ЦВД; д — то же с двухпоточным ЦСД; е — то же с нечетным числом потоков в ЧВД.
новешивание осевого усилия в пределах одного цилиндра.
В некоторых турбинах при больших объемных пропусках пара на входе в цилиндр двухпоточная конструкция с одинаковыми потоками пара и соответственно одинаковой проточной частью выполняется не только в ЦНД, но в ЦСД (рис. 9-1Д, а также, например, рис. 9-16, 9-26 и др.) и даже в ЦВД (рис. 9-1,в, 9-27, 9-30). При этом полностью уравновешиваются осевые усилия, однако число ступеней в цилиндре и, следовательно, длина ротора возрастают.
В многоцилиндровой конструкции стремятся организовать,противоположное направление потоков пара, чтобы в значительной степени уравновесить осевые усилия. При этом следует помнить, что в турбинах с промежуточным перегревом пара при переходных процессах может произойти существенное перераспределение усилий, в результате чего упорное давление в подшипнике (даже при общем уравновешивании .при стационарном режиме) можег оказаться весьма значительным.
В некоторых турбинах части низкого давления выполняются с нечетным числом потоков (рис. 9-1,е). Примером этого являются турбины ЛМЗ и ХТГЗ К-300-240, где имеются три потока ЧНД (рис. 9-11 и 9-19). При такой мощности — 300 МВт это решение было целесообразным, так как сокращение числа потоков ЧНД до двух увеличило бы потерю с выходной скоростью .примерно вдвое ив 1,5 раза повысило бы полное усилие, действующее на рабочие лопатки ЧНД. В то же время это по привело бы к сокращению числа цилиндров с трех до двух, так как включись в ЦВД все ступени среднего давления с подводом пара после промежуточного перегрева нельзя из-за очень большой длины цилиндра. Увеличение же числа ступеней в ЦНД очень существенно снизило бы жесткость ротора, не говоря уже о меньшей высоте первых лопаток после промежуточного перегрева при двухпоточной конструкции. Выполнение турбины К-300-240 с четырьмя потоками ЧНД потребовало бы еще одного цилиндра и заметно повысило бы стоимость установки.
Однако нельзя не отметить, что нечетное число потоков требует, как в данном случае, совмещения в одном цилиндре частей низкого и среднего давления, чему присущи сложная организация входа пара в эту часть низкого давления и некоторые трудности модернизации и унификации с другими турбинами.
Цилиндры турбины могут выполняться одностопными (однокорпусными) с установкой диафрагм прямо в корпусе (см., например, ЦВД турбины УТМЗ Т-50-130, рис. 11-7) или с обоймами, в каждой из которых располага
ются несколько диафрагм (см., например, ЦВД турбины К-200-130, рис. 9-9) или группы сопловых лопаток реактивных ступеней, и двухкорпусными (см. ЦВД па рис. 9-14, 9-27 и др.).
Обоймы позволяют хорошо организовать отборы пара для регенерации и других нужд, облегчают унификацию, т. е. использование одних и тех же корпусов для различных проточных частей, упрощают обработку корпуса. При пуске турбины обоймы несколько сокращают температурные градиенты в деталях цилиндра, улучшая показатели маневренности. В то же время при обой.мовой конструкции корпус выполняется большего диаметра и увеличиваются размеры фланцев.
Двустенная конструкция цилиндра позволяет разделить перепад давления и, главное, температурный перепад между корпусами, тем самым уменьшить коробление их. Ускоряется также пуск турбины. Иногда в ЦВД или после промперегрева в ЦСД достаточно внутренний цилиндр выполнить только для первых групп ступеней, где температура выше. Примеры этого представлены на рис. 9-14, 9-17 и др. Естественно, что чем выше начальные параметры пара, тем острее необходимость в двойном корпусе.
Подавляющее большинство корпусов высокого давления имеет горизонтальный разъем, плотность которого обеспечивается толстыми фланцами, в которых, однако, во время пуска и резкого изменения режима могут возникнуть недопустимые температурные разности. Чтобы этого избежать, обычно во время пуска фланцы турбин обогреваются (чаще .всего паром, подаваемым в специальные короба). Без такого обогрева турбины с начальной температурой пара Zo>525-ъ540°С выполняются редко и обычно с очень длительным временем пуска или при специальной автоматизации, контролирующей температуры фланцев и их крепежа.
Избежать внешнего горизонтального фланцевого соединения можно при двойной конструкции корпуса, когда внутренний корпус с ротором заводится с торца, после чего специальная торцевая крышка внешнего корпуса закрывает цилиндр. Эти так называемые горш-кового типа корпуса, применяемые в некоторых реактивных турбинах (см. рис. 9-26), позволяют существенно сократить время пуска. Однако из-за сложности монтажа и трудности отливки внешнего корпуса, а также трудностей обеспечения плотности торцевой крышки они не нашли широкого распространения.
В цилиндрах среднего давления внутренние корпуса обычно выполняются после промпере-грева в зоне высоких температур, а также в двухпоточных ЦСД (рис. 9-16, 9-27 и др.).
265
В ЦНД возможно простое выполнение цилиндра (рис. 9-8), более сложное двухкорпусное (рис. 9-22) даже трехкорпусное (рис. 9-26). Такие сложные конструкции ЦНД связаны с трудностями организации отборов пара, свы-полнением части корпуса, поддерживающей диафрагмы и сопловые лопатки, независимой от основного, внешнего корпуса, для того чтобы перемещения внешнего корпуса не оказывались на зазорах в проточной части. В некоторых конструкциях внешний корпус ЦНД по существу является корпусом конденсатора, охватывая единую систему: ЦНД — конденсатор (рис. 9-32).
Корпуса высокого давления обычно не имеют вертикального разъема, поскольку обеспечить плотность па так называемом кресте — месте пересечения вертикального и горизонтального разъемов — при высоком давлении довольно трудно. В то же время в ЦСД (рис. 9-8, 9-9), а также в одноцилиндровых турбинах имеются вертикальные фланцы (рис. 1-4), которые облегчают изготовление корпуса. В ЦЙД вертикальное разделение корпуса связано главным образом с необходимостью уменьшения его габаритов для облегчения транспортировки.
Корпуса высокого и среднего давления выполняются литыми из высоколегированных сталей, иногда сварнолитыми. Корпуса ЦНД, а также выходные патрубки большинства конденсационных турбин выполняются сварными из листовой углеродистой стали.
Подвод пара в ЦВД осуществляется с помощью сопловых коробок, применяемых не только при сопловом, но часто и при дроссельном парораспределении. Эти сопловые коробки, находящиеся под воздействием небольших перепадов температур, облегчают условия пуска турбины, уменьшая температурные градиенты в других элементах ЦВД.
В турбинах сверхкритического давления (рис. 4-27в, 9-12, 9-22 и др.), где кроме двойного корпуса, применены еще и сопловые коробки, конструкция в наиболее горячей части ЦВД является трехстенной, благодаря чему повышается маневренность агрегата. Сопловые коробки могут быть цельными с общим подводом от клапанной коробки и разделенные перегородками на сопловые сегменты (рис. 4-27,6, г, 11-19,6). Конструкция применяется, например, в турбинах небольшой мощности НЗЛ и КТЗ. При этом максимальная степень парциальности регулирующей ступени должна быть меньше или в крайнем случае немного больше половинной. В противном случае очень сложно или даже просто невозможно завести сопловую коробку в корпус турбины.
В мощных турбинах, как и в большинстве
турбин с сопловым парораспределением, каждый регулирующий клапан имеет свою сопловую коробку. Для уменьшения потерь энергии по концам сопловых сегментов стремятся эти коробки расположить как можно ближе друг к другу (рис. 4-27,в). Наиболее удачна конструкция сопловой коробки, когда максимальная парциалыюсть очень близка к единице и потери от частичного подвода при всех открытых клапанах практически отсутствуют. Такая конструкция применена также в турбинах ЛМЗ К-800-240 и К-500-166 и некоторых зарубежных машинах. Тот же принцип закладывается в мощных турбинах с дроссельным парораспределением, где подвод осуществляется через специальную коробку практически по всей окружности (рис. 9-26,а), а также после иромпсрегрева пара (рис. 9-21).
Клапаны турбины на входе разделяются на стопорные (быстрозапорные) и расположенные вслед за ними регулирующие. Регулирующие клапаны могут устанавливаться как в общей клапанной коробке, так и раздельно. Общая клапанная коробка обычно присуща системе подъема клапанов с помощью единой траверсы (см. рис. 4-27,6). Клапанные коробки как общие, так и индивидуальные располагаются непосредственно на корпусе (см. верхние клапаны на рис. 11-9), вблизи него (см. боковые клапаны на рис. 11-9) и на значительном расстоянии от ЦВД (рис. 4-27,в). В последнем случае достоинством является возможность упростить конструкцию и изготовление корпуса, облегчить доступ к клапанам, в некоторых турбинах — упростить систему управления клапанами. Недостатком же являются дополнительные паровые объемы после клапанов, что увеличивает разгон турбины после их закрытия [Л. 33, 47].
В некоторых конструкциях для уменьшения потерь давления объединяют стопорный и регулирующий (при дроссельном парораспределении), а также отсечной и регулирующий клапаны. Такая конструкция наиболее часто встречается в турбинах насыщенного и слабоперегретого пара АЭС и после промпс-регрева турбин высоких параметров (см. §5-5). В турбинах насыщенного пара перед ЦНД (после сепаратора и промперегревателя) из-за очень больших объемных пропусков пара зачастую вместо клапанов применяются поворотные заслонки (см. рис. 5-24).
Одним из важнейших вопросов конструирования является вопрос об организации тепловых расширений и опирания турбины. Малые зазоры в уплотнениях и проточной части, далеко не всегда симметричная конструкция, высокие температуры и очень большая длина турбоагрегата требуют тщательного подхода к решению этой задачи.
266
Простейшая одноцилиндровая турбина с противодавлением обычно имеет корпус, свободно опирающийся па корпуса (стулья) подшипников и непосредственно пе связанный с фундаментом (рис. 9-2,а). Это опирание
производится с .помощью лап (рис. 9-2,д и е), лежащих на стульях подшипников почти на уровне горизонтального разъема. Между лапами и стульями подшипников закладываются поперечные шпонки, организующие попе
Рис. 9-2. Различные схемы опирания цилиндров и направления тепловых расширений неподвижных частей турбины.
а — турбина с противодавлением; б — одпоцилнндрозая конденсационная турбина: в —двухцилиндровая конденсационная турбина; / — поперечные шпонки; 2 — 6, 7 и .9 — фундаментные рамы; 3 — продольные шпонки: 4 — вертикальные (радиальные) шпионки; 5 — пружинные опоры; 8 — косые направляющие шпонки; 10— лапы цилиндра; 11— мертвая точка (фикс-пупкт) системы неподвижных частей турбины относительно фундамента; г — вертикальная шпонка между корпусом турбины и стулом подшипника; д — лапа опирания корпуса турбины на стул подшипника, применяемая в турбинах ХТГЗ; е — то же в турбинах ЛМЗ п УТМЗ; 1 — корпус (стул) подшипника; 2 — лапа нижней половины цилиндра; 3—горизонтальный фланец верхней половины ци линдра; 4 — прижимные скобы; 5 — домкратный болт; 6 — монтажная прокладка.
267
речное расширение корпуса относительно оси машины (строго радиальным это перемещение 'будет при плоскостях опирания, совпадающих с осью турбины). Во многих случаях имеются еще нижние вертикальные (радиальные) шпонки, служащие этой же цели (рис. 9-2,а). Иногда, например, в некоторых турбинах КТЗ корпус турбины невысоких начальных параметров и небольшой длины имеет жесткую фланцевую связь (по нижней половине окружности) с корпусом подшипника (см. рис. 9-6). Корпус переднего подшипника, а также корпус заднего подшипника турбины с противодавлением свободно располагаются на фундаментной плите с продольными шпонками в осевой плоскости турбины. В туроииах с противодавлением между корпусом^ заднего подшипника и фундаментной плитой имеются еще поперечные шпонки; пересечение линий этих поперечных шпонок с вертикальной плоскостью, проходящей через ось турбины, дает так называемую мертвую точку турбины (ф и к с-in у нк т), от которой во все стороны направляются расширения системы корпусов.
В конденсационных турбинах цилиндры низкого давления обычно опираются боковыми лапами на фундаментные рамы (см. схемы на рис. 9-2). До недавнего времени в большинстве турбин (см., например, рис. 9-11 и 9-19) корпуса опорных подшипников ИНД со стороны выхода пара выполнялись заодно с нижней половиной выходного патрубка. В такой конструкции ЦНД имел еще одну или в двухпоточном ЦНД даже две опоры. В связи с повышенными требованиями к жесткости опор сложных многороторных валопроводов в современных многоцилиндровых турбинах подшипники ЦНД выполняются независимо от выходного патрубка и устанавливаются на своих фундаментных балках (см. рис. 9-17, 9-24, 9-26). Мертвая точка конденсационной турбины образуется обычно в зоне одного из ЦНД (несколько мертвых точек в одном агрегате может быть в конструкциях большой длины с 'несколькими ЦНД (см., например, рис. 9-22) пересечением линии поперечных шпонок под боковыми лапами ЦНД с вертикальной- плоскостью, проходящей через продольные и вертикальные шпонки.
Корпуса переднего и промежуточного подшипников располагаются незакрепленными p-i фундаментных балках или плитах. Между стулом подшипника и плитой закладывается продольная шпонка, не допускающая боковые, поперечные перекосы корпуса (см. схему на рис. 9-2,ц). В некоторых турбинах (см. рис. 9-6) корпус переднего подшипника устанавливается на фундаменте с помощью гибкой опоры.
268
Роторы
Роторы турбины могут быть дисковой и барабанной конструкции (рис. 9-3). Первая присуща турбинам активного, вторая — реактивного типа. В гом и другом случаях внешний диаметр необлопаченпого ротора в пределах одного цилиндра может быть постоянным (см., например, турбину ЛМЗ К-200-130 на рис. 9-9), увеличивающимся по потоку пара, обычно коническим (см., например, ЦСД турбины К-630-166 на рис. 9-26) и, наоборот, уменьшающимся (см., например, ЦНД па рис. 9-24). Преимущества того или иного закона изменения этого диаметра dK рассмотрены в § 6-3. С точки зрения технологии изготовления ротора эго изменение диаметра имеет небольшое значение.
В ряде конструкций по некоторым причинам (размеры поковки, станков, печей и другого оборудования на заводе) максимальный диаметр необлопаченпого ротора ограничен и выполнение ротора с одной ступенью, имеющей диаметр, заметно превышающий корневые диаметры остальных ступеней, может быть нерациональным или даже невозможным. Это касается в первую очередь регулирующей ступени, хотя увеличение диаметра этой ступени, особенно в турбинах с большим начальным объемным пропуском пара, может оказаться целесообразным для сокращения числа ступеней и повышения устойчивости к. п. д. турбины при переменном режиме.
Конструктивно ротор может быть выполнен с насадными дисками (рис. 9-3,а), цельнокованым (рис. 9-3,6), сварным (рис. 9-3,а) и сварнокованым, а также смешанного типа — цельнокованым в первых ступенях с последующими насадными дисками (рис. 9-3,в).
Ротор с насадными дисками проще по конструкции и изготовлению; размеры его обычно ограничены длиной вала. Однако применение такого ротора в ряде случаев недопустимо.
Во-первых, при высоких температурах пара можно ожидать ослабления посадки диска на вал.
Во-вторых, напряжения в диске возрастают с увеличением диаметра внутренней расточки и за счет контактных напряжений при посадке. Поэтому сильно нагруженные диски большого внешнею диаметра, несущие длинные лопатки, в ряде конструкций ЦНД не могут быть выполнены насадными. Это относится, например, к ЦНД турбины ЛМЗ К-1200-240 (см. рис. 9-17).
В-третьих, жесткость ротора с насадными дисками может оказаться недостаточной. Другие упомянутые типы роторов при той же длине (расстоянии между подшипниками)
оказываются более жесткими. Кроме того, как правило, конструкция насадного диска с широкими втулками удлиняет ротор.
Указанных недостатков нет у цельнокованого ротора. Однако размеры поковки такого ротора ограничены, его обработка более сложна и длительна. Цельнокованые роторы выполняются в ЦВД и ЦСД турбин высоких параметров пара, а также в ЦВД мощных турбин насыщенного пара (см. рис. 9-34) и некоторых других турбинах (рис. 9-5).
Барабанные роторы, роторы среднего давления и роторы ЦВД тихоходных турбин часто выполняют сварноковаными. В этом случае размеры поковки уменьшаются.
Сварные роторы, состоящие из нескольких дисков, свариваемых по периферии (рис. 9-3,г), нашли широкое распространение в ЦНД турбин как реактивного (рис. 9-27), так и активного типа (рис. 9-31). В ЦНД турбин активного типа из-за повышенной реактивности ступеней и меньшего влияния на к. п. д. протечек помимо сопловой решетки иногда отказываются от диафрагменной конструкции, существенно повышая при этом диаметр уплотнений под сопловыми лопатками. Отсутствие диафрагм при том же числе ступеней сокращает осевые размеры ротора, что необходимо в некоторых конструкциях, в первую очередь из-за требований жесткости ротора. Важным -преимуществом данной конструкции сварного ротора является возможность выполнить диски без центрального отверстия, придать им форму, близкую к равнопрочной. При той же внешней нагрузке это снижает максимальные напряжения в дисках примерно вдвое. В то же время цельнокованые роторы (см., например, рис. 9-22) выполняются с центральным сверлением, необходимым для проверки качества поковки столь большого размера. Иногда сварная конструкция ротора применяется и в ЦВД (см. рис. 9-30).
Конструкции рабочих лопаток и их посадка на диск и барабан рассмотрены в § 4-6
Роторы отдельных цилиндров между собой и ротор турбипы с ротором генератора соединяются с помощью муфт. В мощных турбинах, как правило, встречаются жесткие и полугиб-кие муфты.
Жесткие муфты как с насадными, так и с откованными заодно с валом полумуфтами требуют повышенной точности сборки. Однако они позволяют более точно рассчитать критическую частоту колебаний валопровода, несколько сокращают его длину, а в некоторых конструкциях дают возможность ограничиться установкой вместо двух всего одного подшипника между двумя цилиндрами (см., например, участок между ЦВД и ЦСД турбины Л М3 К-300-240 на рис. 9-11, а также рис. 9-26
и др.). Примеры турбоагрегатов, имеющих только жесткие муфты, приведены на рис. 9-22, 9-32 и др.
При полугибких муфтах, применяемых, в частности, в ряде ранее спроектированных турбин ЛМЗ и УТМЗ (см. рис. 9-8), создается небольшой изгибающий момент, действующий на ротор. Эти муфты допускают незначительные перекосы валов.
Гибкие муфты чаще всего встречаются в транспортных и приводных турбинах, а также в турбоагрегатах относительно небольшой мощности. Они допускают в некоторых пределах свободные взаимные перемещения соединяемых роторов. В турбинах применяются муфты кулачковые, пластинчатые (рис. 9-5), зубчатые (рис. 11-18) и со змеевидной пружиной. Применение гибкой муфты требует упорных подшипников для каждого из роторов. Следует отметить, что гибкая муфта сама может быть источником дополнительных осевых усилий [Л. 43].
Роторы и их элементы должны отвечать определенным критериям надежности. В отношении рабочих лопаток эти критерии кратко рассматривались в § 3-3 и 3-5; для дисков проверяются напряжения, которые обычно максимальны на внутренней расточке, а в сплошных дисках — в центре. Кроме того, производится проверка вибрационной надежности диска совместно с облопачиванием. Вал турбины рассчитывается на прочность от действия крутящего момента, наибольшего в месте соединения турбипы с генератором или приводной машиной. При соединении турбины с электрическим генератором проверка напряжений производится в условиях вероятного короткого замыкания, когда крутящий момент возрастает по сравнению с обычным режимом в несколько раз.
Наиболее ответственна вибрационная проверка валопровода и его отдельных элементов, которая выполняется с учетом податливости опор и фундамента и упругости масляной пленки в подшипниках. Для надежной работы турбины важна качественная балансировка ротора.
Для роторов турбин большой мощности, особенно турбин высокого и тем более сверхкритического давления, необходима проверка отсутствия низкочастотной вибрации. Дело в том, что за счет прогиба ротора и вызванного этим неравенства по окружности зазоров в падбандажных и диафрагменных уплотнениях и перекрыт окружные усилия Ru, действующие на рабочие лопатки, неравномерно распределяются по окружности (рис. 9-4). При этом возникает неуравновешенная сила Q, перпендикулярная прогибу у и при вращении опережающая его на 90°. К этому сле
269
Дует добавить неравномерные усилия, действующие на ротор от плотного пара над бандажом рабочих лопаток, в уплотнениях и т. п. Большую роль могут сыграть силы, действующие на шейки вала со стороны .масляного слоя в опорных подшипниках 'при динамических смещениях шеек вала. При появлении всех этих сил система склонна к автоколебаниям, частота которых примерно соответствует одной из критических скоростей валопровода, обычно наименьшей. Как показал опыт нагружения некоторых турбин большой мощности, колебания начинаются внезапно при определенной нагрузке и также внезапно исчезают, когда нагрузка снижается.
Чем больше мощность, передаваемая ротором, чем плотнее пар, чем ниже критическая частота ротора, тем скорее может возникнуть низкочастотная вибрация. Очевидно, что при
определенных условиях можно говорить о предельной, так называемой пороговой мощности цилиндра высокого давления и тем самым всего агрегата.
Практика отладки на электростанциях некоторых мощных агрегатов показала, что достижение номинальной мощности турбипы из-за повышенной вибрации ротора оказывается невозможным без конструктивных доработок, а иногда и мероприятий, снижающих экономичность установки, например увеличения радиальных зазоров в ступени. Во многих случаях эффективным способом является специальная конструкция опорных подшипников, в частности с эллиптической расточкой вкладыша, многоклиновых (сегментных) и пр. [Л. 19].
В ряде конструкций скорость пуска турбины и количество пусков за весь ресурс Бреме
Рис. 9-3. Различные типы роторов.
а — дисковая конструкция с насадными дисками; б — дисковая конструкция цельнокованого ротора; е — дисковая конструкция смешанного типа; г — сварной ротор; д — барабанная конструкция ротора.
270
ни работы агрегата, т. е. показатели его маневренности, ограничиваются температурными градиентами и концентрацией .напряжений в роторах высокого и (при промпсрегревс) среднего давления. Поэтому обращается особое внимание на уменьшение концентрации напряжений, связанной с выточками на валу в зоне уплотнений, с пазами под шпонки насадных дисков и т. п.
Ротор покоится на опорных подшипниках. Подшипники воспринимают нагрузку от ротора и дополнительные усилия, которые могут появиться при парциальном подводе пара, редукторной связи, неправильной работе гибкой муфты и из-за небаланса ротора.
В мощных турбинах применяются только подшипники скольжения с постоянной подачей масла. Следует учесть, что шейки валов крупных турбин вращаются с большими окружны
ми скоростями, достигающими 70 м/с и более. Опорные подшипники имеют баббитовую заливку и довольно мощные вкладыши. Для компенсации несовпадения осей подшипника и ротора, возникающего при работе турбины, а также при сборке, для более равномерного восприятия осевого давления всеми колодками упорного подшипника во многих случаях вкладыши выполняются двойными; причем внутренний со сферической поверхностью (см., например, подшипники на рис. 9-9, 9-18 и др.).
Упорный подшипник служит для установки ротора в осевом положении и восприятия осевых усилий. При этом следует учитывать, что по ряду причин осевое усилие, действующее на упорный подшипник, может оказаться существенно выше расчетного (см. § 8-4, Л. 1, 30. 42). Увеличение осевого усилия мо-
271
Рис. 9-4. Схема, иллюстрирующая появление возбуждающей силы Q при неравномерных по окружности радиальных зазорах (к возникновению низкочастогной вибрации роторов турбин большой мощности).
жет вызываться изменением размеров в .проточной части, увеличенными зазорами в диафрагменных уплотнениях, заносом солями межлопаточных каналов. Могут существенно меняться осевые усилия при переходных процессах, особенно в турбинах с промперегрс-вом. Кроме того, на осевые усилия могут влиять защемления в подвижных (гибких) муфтах, нерасчетные усилия от генератора и т. д. Следует помнить, что при некоторых аварийных ситуациях упорное усилие также может возрасти. В связи с этим упорные подшипники выбираются с большим запасом.
Как правило, па мощных турбинах используются упорные подшипники с несколькими самоустанавливающимися колодками. Между колодками и упорным диском (гребне,м подшипника) должна находиться масляная пленка, для чего необходима непрерывная подача масла. Подшипник проектируется так, чтобы в худшем случае при осевом сдвиге ротора и расплавлении (баббитовой заливки в проточной части не произошло задевания ротора о неподвижные детали турбины. Во многих случаях колодки, изготавливаемые из бронзы, вообще выполняют без заливки.
Упорный подшипник имеет колодки с двух сторон. Если направление осевого усилия во всех режимах ие меняется и определено достаточно надежно, то вторая группа так называемых установочных колодок имеет меньшие размеры. В ряде машин обе группы ко лодок одинаковы.
Упорный гребень может быть выполнен заодно с валом, что чаще всего встречается в цельнокованых роторах (см., например, рис. 9-9), или посажен на вал с натягом (см., например, рис. 9-18). В некоторых турбинах КТЗ (рис. 9-6) упорным гребнем является диск центробежного масляного насоса. В ряде конструкций подшипник имеет два
гребня, у каждого из которых своя группа колодок (см. рис. 9-16, 9-27 и др.).
Очень часто упорный подшипник объединяется с опорным: они имеют один общий вкладыш. В остальных случаях эти подшипники располагаются рядом.
При проектировании турбины важную роль играет расположение упорного подшипника. Чем дальше находится ступень от упорного подшипника, тем большие требуются осевые зазоры в проточной части. Увеличенные осевые зазоры и связанные с этим повышенные протечки в ступени особенно .неблагоприятны в первых ступенях турбины с наименьшими высотами лопаток. Поэтому обычно упорный подшипник располагается со стороны первых ступеней ЦВД. В некоторых многоцилиндровых турбинах он располагается между ЦВД и ЦСД, что к тому же позволяет несколько сократить тепловые перемещения в ступенях ЦСД и ЦПД.
Для смазки подшипников турбинное масло подается специальными насосами, которые могут устанавливаться иа валу турбины, быть связанными с валО1М через редукторную передачу или независимыми.
В частности, возможно использование масляных насосов с электроприводом. При пуске и остановке турбины, а также в аварийных ситуациях недопустимо прекращение подачи масла, в связи с чем необходим специальный насос. За последнее время нашли распространение (подшипники с полостями, располагаемыми над вкладышем и залитыми маслом, откуда при аварийной остановке турбины с неработающими масляными насосами масло подается в подшипники (см., например, рис. 9-15).
Для равномерного охлаждения ротора и облегчения последующего пуска турбины предусматривается возможность проворачивания ротора, для чего служат специальные ва-лоповоротные устройства, чаще всего связанные с муфтой, соединяющей роторы турбины и генератора (см., например, рис. 1-4).
При конструировании турбины особое внимание обращается на обеспечение надежности при всех режимах ее работы, на сокращение времени для ее пуска и остановки, на повышение экономичности. Немаловажную роль в эксплуатации играет удешевление ремонта и сокращение времени, необходимого для ревизии и ремонта, так называемая ремонтопригодность, что также должно учитываться при создании агрегата.
Итоговым показателем проектируемой конструкции являются затраты на выработку электроэнергии, которые зависят от эксплуатационных затрат, т. е. в первую очередь от экономичности турбинной установки, от стоимости оборудования и в том числе турбоагре
272
гата. Поэтому стоимость турбины оказывает существенное влияние на проектирование агрегата, выбор его конструкции и материалов, технологичность. Большое значение имеет надежность оборудования. Авария и даже просто внеплановая остановка турбины, необходимость в частых ревизиях в конечном итоге увеличивают стоимость вырабатываемой электроэнергии.
9-2. КОНСТРУКЦИИ ТУРБИН, ИЗГОТАВЛИВАЕМЫХ ЗАВОДАМИ СССР
В Советском Союзе стационарные паровые турбины выпускаются на пяти заводах: Ленинградским металлическом заводе (ЛМЗ), Харьковском турбинном заводе им С. М. Кирова (ХТГЗ), Уральском турбомоторном заводе им К- К. Ворошилова (УТМЗ), Калужском турбинном заводе (КТЗ) и Невском заводе им. В. II. Лепина (НЗЛ).
На всех заводах строятся турбипы активного типа. Реактивных турбин отечественные заводы не выпускают1. Опыт постройки турбин показывает, что каких-либо существенных экономических преимуществ один тип турбин по сравнению с другим не имеет. Однако с точки зрения технологии изготовления эти турбины сильно отличаются друг от друга.
Турбины Калужского турбинного завода
Калужский турбинный завод специализируется на выпуске паровых турбин небольшой и средней мощности. Помимо чисто конденсационных турбин, он выпускает турбины с отбором пара и турбины с противодавлением (см. § 11-1 и 11-2), а также турбины для привода питательных насосов (см. § 11-3).
Как указывалось в § 6-5, .при малых объемных расходах пара оказывается целесообразным выполнять турбины на повышенную частоту вращения и соединять их с генератором электрического тока с помощью редукторной передачи.
Примером такой турбины может служить представленная на рис. 9-5 турбина мощностью 1000 кВт, рассчитанная на начальное давление р0=2,45 МПа (25 кгс/см2) при температуре й)=350°С; расчетное давление отработавшего пара рк=10 кПа.
Частота вращения турбины составляет п= = 117 с-1, частота вращения ротора электрического генератора /г=50 с-1. Указанное отношение частот вращения обеспечивается зубчатым редуктором с передаточным числом 7: 3.
1 Исключением является турбина ХТГЗ Р-100-300
(см. рис. 11-4).
Проточная часть турбины состоит из двухвенечной регулирующей ступени и пяти последующих ступеней активного типа. Две ступени выполнены с парциальным подводом пара, а три последние ступени имеют полный подвод лара. Отработавший в турбине пар направляется через выходной патрубок в конденсатор турбины. Вал турбипы с помощью гибкой муфты соединен с валом ведущей шестерни редукторной передачи.
Ротор поддерживается двумя опорными подшипниками, причем передний опорный подшипник непосредственно примыкает к упорному сегментному подшипнику. Упорный диск ротора используется в качестве центробежного масляного насоса. Для этой цели в упорном диске выполнены радиальные сверления. Из напорной камеры масляного насоса масло направляется в систему регулирования, а также в сопло масляного инжектора, после которого под умеренным давлением (0,15 МПа) масло подводится в камеру всасывания центробежного насоса и через охладитель направляется к подшипникам турбины, к зубчатой передаче редуктора и к подшипникам генератора.
Сервомотор, управляющий клапанами турбины, расположен на крышке переднего подшипника.
Турбина К-6-35 (рис. 9-6). Одноцилиндровая турбина мощностью 6000 кВт рассчитана на начальные параметры ро = 3,43 МПа (35 кгс/см2) при температуре й)=435°С. При полной нагрузке расчетное давление в конденсаторе составляет рк=8 кПа.
В тепловой схеме турбинной установки предусмотрено три нерегулируемых отбора пара для регенеративного подогрева питательной воды. Температура подогрева при полной нагрузке турбипы достигает ta,K = — 147°С. При указанных параметрах гарантированный расход тепла составляет q = = 3,28(2826 ккал/(кВт • ч)].
Вал турбипы связан с ротором генератора жесткой муфтой.
Проточная часть турбины состоит из регулирующей двухвепечной ступени и пятнадцати ступеней активного типа. Все диски насажены на вал в горячем состоянии.
Калужский турбинный завод применяет при этом так называемое а в т о ф р е т и р о в а п и е дисков.
Перед посадкой на вал каждый диск на специальном стенде доводится до такой высокой частоты вращения (найденной расчетом для каждого диска), при которой материал наиболее напряженной средней части диска приобретает пластическую деформацию растяжения. После снижения частоты вращения и уменьшения центробежных сил возникают остаточные напряжения сжатия в центральной зоне диска и напряжения растяжения в его периферийной части. В рабочих условиях эти остаточные напряжения суммируются с напряжениями от центробежных сил, что позволяет снизить наиболее опасные напряжения в центральной части и на
18—32G
273
Рис. 9-5. Быстроходная конденсационная турбина КТЗ К-1-25.
00
Рис. 9-6. Конденсационная турбина КТЗ К-6-35.
/-корпус турбины- 2-вал; 3—клапанная коробка; 4-корпус переднего подшипника; 5-гибкая опора: 6 - переднее концевое уплотнение; 7 заднее концевое уплотнение; 8 — жесткая соединительная муфта; 9 — опорная лапа турбины.
расточке диска за счет повышения напряжений в менее нагруженных частях диска. Автофретирование позволяет, в частности, применять диски с умеренным утолщением втулочной части, а также понизить напряжения в зоне шпоночной канавки, где они особенно опасны ввиду значительной их концентрации.
Корпус турбины имеет два вертикальных технологических разъема, соединяющих стальную часть высокого давления с чугунными частями среднего и низкого давления; последняя переходит в выходной патрубок. Как видно, в нижней неразрезанной части цилиндра (рис. 9-6), а также в плане и фасаде турбины, показанных на рис. 9-7, в зоне выходного патрубка корпус имеет две боковые лапы, опирающиеся на чугунные фундаментные плиты. Передняя часть турбины жестко соединена с корпусом .переднего подшипника. Сам корпус турбины примерно на уровне горизонтального разъема опирается на две расположенные по бокам цилиндра вертикальные стойки малой жесткости. Стойки имеют умеренную температуру нагрева во время работы турбины, что обеспечивает достаточно постоянный уровень горизонтального разъема турбипы в зоне, примыкающей к переднему .подшипнику. Вместе с тем благодаря малой жесткости в осевом направлении стойки могут прогибаться при осевом перемещении передней части корпуса, которое возникает из-за тепловых расширений корпуса турбины.
Такая гибкая опора, перемещения которой лежат в пределах упругости материала стоек, хорошо зарекомендовала себя для одноцилиндровых турбин, имеющих сравнительно небольшие тепловые перемещения передней части.
На выходнОхМ патрубке располагается вертикальная шпонка, центрирующая корпус турбины относительно фундаментной плиты генератора. Эта шпонка наряду с упругими перед
ними стойками, не допускающими поперечных перемещений передней части корпуса, фиксирует цен тральную вертикальную плоскость агрегата. Цилиндрические поперечные шпонки, расположенные под боковыми лапами по оси выходного патрубка, фиксируют поперечную неподвижную ось, пересечение которой с вертикальной плоскостью турбины, проходящей через заднюю вертикальную шпонку, определяет мертвую точку. Как и в большинстве конденсационных турбин, мертвая точка турбипы, показанной на рис. 9-6, лежит близко к центру выходного патрубка.
Чертежи внешнего вида турбины показывают ее общее расположение на фундаменте (рис. 9-7). Здесь хорошо видно расположение стопорного клапана и его связь с пароподводящей коробкой, которая составляет одно целое с верхней половиной корпуса.
Из рис. 9-6 видно, что передний подшип-пик турбины непосредственно связан с упорным подшипником, диск которого одновременно служит колесом центробежного масляного насоса, подающего масло в систему регулирования и смазки турбоагрегата. Сервомотор, управляющий регулирующими клапанами турбины, располагается на крышке переднего подшипника.
Парораспределение и привод регулирующих клапанов турбины К-6-35 аналогичен показанному на рис. 4-27,г. Регулирующие клапаны перемещаются с помощью горизонтальной траверсы, через которую свободно проходят штоки клапанов. Штоки клапанов имеют различную длину, так что при подъеме траверсы клапаны начинают открываться -последовательно друг за другом. Точно так же при опускании траверсы клапаны последовательно закрываются под влиянием паровых усилий и собственного веса. Сама траверса
Рис. 9-7. Турбина КТЗ К-6-35. а — вид сверху; б — вид спереди.
276
двумя штоками соединена с рычажной системой (балансиром), которая в свою очередь связала со штоком сервомотора. Перемещение поршня сервомотора вызывает подъем траверсы и открытие клапанов.
Турбины Ленинградского металлического завода
Турбина К-50-90 мощностью 55 000 кВт (см. рис. 1-4, вкладка) выполнена на начальные параметры ро—8,8 МПа (90 кгс/см2), /0=535°С. При температуре охлаждающей воды 10°С давление в выходном патрубке турбины составляет рк=3,4 кПа. В регенеративной системе осуществляется подогрев питательной воды паром из восьми нерегулируемых отборов до /П.В = 226°С.
На рис. 1-4 представлена новая современная модификация турбины, ранее входившей в серию турбин высокого давления ЛМЗ. Проточная часть турбины состоит из одновепеч-ной регулирующей ступени и последующих двадцати одной активного типа ступени, диски которых, за исключением последних трех ступеней, откованы за одно целое с валом. Только последние три ступени имеют насадные диски.
В турбине использована последняя ступень, спроектированная для турбин серии высокого давления; ее диаметр <7=2000 мм, а рабочая длина лопаток /=665 мм. Кольцевая площадь ступени составляет Q=4,18 м2.
В части высокого давления корпус выполнен литым из хромомолибденовой стали. Часть низкого давления и выходной патрубок сварены из листовой стали. Диафрагмы крепятся в обоймах, которые объединяют ступени в группы. Камеры между обоймами и между обоймами и корпусом используются для нерегулируемых отборов пара на регенерацию.
Подвод пара к регулирующей ступени производится четырьмя регулирующими клапанами, каждый из которых регулирует пропуск пара к самостоятельной группе сопл, как это видно па рис. 4-27,а.
Привод регулирующих клапанов осуществляется кулачковыми шайбами, сидящими на валу, поворот которого производится сервомотором с тюступательно-перемещающимся поршнем при помощи реечной передачи. Разрез одного из верхних регулирующих клапанов показан на рис. 5-22,г.
Цилиндр сервомотора вместе со всеми маслопроводами высокого давления расположен в корпусе переднего подшипника турбины, что повышает пожарную безопасность турбины, так как в случае возникновения неплотностей в масляной системе высокого давления утечки масла собираются в корпусе переднего под
шипника и отсюда стекают в масляный бак. Таким образом, уменьшается опасность загорания масла при попадании его на горячие части турбины.
Соединение валов турбины и генератора осуществляется полугибкой муфтой, которая в осевом направлении обладает достаточной жесткостью, что позволяет применить для турбины и генератора один упорный подшипник.
На муфте, связывающей вал турбины с ротором генератора, насажена ведомая шестерня валоповоротного устройства. Ведущая его шестерня, которая сама приводится червячной передачей, связана с промежуточным валиком винтовой шпонкой. Когда ротор турбины, ускоряясь потоком пара, начинает вращаться с частотой, превышающей частоту, создаваемую валоповоротным устройством, ведущая шестерня сдвигается по оси и выходит из зацепления с ведомой шестерней. Таким образом, валоповоротное устройство отключается автоматически.
Входившая в серию турбин высокого давления ЛМЗ конденсационная турбина мощностью 100 МВт также была реконструирована. Многие узлы и детали этой машины унифицированы с только что рассмотренной турбиной К-50-90.
Турбина К-100-90 (рис. 9-8, см. вкладку) рассчитана на начальные параметры пара ро—8,8 МПа (90 кгс/см2) и /0=535°С. Давление отработавшего пара рк = 3,4 кПа. Подогрев питательной воды осуществляется отборами пара из восьми ступеней, причем конечная температура питательной волы три полной нагрузке турбины /п.в = 227°С. Расход тепла при номинальной нагрузке составляет 7 = 2,53 [2170 ккал/(кВт • ч)]. Реконструированная турбина по расчетным данным на 6,9%’ более экономична, чем первые турбины этой мощности серии высокого давления.
Турбина выполнена двухцилиндровой с двумя потоками пара в ЦНД. Особенно развита проточная часть ЦВД, где цельнокованый ротор включает одновенечную регулирующую ступень и 19 ступеней активного типа (вместо двухвенечного диска и 11 нерегулируемых ступеней в турбинах К-100-90 прежней конструкции). Значительно развиты проходные сечения подвода пара к сопловым сегментам, а также увеличены диаметры самих регулирующих клапанов, что привело к сокращению потерь в пароподводящих органах. Наибольший выигрыш в экономичности достигнут за счет применения хорошо аэродинамически отработанных сопловых и рабочих решеток как в цилиндре высокого, так и низкого давления.
Концевые уплотнения выполнены непосредственно на валу турбины. Корпус ЦВД отлит из стали 20ХМФЛ и имеет вертикальный тех
277
нологический разъем. Цилиндр опирается на корпуса переднего и заднего подшипников четырьмя боковыми лапами, которые ложатся па специальные боковые стулья приблизительно на уровне оси турбины.
Из ЦВД пар двумя перепускными трубами направляется к середине двухпоточного ЦНД. Средняя часть ЦНД выполнена в виде чугунной отливки, выходные патрубки сварены из листовой стали. Корпуса подшипников ЦНД отлиты из стали и приварены к выходным патрубкам турбины. Мертвая точка турбины находится приблизительно в середине ЦНД.
ЛМЗ провел дальнейшую модернизацию проточной части ЦНД турбины, заменив ряд решеток и увеличив высоту последней лопатки с / = 665 мм до /=775 мм. По испытаниям, проведенным на электростанции, эта модернизация повысила экономичность ЦНД на 3,6%.
Начиная с 1952 г. ЛМЗ выпустил турбины К-150-170 мощностью 150 МВт. Конструкция турбины описана в [Л. 42 и 43]. Однако принятые для этих турбин начальные параметры р0=16,7 МПа (170 кгс/см2), /о=58О°С и промперегрев пара до 520°С не получили в Советском Союзе распространения. Как отмечалось в гл. 1, для широкого применения были утверждены: начальное давление р0= 12,75 МПа и температура 565°С.
Конденсационные турбины большой мощности рассчитываются на работу с промпере-гревом пара до температуры 565°С*. Для этих параметров ЛМЗ выпускает турбины К-200-130 мощностью 200 МВт. Продольный разрез такой турбины показан на рис. 9-9 (см. вкладку).
Турбина выполнена трехцилипдровой. В ЦВД, где расположена одновенечная регулирующая ступень и дальнейшие одиннадцать ступеней активного типа, пар проходит в направлении от генератора к переднему подшипнику турбины. Пройдя ЦВД, пар с давлением 2,52 МПа (при полной нагрузке) направляется в промежуточный перегреватель и возвращается оттуда в цилиндр среднего давления. Расчетная потеря давления в коммуникациях и промежуточном перегревателе составляет 0,22 МПа, так что при входе в ЦСД абсолютное давление равно 2,3 МПа. Расширившись в ЦСД до давления 0,12 МПа, пар по двум ресиверным трубам направляется в двухпоточный ЦНД, где и расширяется до давления в конденсаторе. Расчетное давление отработавшего пара составляет д< = 3,4 кПа при температуре охлаждающей воды 10°С.
* В настоящее время для удовлетворения требованиям надежности в условиях частых пусков блоки с турбинами К-200-130 работают с Ц = /Пп=540сС
278
Пар к регулирующей ступени ЦВД подается четырьмя сопловыми сегментами. Перед входом в цилиндр среднего давления пар протекает через два отсечных и четыре регулирующих клапана. Последние начинают открываться одновременно с регулирующими клапанами ЦВД, однако уже при 30% мощности полностью открываются и остаются в открытом положении при дальнейшем увеличении нагрузки. Таким образом, избегается потеря от дросселирования клапанами ЦСД па всем интервале нагрузки—от 30 до 100%. Привод клапанов ЦВД и ЦСД осуществляется одним сервомотором с поступателы-ю-перемещаю-щимся поршнем. Сервомотор расположен около картера опорно-упорного подшипника между ЦВД и ЦСД.
Ротор ЦСД состоит из семи ступеней, диски которых откованы за одно целое с валом, и четырех ступеней с насадными дисками. В каждом из двух потоков ЦНД располагаются четыре ступени, третья из которых, предпоследняя, выполнена двухъярусной— в виде ступени Баумана (см. § 6-2).
Применение в турбине ступеней Баумана позволило получить достаточно низкие потери с выходной скоростью при сравнительно небольшой высоте последних лопаток, / = 765 мм.
Валы роторов ЦВД и ЦСД соединены жесткой муфтой. Соединение валов ЦСД и ЦНД, а также вала турбины и ротора генератора осуществляется полугибкими муфтами, которые облазают достаточно большой жесткостью в осевом направлении и позволяют для всего валопровода применить один упорный подшипник. Этот подшипник скомбинирован с опорным подшипником ротора среднего давления и расположен между ЦВД и ЦСД.
Испытания, проведенные па электростанциях, показали высокую эффективность турбины в целом и особенно ее первых цилиндров. Коэффициент полезного действия ЦВД при полной нагрузке составляет т)Ог=86,2%, а ЦСД — т]Ог = 92,4% (по состоянию пара перед сопловыми лопатками первых ступеней и давлению в перепускных трубах).
В последнее время ЛМЗ провел модернизацию турбины К-200-130, базируясь на последних работах по аэродинамике проточной части, причем основное внимание было уделено совершенствованию ЦНД, где резервы повышения экономичности оказались наибольшими. Были изменены меридиональные обводы проточной части (рис. 9-10) и заменены все сопловые лопатки: вместо штампованных из листа установлены фрезерованные — телесные, спроектированные на основе специальных аэродинамических исследований. Работа по модернизации проводилась ЛМЗ совместно с МЭИ. Модернизации подверглись также и
to
Рис. 9-10. Модернизированный ЦНД турбины ЛМЗ К-200-130
некоторые другие детали турбипы. Испытания турбинной установки до и после модернизации показали повышение к. п. д. более чем на 1%.
Турбина К-300-240. Начальные параметры пара составляют: р0=23,5 МПа (240 кгс/см2), температура перегрева fo=5600C. Промпере-грев осуществляется также до температуры ^пп=565°С*. Расчетное давление в конденсаторе рк=3,4 кПа.
В тепловой схеме предусмотрено восемь ступеней подогрева питательной воды, конечная температура которой при полной нагрузке достигает 265°С.
Приводная паровая турбина питательного насоса питается из нерегулируемого отбора главной турбины, который связан с подогревателем № 6, где при полной нагрузке турбины давление равно 1.6 МПа. Отработавший пар из приводной турбины направляется в отбор главной турбины, связанный с подогревателем № 3. При значительных нагрузках главной турбины часть пара из приводной турбипы поступает в промежуточную ступень главной турбины. Следует отметить, что при полной нагрузке главной турбипы мощность приводной турбины, затрачиваемая на питательный насос, составляет около 11 1МВт.
В схеме установки предусматривается также питательный насос половинной производительности с приводом от электродвигателя, который служит для пуска установки, а также может работать при частичных нагрузках блока.
Турбина выполнена трехцилиндровой (рис. 9-11, см. вкладку). После ЦВД пар возвращается в промежуточный перегреватель парогенератора и оттуда направляется в ЦСД. Из последней ступени ЧСД две трети пара направляются в двухпоточный цилиндр низкого давления, в то время как одна треть протекает через поток, встроенный в ЦСД. Из трех потоков ступеней низкого давления пар поступает в один общий конденсатор.
Свежий пар подводится к одновенечной регулирующей ступени, расположенной в средней части ЦВД. Далее пар проходит по направлению от генератора к переднему подшипнику через пять ступеней, расположенных во внутреннем корпусе. Затем пар омывает внутренний корпус и направляется в последующие шесть ступеней правого потока, которые установлены в двух обоймах. Здесь пар расширяется до давления 3,92 МПа (все указанные ниже давления по ступеням турбипы относятся
* В настоящее время для удовлетворения требований надежности в режимах частых пусков этот блок, как и другие описываемые в данном параграфе блоки сверхкритического давления, работают с to=tpil= =540°С.
к полной нагрузке турбины). За третьей ступенью правого потока производится первый регенеративный отбор пара.
Примененная в этой турбине конструкция ЦВД позволяет расположить наиболее горячие части паропровода в середине цилиндра, удалив их от картеров подшипников. При сверхкритическом давлении 23,5 МПа ступени высокого давления приходится располагать во внутреннем цилиндре с таким расчетом, чтобы разделить перепады давлений и температур, которым подвергаются наружный и внутренний цилиндры. Так, при полной нагрузке давление в камере регулирующей ступени составляет 16,5 /МПа, давление между внутренним и наружным цилиндрами— 9.6 МПа. Таким образом, наибольший перепад давлений на внутренний цилиндр составляет 6,9 МПа Наибольшее избыточное давление, которому подвергается наружный корпус, равно 9,5 МПа.
Поток пара, обтекающий внутренний корпус, позволяет понизить температуру наружного корпуса. Регулирующие клапаны сняты с .корпуса турбины и расположены рядом с ЦВД. К четырем сопловым сегментам пар подводится двенадцатью паропроводами. Увеличенное число паропроводов, соединяющих регулирующие клапаны с сопловыми сегментами, позволяет применить паропроводы уменьшенного диаметра и с меньшей толщиной стенки, что обеспечивает их достаточную гибкость.
После ЦВД пар направляется в промежуточный перегреватель и возвращается в ЦСД турбины с параметрами рПп=3,53 МПа и Йпп=565°С. В ЦСД размещается двенадцать ступеней, диски которых откованы за одно целое с валом. После двенадцатой ступени при давлении 0,22 МПа пар направляется в три ЧНД. В каждом потоке низкого давления имеется пять ступеней, диски .которых посажены на вал в горячем состоянии.
Роторы частей высокого и среднего давления соединены жестко между собой, причем полумуфты откованы за одно целое с валами. Между частями среднего и низкого давления применена полугибкая муфта с двумя волнами. Соединение вала турбины и вала генератора выполнено жесткой муфтой. На этой муфте расположено зубчатое колесо валопо-воротного устройства.
Комбинированный опорно-упорный подшипник располагается между цилиндрами высокого и среднего давления. Опорная часть подшипника воспринимает нагрузку роторов как высокого, так и среднего давления. В то время как смазка турбины и генератора осуществляется турбинным маслом, в качестве рабочей жидкости для управления системой
280
Рис. 9-12. Цилиндр высокого давления турбины ЛМЗ К-300-240.
Таблица 9-1
Расчетная экономичность турбины
ЛМЗ К-309-240
Наименование Значения
Мощность на клеммах
генератора, МВт . . . 200 250 360
К. п. д. генератора, % 98,8 98,8 98,8
Температура подогрева 239
питательной воды, °C 252 265
Расход свежего пара,
кг/с 159 200 247
Удельный расход тепла 2,21 2,17 2,14
регулирования применена специальная негорючая жидкость.
Как масляные .насосы, так и насосы, подающие рабочую жидкость в систему регулирования, сняты с турбины; они приводятся электродвигателями и располагаются непосредственно на масляном баке и па баке рабочей жидкости, которые помещаются на полу конденсационного помещения.
Расчетная экономичность турбины определяется расходами тепла, которые приведены в табл. 9-1.
Приведенные в этой таблице гарантии действительны при параметрах пара ро=23,5 МПа, £о=56О°С, Р1п=565°С, при потере давления в тракте промперегре-ва не свыше 12,5%, при количестве охлаждающей воды 36 000 м3/ч с температурой 12СС.
Удельные расходы тепла относятся к суммарной мощности турбины и питательного насоса, причем количество питательной воды должно быть равно расходу свежего пара. При £o = £jzn = 540°C 7=2,17.
На рис. 9-12 показан вид сбоку и сверху ЦВД турбины, а также вид сверху разъема этого цилиндра. На том же рисунке приведен поперечный разрез сопловых коробок ЦВД.
Два стопорных и семь регулирующих клапанов располагаются рядом с турбиной и гибкими паропроводами соединяются через проходные патрубки с четырьмя сопловыми сегментами регулирующей ступени, вваренными во внутренний корпус ЦВД. Фланцы горизонтального разъема наружного цилиндра могут обогреваться паром, протекающим через приваренные к фланцам коробки. Часть корпуса, пре летав ленного в плане, показана со снятой крышкой наружного цилиндра.
Па рис. 4-38, а показана рабочая лопатка последней ступени ЦНД. При среднем диаметре 2480 мм длина лопатки равна 960 мм. Кольцевая площадь выхода одной ступени составляет Q = 7,46 м2. По своим размерам ступень является одной из наиболее крупных в современных паровых турбинах, рассчитанных на п=50 с-1, что и позволило достигнуть
мощности 100 МВт на один поток при низком рк.
Па основе новых аэродинамических и вибрационных исследований, в том числе проведенных на натурном стенде, ЛМЗ разработал модернизацию проточной части ЦНД турбины К-300-240, за счет которой экономичность ЦНД возрастает на 2,5%. Модернизация (рис. 9-13) коснулась изменения меридиональных обводов проточной части, заменен один ряд лопаток промежуточной ступени, на всех рабочих лопатках установлены периферийные бандажи. Трапециевидная их форма позволила уплотнить надбандажные зазоры и тем самым снизить потери от периферийных протечек и улучшить обтекание периферийной зоны рабочих решеток.
ЛМЗ в 1964 г. построил двухвальную турбину К-800-240-1 мощностью 800 тыс. кВт. Так же как и турбина К-300-240, эта турбина рассчитана на начальные параметры /Д)= = 23,5 Л4Па, /о=56О°С и работает с промежуточным перегревом пара до ^пп=565°С. Продольный разрез обоих валов показан на рис. 9-14 (см. вкладку). Оба вала рассчитаны на /г = 50 с-1. На первом валу располагается ЦВД, конструкция которого принципиально такая же, как ЦВД турбины ЛМЗ К-300-240. После ЦВД пар направляется в промежуточный перегреватель и, возвращаясь оттуда, подводится к двум одинаковым ЦСД, расположенным па обоих валах. После ЦСД пар направляется в четыре двухпоточные ЦНД, расположенных по два на каждом валу. Эти части низкого давления аналогичны двухпоточной части низкого давления турбины К-300-240.
Таким образом, в турбине К-800-240-1 имеется восемь потоков ступеней низкого давления. Как видно из рис. 9-14, первый вал отличается от второго тем, что па нем располагается ЦВД. В результате мощности обоих валов различны. Мощность первого вала /%=500 МВт, в то время как мотцность второго /%=300 МВт. При конструировании турбины предусмотрена возможность работать на частичной нагрузке только первым валом. Для питания парогенераторной установки устанавливаются два турбопитательных насоса. Турбинные приводы получают пар из ЦВД до промежуточного перегревателя. Пар от этих турбин отбирается для подогрева питательной воды в подогревателях низкого давления системы регенерации главной турбины.
Двухвальные турбины примерно на 20% дороже одновалыюй, не говоря уже о том, что стоимость двух генераторов достаточно высокая. Выпуск ЛМЗ этой турбины был вызван отсутствием в то время генератора мощностью 800 МВт.
282
В настоящее время ЛМЗ серийно изготавливает одновальные турбины К-800-240-3. Начальные параметры пара: р0=23,5 МПа, /о = 54О°С, промперегрев пара производится при Рпп=3,43 МПа до ^Пп = 540°С. Расчетная величина конечного давления рк = 3,6 кПа при /11(=12°С.
Тепловая схема установки (рис. 1-26) предусматривает подогрев питательной воды до 274°С, который производится в сальниковых подогревателях, четырех подогревателях низ
кого давления, деаэраторе (при 0,7 МПа) и трех подогревателях высокого давления. Для питания парогенераторов устанавливаются два насоса половинной производительности каждый. В качестве привода насосов применены конденсационные паровые турбины мощностью Ре=15 МВт каждая, питаемые паром из ЦСД главной турбины с параметрами пара р — = 1,6 МПа, £=440°С (см. рис. 11-22).
Частота вращения турбины /г = 50 с-1.
Турбина состоит из пяти цилиндров: ЦВД,
Рис. 9-13. Модернизированная проточная часть низкого давления турбины ЛМЗ К-300-240.
283
Рис. 9-17. Одновальная быстроходная (на /г=50 с !) конденсационная турбина ЛМЗ на сверхкритические параметры а — цилиндры высокого и среднего
284
пара с промперегревом номинальной мощностью 1200 МВт и максимальной мощностью 1380 МВт К-1200-240. давления; б — цилиндры низкого давления.
285
ЦСД и трех ЦНД (рис. 9-15). Парораспределение сопловое. Свежий пар подается к четырем параллельно включенным стопорным .клапанам, расположенным по два с каждой стороны. К коробкам стопорного клапана приварены по две коробки регулирующих клапанов. От регулирующих клапанов по восьми трубам .пар направляется к четырем паровпускным патрубкам, приваренным к наружному корпусу ЦВД и имеющим подвижное соединение с сопловыми камерами, вваренными во внутренний корпус ЦВД. Три сопловых сегмента включаются одновременно, обеспечивая расход пара для мощности, равной 0,85 Рномп.
Пар в ЦВД подается в среднюю часть цилиндра и проходит последовательно одновенечную регулирующую ступень (см. рис. 4-30) и .пять ступеней активного типа, диафрагмы которых расположены во внутреннем корпусе. Затем пар поворачивает па 180°, омывает внутренний корпус и проходит еще шесть ступеней, диафрагмы которых расположены в наружном корпусе ЦВД. Все рабочие лопатки турбины, кроме регулирующей ступени, имеют переменный по высоте профиль.
Из промежуточного перегревателя пар подводится двумя трубами к двум коробкам отсечных клапанов ЦСД, установленным по обе стороны турбины, пз них пар поступает в четыре коробки регулирующих клапанов, размещенных непосредственно на ЦСД. ЦСД двухпоточный с девятью ступенями в каждом потоке. Первые три ступени располагаются во внутреннем корпусе., После ЦСД пар направляется в три ЦНД. ЦНД турбин 800 МВт унифицированы с ЦНД турбины ЛМЗ К-300-240, в частности имеют последнюю лопатку длиной 960 мм (рис. 4-38, а). Некоторые отличия связаны с большей длиной агрегата (в ЦНД применены прямоточные концевые уплотнения) п большей мощностью (увеличенные шейки валов).
Роторы высокого и среднего давления турбипы полностью цельнокованые; роторы ЦНД—с насадными дисками. Все соединительные муфты между роторами выполнены жесткими. Упорный подшипник располагается между ЦВД и ЦСД. Система корпусов турбины имеет три мертвые точки: для ЦВД. ЦСД и первого ЦНД она находится на задней фундаментной раме ЦНД; мертвые точки остальных ЦНД находятся на их передних фундаментных рамах. В турбине применены сегментные опорные подшипники.
Гарантийный расход тепла составляет 7 = 2,14 [1840 ккал/(кВт-ч)], на 1,7% хужё, чем в установке с двухвальной турбиной, что объясняется главным образом снижением тем
ператур 4 и /п.п и увеличением выходной потери АЛв.с из-за меньшего числа ЦНД.
Общая длина турбины составляет 39,5 м, а всего турбоагрегата—59,5 м. Масса турбины без генератора и вспомогательного оборудования равна 1300 т. Агрегат располагается вдоль оси машинного зала станции.
В электровидравлической системе регулирования турбины применяется огнестойкая жидкость при давлении 4,5 МПа.
ЛМЗ изготавливает турбины К-500-166 на п = 50 с-1 с начальными параметрами пара Ро— 16,3 МПа (166 кгс/см2) и /0=525°С. Параметры пара после промперегрева 3,7 МПа и 535°С. Расчетное давление в конденсаторе рк=5,9 кПа при бР. = 22°С.
Номинальная мощность турбины Р“ом = = 500 МВт, максимальная Рмакс=525 МВт. э
Регенеративный подогрев питательной воды осуществляется в семи подогревателях и деаэраторе до Ц.в = 250°С. Два питательных насоса приводятся паровыми турбинами (каждый насос половинной производительности). Приводные турбины с противодавлением .питаются паром из линии на промперегрев; отработавший пар сбрасывается в третий (по потоку воды) подогреватель и за ЦСД.
Гарантийный расход тепла составляет 7 = 2,26 {1940 ккал/кВт-ч)].
Турбина состоит пз четырех цилиндров: ЦВД, ЦСД и двух ЦНД. Свежий пар подается по четырем паропроводам к двум стопорным клапанам. Парораспределение сопловое с четырьмя регулирующими клапанами, установленными на ЦВД. Конструкция ЦВД принципиально подобна рассмотренным выше ЦВД турбин ЛМЗ на сверхкритические параметры пара. В ЦВД располагаются одпове-псчная регулирующая ступень и восемь 'Нерегулируемых ступеней, разделенных па два отсека противоположного направления пара (рис. 9-16). ЦСД двухпоточный, сходный с ЦСД одновальной турбипы ЛМЗ К-800-240. Всего в каждом потоке ЦСД по 11 ступеней; первые три располагаются во внутреннем корпусе. ЦНД унифицированы с ЦНД турбин ЛМЗ К-300-240 и К-800-240. Роторы высокого и среднего давлений цельнокованые, соединены жесткой муфтой и покоятся на трех опорах. Роторы низкого давления имеют насадные диски, каждый из них лежит на двух опорах, соединительные муфты также жесткие. Упорный подшипник установлен между ЦВД и ЦСД. Система корпусов турбины имеет два фикс-пункта (мертвые точки), расположенных на задней поперечной раме ЦНД-1 и передней поперечной раме ЦНД-2. Цилиндры высокого и среднего давле
286
ния и ЦНД-1 жестко соединены между собой. Уплотнения ЦНД выполнены прямоточными.
Общая длина турбины около 30 м, а всего турбоагрегата — 47,2 м. Масса турбины без генератора и вспомогательного оборудования составляет около 945 т. Система регулирования аналогична применяемой в турбине К-800-240-2.
Турбина К-1200-240 имеет поминальную мощность Рэ = 1200 .МВт. При режимах работы с отключенными подогревателями 'высокого давления турбина может развивать .мощность па 15% больше номинальной, т. е. Д*1акс — = 1380 МВт. Начальные параметры пара ро = = 23,5 МПа (240 кгс/см2), /о=54О°С. Промпе-регрев пара производится при ргш=3,9 МПа до /пп=540°С .Температура питательной воды М.в=:2740С; расчетное давление в конденсаторе рк = 3,6 кПа, однако в связи с последовательным прохождением охлаждающей воды через систему конденсаторов, что при той же бв позволяет получить в среднем более глубокий вакуум, в различных конденсаторах давление колеблется от рк=3,3 кПа до рк= = 4,0 кПа.
Два питательных насоса, каждый половинной производительности, приводятся конденсационными паровыми турбинами мощностью Ре=25 МВт, получающими пар из отбора в ЦСД основной турбины при давлении р =1,8 МПа.
Турбина одновальная при л=50 с-1 состоит из пяти цилиндров: ЦВД, ЦСД и трех ЦНД (рис. 9-17).
В турбине применено дроссельное парораспределение с возможностью некоторого изменения нагрузки при скользящем начальном давлении (ом. § 7-8). Подвод пара производится через четыре стопорных .и восемь регулирующих клапанов в среднюю часть ЦВД. В ЦВД пар проходит через два отсека, имеющих противоположное направление.
Первый отсек состоит из четырех ступеней, расположенных во внутреннем корпусе, второй —из пяти ступеней, диафрагмы которых закреплены в обоймах.
После |цромперегрева, пройдя через два комбинированных отсечных и регулирующих клапана, пар поступает в среднюю часть двухпоточного ЦСД. В каждом потоке ЦСД по восемь ступеней, первые три из которых располагаются во внутреннем корпусе, диафрагмы остальных установлены в одной (на каждый поток) обойме. Цилиндры низкого давления сварные с пятью ступенями в каждом потоке. Последняя ступень ЦНД с длиной лопатки 1200 .мм (см. рис. 4-38, в), изготовленной из титанового сплава, имеет кольцевую площадь Q = 11 м2. Таким образом, суммарная
кольцевая площадь выхода турбины составляет iQ = 66 м2.
Корневой диаметр каждого отсека всей проточной части турбины постоянного диаметра. Роторы ЦВД и ЦСД цельнокованые, все роторы турбины опираются на два опорных подшипника, упорный подшипник расположен между ЦВД и ЦСД. Соединение всех роторов агрегата производится жесткими муфтами, причем первое соединение (между ЦВД и ЦСД) имеет полумуфты, откованные заодно с валами. Корпуса всех подшипников, включая левый подшипник генератора, имеют собственные опоры. В турбине предусмотрены три фикс-пункта (у каждого ЦНД).
Турбины Харьковского турбинного завода имени С. М. Кирова
В послевоенное время Харьковский турбинный завод выпускал конденсационные турбины мощностью 100 МВт, рассчитанные на начальные параметры пара р0=8,8 МПа, /о=535°С. Эти турбины имели достаточно высокую экономичность (расход тепла при полностью открытом регулирующем клапане составлял 2,56). Развиваемая при этом .мощность турбины Рэ=116 МВт. Парораспределение турбины дроссельное.
Другой конденсационной турбиной ХТГЗ явилась турбина К-160-130, рассчитанная на начальные параметры пара ро= 12,75 МПа (130 кгс/см2), /0=565°С с промперегревом пара до температуры 565СС. Подогрев питательной воды производится семью отборами пара и достигает при полной нагрузке Ц.в = 230°С. Расчетное давление отработавшего пара рк= = 3,4 кПа. Продольный разрез этой турбины показан на рис. 9-18 (см. вкладку).
Свежий пар подводится к четырем сопловым сегментам одновенечной регулирующей ступени и далее протекает через шесть ступеней активного типа, после которых направляется к промежуточному перегревателю. При номинальной нагрузке давление пара при выходе из ЧВД составляет 3,2 МПа.
Регулирующая ступень и первые четыре нерегулируемые ступени размещены во внутреннем корпусе ЦВД.
Наиболее высокий отбор па регенерацию производится из паропровода, идущего от турбины к промежуточному перегревателю. После промежуточного перегревателя нар с давлением 2,8 МПа и температурой 565°С возвращается в ЦВД и расширяется в его последующих восьми ступенях до давления 0,45 МПа. Далее по ресиверному паропроводу пар направляется к двухпоточной части низкого давления.
287
Таким образом, в отличие от турбины ЛМЗ К-200-130, турбина ХТГЗ вместо трех имеет два цилиндра, что делает ее более ком пактной, однако и менее экономичной. Несколько худший к. п. д. объясняется меньшим числом ступеней в турбине К-160-130 и пониженными отношениями скоростей ufc^, а также меньшими высотами лопаток в ЧВД.
В связи с тем, что пар, направляемый в промежуточный перегреватель, имеет при полной нагрузке температуру 375°С, т. е. почти на 200°С ниже, чем температура пара, возвращающегося из промежуточного перегревателя, разделительная диафрагма и камера подвода вторично .перегретого пара защищены экраном, который должен предохранить диафрагму и наружную стенку цилиндра от непосредственного соприкосновения со вторично перегретым паром высокой температуры. Таким образом, сокращается температурный градиент и температурные напряжения в диафрагме и корпусе.
Ротор части низкого давления выполнен в виде сварного барабана, состоящего из дисков равной прочности, не имеющих центральных отверстий. Жесткая конструкция ротора позволила расположить значительное число ступеней в каждом потоке, что в конечном счете и дало возможность выполнить турбину двухцилиндровой. Длина лопатки последней
ступени равна 780 мм при среднем диаметре 2125 мм. При этом суммарная площадь проходного сечения последних ступеней составляет Q = 10,4 м2.
Удельный расход тепла при /4=160 МВт составляет г/ = 2,29 [1968 ккал/(кВт • ч)].
Маслоснабжение турбины обеспечивается центробежным насосом, который располагается в корпусе переднего подшипника и непосредственно соединен с валом турбины. Насос при поминальном числе оборотов развивает давление 1,5 МПа, необходимое для системы регулирования.
В корпусе насоса располагается диск гидравлического регулятора, изменение напора которого служит импульсом для регулирования частоты вращения турбины.
Харьковский турбинный завод выпускает конденсационные турбины К-300-240, рассчитанные, как и турбины этой мощности ЛМЗ, на начальные параметры пара /д=23,5 МПа (240 кгс/см2), 4=560°С. Турбина выполнена с промежуточным перегревом пара до 565°С. При выходе из ЦВД пар с давлением 3,92 МПа направляется в промежуточный перегреватель. После промежуточного перегревателя пар подается в ЦСД с давлением 3,53 МПа. Расчетное давление в конденсаторе составляет рк=3,4 кПа. Продольный разрез турбины представлен на рис. 9-19.
Рис. 9-20. Модернизированная
288
В ЦСД поток пара направляется от генератора к переднему подшипнику. Регулирующая одновенечная ступень и следующие четыре ступени расположены во внутреннем корпусе. Дальше следуют ступени, диафрагмы которых размещены в обоймах, причем из полости между первой и второй обоймами (за девятой ступенью) производится нерегулируемый отбор пара для подогрева питательной воды. Регулирующие и стопорные клапаны располагаются по бокам ЦВД и с помощью двенадцати гибких паропроводов соединяются с сопловыми сегментами регулирующей ступени. При этом вначале пар подается одновременно к к левому верхнему и правому нижнему сегментам, что обеспечивает 70% полной мощности.
После промперегрева пар поступает в ЦСД, проходя через два блока клапанов. Каждый блок имеет отсечной клапан, управляемый независимо системой регулирования и системой защиты. Направление потока в ЦСД противоположно направлению пара в ЦВД. При установившемся режиме это позволяет в значительной степени уравновесить осевые усилия во всей турбине.
В части среднего давления ступени объединены в группы с помощью обойм, что облегчает организацию отборов пара для регенерации. Один из трех потоков низкого давления расположен в ЦСД. За двенадцатой ступенью при давлении р = 0,23 МПа одна треть пропуска пара направляется в этот отсек низкого давления, а остальные две трети двумя реси
турбина ХТГЗ К-300-240 (ЦНД турбины см. рис. 9-19).
19—326
289
верными трубопроводами перепускаются в двухпоточный ЦНД.
В ЧНД по пять ступеней в каждом потоке. Последняя ступень выполнена с лопаткой длиной 1050 мм. Эта лопатка в настоящее время является самой длинной из стальных лопаток турбин, работающих с п=50 с-1. При среднем диаметре d=2,55 м, отношении dfl = =2,43 и окружной скорости на периферии «„=565 м/с ступень имеет кольцевую площадь выхода Q = 8,41 м2. Лопатки изготовлены из нержавеющей хромомолибденованадие-вой стали.
Заводом проведена значительная модернизация турбины. Эта модернизация коснулась проточной части ЦВД, ЦСД и ЦНД. В частности, в ЦВД узкие сопловые лопатки заменены более широкими с другим, обтекаемым профилем с меньшими концевыми потерями. При этом оказалось возможным отказаться от дополнительных ребер жесткости в диафрагмах. В ЦСД заменена установка сопловой решетки
первой ступени. Вместо диафрагменной конструкции сопловой аппарат заводится прямо в корпус, что уменьшает утечку пара. В ЦПД изменена форма меридионального обвода (рис. 9-20), в последней ступени осуществляется внутриканальная сепарация влаги в полых сопловых лопатках (см. § 5-3).
Для повышения маневренности турбины в ЦСД применен двойной корпус (рис. 9-21) Пар подводится к ЦСД двумя клапанами, установленными по бокам цилиндра на дугообразных патрубках диаметром 500 мм. С горловинами внутреннего корпуса паровпускные патрубки соединяются с помощью подвижных элементов с поршневыми кольцами.
Тепловая схема турбинной установки аналогична тепловой схеме турбины ЛМЗ. Подогрев питательной воды осуществляется паром 9 нерегулируемых отборов. При полной нагрузке температура питательной воды составляет /Пв = 265°С. Питательный насос полной производительности приводится самостоятель-
Рис. 9-21. Разрез по паровпуску ЦСД после промперегрева модернизированной турбины ХТГЗ К-300-240. 290
пой .паровой турбиной с противодавлением, догорая питается из паропровода после промежуточного перегревателя. Отработавший в приводной турбине пар направляется в ЦНД главной турбины.
Для пуска турбинной установки предусмотрен электропитательный насос половинной 11 р онз вод ите л ьн о ст и.
На рис. 9-22 представлен продольный разрез одновальной турбины К-500-240-2. Первый образец этой турбины (К-500-240-1) несколько иной .конструкции был выполнен в 1964 г. Турбина мощностью 500 МВт рассчитана на начальные параметры пара р0—23,5 МПа (240 кгс/см2), б)=540°С и должна работать с промежуточным перегревом пара при рПп= = 3,63 МПа до /Пп—540°С. Давление в конденсаторе рк=3,5 кПа. Частота вращения турбины п = 50 с-1. В турбине использованы некоторые конструктивные решения, принятые для модернизированного варианта турбины ХТГЗ К-300-240.
Первые ступени ЦВД размещены во внутреннем корпусе. ЦВД расположен таким образом, что поток пара направляется от генератора к переднему подшипнику. Пар к турбине подается по двум паропроводам. Поперечный разрез по паровпуску ЦВД приведен на рис. 4-27,в. Паровпуск трехстенный— наружный корпус, внутренний корпус и сопловые коробки. Всего в ЦВД 10 ступеней активного типа, первая из которых регулирующая За регулирующей ступенью давление пара равно 17,05 МПа, а температура—495°С. За восьмой ступенью ЦВД производится отбор пара на регенерацию. После ЦВД по двум трубам диаметром 500 мм пар направляется в парогенератор, где осуществляется промпе-регрев. Далее, пройдя отсечные и регулирующие клапаны, пар поступает в цилиндр среднего давления.
Первые четыре ступени ЦСД расположены во внутреннем корпусе; диафрагмы остальных устанавливаются в трех обоймах. Всего в ЦСД 11 ступеней. Первые пять из них имеют рабочие лопатки с цельнофрезерованным бандажом. Все рабочие лопатки ЦСД закрученные, переменного по высоте профиля. Ротор ЦСД цельнокованый, корпус сварно-литой. После ЦСД при давлении р = 0,31 МПа пар двумя ресиверными трубами, проходящими ниже плоскости горизонтального разъема, подается в два двухпоточных ЦНД.
Из ЦНД пар направляется в два конденсатора. Роторы низкого давления жесткие, сварно-кованые с шейками под подшипники диаметром 520 мм. В каждом потоке ЦНД по пять ступеней. Последние ступени выполнены, как и в турбине К-300-240, с лопатками длиной 7 = 1050 мм. Эти модернизированные ло
патки имеют улучшенные профили, оптимальные в периферийной части относительные шаги и выполнены заодно с бандажом. В рассматриваемой турбине на один поток приходится мощность 125 МВт. В последней ступени организована внутриканальная сепарация влаги из сопловых лопаток (см. рис. 5-14). Некоторая разгрузка ступеней низкого давления достигается применением конденсационной турбины для привода питательного насоса. Эта турбина питается паром низкого давления из промежуточного отбора главной турбины, л отбираемый пар не возвращается в основной агрегат, а конденсируется в отдельном конденсаторе.
Все четыре ротора турбины соединены между собой жесткими муфтами. Каждый из роторов опирается на два опорных .подшипника, выполненных самоустанавливающимися. Некоторые из них—сегментные. Упорный подшипник сегментного типа с одним упорным гребнем располагается между цилиндрами высокого и среднего давления. Несмотря на противоположное направление потоков пара в ЦВД и ЦСД и двухпоточные конструкции ЦНД в турбине предусмотрены разгрузочные диски, необходимые для уравновешивания осевых усилий во время переходных процессов. В крышках корпусов подшипников имеются масляные бачки, емкость которых рассчитана на обеспечение маслом подшипников при остановке турбоагрегата с отключенными масляными насосами. В турбине предусмотрено валоповоротное устройство, находящееся между двумя ЦНД.
Турбина имеет два фпкс-пупкта (мертвые точки) в точках пересечения вертикальной плоскости турбины, проходящей через продольные шпонки под осью агрегата, с линиями поперечных шпонок под боковыми опорами первого и третьего выходных патрубков ЦНД (под осями левых опорных подшипников ЦНД).
Рабочей жидкостью гидродинамической системы регулирования турбины является конденсат.
Централизованная масляная система снабжает маслом подшипники турбины и генератора и состоит из масляного бака, двух главных и одного резервного насосов и маслоохладителей. Масляные насосы приводятся электродвигателями (основные электродвигатели переменного тока, аварийные — постоянного).
Общая длина турбины равна 29,5 м, а всего турбоагрегата с генератором и возбудителем— 46,3 м. Агрегат размещается поперек машинного зала. Экономичность установки характеризуется удельным расходом тепла 7 = 2,14 [1841 ккал/(кВт • ч)].
19*
291
Рис. 9-22. Одновальная конденсационная турбина ХТГЗ К-500-240 на сверхкритические параметры пара с промперегревом.
9-3. КОНСТРУКЦИИ ТУРБИН ЗАРУБЕЖНЫХ ФИРМ
Паровые турбины для энергетики изготавливаются на заводах многих зарубежных стран. В Англии, США, Франции, ФРГ и Японии имеется несколько фирм, выпускающих мощные паровые турбины. Изготавливаются паровые турбины и в ЧССР, СРР, ВНР, ПНР, ГДР, СФРЮ и других странах. Турбины, создаваемые на иностранных турбостроительных заводах, не только различны по параметрам пара и типоразмерам, но существенно отли
чаются друг от друга по конструкции в целом и отдельных элементов, по технологии изготовления. В частности, выпускаются турбины как активного, так и реактивного типа.
Объединение английских фирм AEJ, ЕЕ и EGE выпускает турбины мощностью 660 МВт. параметрами р0= 16,3 МПа и /0=538°С и пром-иерегревом до Дп=538°С; рк=4,4 кПа. Турбина предназначена для электростанций как на Эта турбина работает паром с начальными
Рис. 9-23. Конденсационная турбина К-600-166 английской фирмы AEJ-EE-EGE с промперегревом.
а — модель агрегата; б —продольный разрез по ЦВД; в — поперечное сечение по ЦНД с боковыми конденсаторами.
294
Рис 9-24. Одровальная (на п=60 с-1) конденсационная турбина американской фирмы GE на сверхкритическое давление с промперегревом мощностью 550—1000 МВт.
а — цилиндры высокого и среднего давления; б — цилиндр низкого давления; в — продольный разрез турбины
органическом, так и на ядерном топливе. На АЭС она устанавливается с усовершенствованным газографитовьгм реактором.
Турбина работает с частотой вращения zz = 50 с-1 н состоит из пяти цилиндров: однопоточного ЦВД. двухпоточного ЦСД и трех двухпоточных ЦНД с суммарной кольцевой площадью последних лопаток iQ = 45 м2. На рис. 9-23 показана модель агрегата.
Клапаны свежего пара устанавливаются с обеих сторон .машины в сварной коробке, соединенной коротким трубопроводом с нижней половиной ЦВД. Аналогично расположены отсечной и регулирующий клапаны ЦСД.
О'блолачивание в турбине активного типа. Начиная с ЦСД рабочие лопатки закручены и имеют повышенную степень реакции. Парораспределение дроссельное, и первая ступень
295
Рис. 9-25. Конденсационная турбина К-600-16С с промперегревом французской фирмы Рато-Шнейдер — СЕМ.
Ц охлаждаемый цилиндр высокого давления; б цилиндр низкого давления.
'ф $ Н' ом
296
выполнена с полным подводом пара. Всего в ЦВД восемь ступеней, в каждом потоке ЦСД семь ступеней. Цилиндр высокого давления состоит из двух корпусов: 1внешний имеет горизонтальный разъем, а внутренний без горизонтального разъема, и диафрагмы монтируются с торца (рис. 9-23, б). Для первых ступеней ЦСД также .предусмотрен внутренний корпус. Муфты между роторами жесткие. Цилиндр низкого давления выполнен с двойным корпусом.
Выход пара из ЦНД производится .в боковые конденсаторы (рис. 9-23, а и в), образующие вместе с ЦНД единую, так называемую интегральную конструкцию. Такая конструкция выхода сокращает высоту подвального помещения машинного зала станции и в сочетании с аэродинамически отработанными выходными патрубками позволяет сократить выходные потери.
Длина турбины около 40 м.
Американскими фирмами Дженерал Электрик, Вестингауз и Алис-Чалмерс мощные турбины производятся как в двухвальном, так и в одновальном исполнении. В настоящее время двухвальными создаются турбины мощностью 1300—1380 МВт; одновальными — до 800 МВт. И те и другие машины выполняются быстроходными, т. е. на я=60 с-1*. Ранее эти фирмы изготовили ряд турбин большой мощности с первым быстроходным валом, включающим ЦВД и ЦСД, и вторым — из нескольких ЦНД — тихоходным на лг=30 с-1.
На рис. 9-24 показана турбина мощностью 550—1000 МВт сверхкритического давления и температурой пара /о=538°С с промперегрсвом пара до Znn==538°C фирмы Дженерал Электрик.
В зависимости от параметров пара и, в частности, от конечного давления, расчетная величина которого для разных электростанций колеблется от рк=5 до 12 кПа, мощность агрегата может меняться от 550 до 1000 МВт. В установке предусмотрено 7 отборов пара с подогревом питательной воды до /ив=286°С.
Частота вращения п=60 с-1. Турбина состоит из пяти цилиндров: ЦВД, двухпоточного ЦСД и трех двухпоточных ЦНД.
Парораспределение в турбине сопловое. Из сопловых коробок ЦВД пар направляется в одноневечную регулирующую ступень с разделенным потоком, что необходимо для обеспечения вибрационной надежности рабочих лопаток при парциальном подводе пара и столь большой мощности ступени. Потоки пара после обоих дисков регулирующей ступени смешиваются и направляются в остальные
* В США частота сети 60 Гц.
297
6 ступеней ЦВД, размещенные во внутреннем корпусе. Эти ступени, как и все турбины Дже-нерал Электрик, имеют облопачивание активного типа.
В каждом потоке по 7 ступеней. Первые ступени объединены в общем внутреннем корпусе, последующие—.в обоймах. В ЦНД по 8 ступеней в каждом потоке. Последняя ступень в зависимости от мощности и конечного давления имеет длину 765 или 852 мм. Все роторы турбины цельнокованые, что технологически допустимо при умеренных их диаметрах. Роторы соединяются жесткими муфтами, по обе стороны которых расположены подшипники. Упорный подшипник установлен па роторе ЦСД со стороны ЦВД.
Ф р а и цу з ск.и м объеди пением Р а то - III 11 е йд ер -СЕМ выпущена турбина мощностью 600 МВт с начальными параметрами пара р0= 16,3 МПа и Ц=565°С и промперегревом при рПц=3,6 МПа ДО irm = 565 °C. Расчетное конечное давление рк=3,4 кПа. Тепловая схема предусматривает подогрев питательной воды в семи ступенях до /[Г,В = 275°С.
Турбина (рис. 9-25) с частотой вращения п=50 с-1 состоит из четырех цилиндров: одно-иоточиых ЦВД и ЦСД и двух двухпоточных ЦПД.
Облопачивание в ЦВД и ЦСД активного, а в ЦНД — реактивного типа. К регулирующей одновенечной ступени пар подводится из шести вварных сопловых коробок. По всей длине ЦВД предусмотрен внутренний корпус. Цилиндр среднего давления имеет внутренний корпус и две обоймы. Иззза высоких температур /о=6ш=565°С предусмотрено охлаждение диска первой ступени и корпуса ЦВД. В ЦСД охлаждаются диски первых двух ступеней. Цилиндры низкого давления имеют внутренние корпусы, соединенные между собой и ЦСД специальными тягами для согласования осевых перемещений ротора и неподвижных
Рис. 9-26а. Поперечный разрез по яаровпуску конденсационной турбины К-630-166 с ппомперегревом фирмы KWU (ФРГ).
частей. Последняя ступень ЦПД выполнена с лопаткой длиной I— 1000 мм и кольцевой площадью одного выхлопа П = 8,48 м2. Лопатки не имеют связей и вращаются с периферийной скоростью нп=580 м/с.
Роторы .высокого и среднего давления цельнокованые, низкого давления—сварные, соединяются жесткими муфтами; каждый опирается на два самостоятельных подшипника. Упорный подшипник расположен между ЦВД и ЦСД.
Па рис. 9-26 показан продольный разрез турбины мощностью 630 МВт фирмы KWU (ФРГ). Турбина спроектирована для работы с параметрами пара р0= 16,3 МПа, f0 = 525°C. Промперегрев производится при давлении Рпп=3,1 /МПа до бтп—525°С. Расчетное давление в конденсаторе рк = 6,6 кПа. Тепловая схема предусматривает шестиступенчатый регенеративный подогрев питательной воды до 6le = 233°C.
Турбина при частоте вращения и =50 ед1 состоит из четырех цилиндров: однопоточного ЦВД, двухпоточного ЦСД и двух двухпоточ-ных ЦНД. Парораспределение в турбине дроссельное. Регулирование мощности скользящим давлением.
Облопачивание реактивного типа. В ЦВД 17 ступеней, в ЦСД два потока по И ступеней и в двух ЦНД по 4 ступени в каждом потоке. Корневой диаметр в ЦВД постоянный, в ЦСД — повышающийся по потоку, ib Щ1Д — постоянный с небольшим понижением с/к в последних ступенях. Последняя ступень с лопаткой длиной 830 .мм имеет суммарную кольцевую площадь z‘Q = 25,2 м2. Лопатки в ЦВД и ЦСД имеют профиль шириной 44 мм.
На рис. 9-26,а показан поперечный разрез по пароспуску. Пар проходит четыре стопорных клапана тиаметром 200 .мм и четыре одновременно открывающихся регулирующих клапана диаметром 160 мм.
Роторы барабанного типа соединяются жесткими муфтами, причем между роторами имеется только по одному подшипнику. Ротор высокого давления выполнен с передним уплотнением повышенного диаметра—думис-сом, полностью разгружающим осевое усилие.
Первые цилиндры — ЦВД и ЦСД имеют по два корпуса: внешний и внутренний. Внешний корпус ЦВД так называемого горшкового типа без горизонтального фланца с. торцевой задней крышкой. Цилиндры низкого давления состоят из трех корпусов. Внешний корпус коробчатого типа переходит в конденсатор. Корпуса всех подшипников расположены на своих фундаментных колоннах. Регулирование электрогидравличеокое.
Общая длина турбины 25,4 м, всего агрегата — 45 м.
298
Рис. 9-27. Двухвальная (на п = 60 с-1) конденсационная турбина К-1300-247 сверхкритического давления с промперегревом швейцарской фирмы ВВС.
Швейцарская фирма ВВС для энергетики США выпускает двухвальные турбины мощностью 1300 Л^Вт. Параметры пара перед турбиной: ро = 24,2 Л4Па, /о=538°С; промперегрев до Д.П=538°С; расчетное конечное давление рк=6,8кПа. Тепловая схема установки включает восемь ступеней подогрева питательной воды.
Оба вала турбины одинаковой мощности и одинаковой частоты вращения я = 60 с-1. Первый вал состоит из ЦВД и двух ЦНД, второй — из ЦСД и двух ЦПД (рис. 9-27).
Парораспределение принято дроссельным. Свежий пар в количестве примерно 1100 кг/с проходит через четыре блока клапанов, расположенных вблизи ЦВД попарно справа и слева от него один над другим. Каждый блок объединяет стопорный и регулирующий клапаны. Аналогичные блоки клапанов, но большего размера установлены и на входе в ЦСД после промперегрева.
Все цилиндры турбины двухпоточные, с полной разгрузкой осевого усилия. В этой, как и в других турбинах фирмы, облопачива-ние реактивного типа. В каждом потоке ЦВД — 13, ЦСД — 10 и ЦНД — 7 ступеней. В ЦВД корневой диаметр рабочих лопаток принят постоянным, в ЦСД — увеличивающимся по потоку, а в ЦНД сначала постоянным, а в последних ступенях понижающимся.
Роторы ЦВД и ЦСД барабанного типа, сварные из четырех участков; роторы низкого давления сварные из шести дисков, близких по форме к телу равного сопротивления. Все роторы соединяются жесткими муфтами; между каждой парой роторов располагается по одному 'подшипнику. Цилиндры выполнены двухкорпусными с относительно тонкими стенками внешних корпусов и малыми толщинами фланцев, что облегчает быстрый пуск турбины. Внутренний корпус ЦВД с бесфланцевым разъемом и стяжными кольцами.
Последняя лопатка ЦНД длиной 660 мм. что при пересчете па п.=50 с-1 эквивалентно лопатке длиной 792 мм.
После ЦСД производится отбор пара на две турбины для привода питательных насосов.
9-4. КОНСТРУКЦИИ ТУРБИН
АТОМНЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ
Подавляющее большинство паровых турбин, устанавливаемых на АЭС с водоохлаждаемыми реакторами, как было отмечено в § 1-6, предназначается для работы на насыщенном паре. Иногда за счет уменьшения температурного перепада в- парогенераторе АЭС с водо-водяными реакторами с водой под давлением проектируются для слабоперегретого пара на входе в турбину (обычно /0—Го=2О-ъЗО°С).
300
Конструкции турбин насыщенного пара во многом отличаются от турбин, работающих перегретым паром высоких параметров. Особенности конструкций турбин насыщенного пара обусловлены следующими причинами.
1. Малый располагаемый теплоперепад /Д. Так, например, в современных турбинах насыщенного пара при ро = 6,О МПа'с внешней сепарацией располагаемый теплоперепад составляет менее 60% располагаемого теплоперепада турбины на р0 = 23 МПа с Дп=550°С. Вследствие этого в турбинах насыщенного пара расширение пара обычно происходит только в ЦВД и ЦНД и лишь в отдельных случаях (см. рис. 9-31) еще и в ЧСД. При этом в ЦНД вырабатывается примерно 50— 60% мощности и влияние их на экономичность турбины оказывается весьма существенным. Очень большое влияние на к. п. д. оказывают потери с выходной скоростью, эффективность выходного патрубка, потери дросселирования в паровпускных органах, в ресиверах, в тракте внешний сепаратор — пароперегреватель. Поэтому для уменьшения ,\hB.c турбины проектируются со значительными суммарными площадями последних ступеней ZQ. Это достигается выполнением большого числа потоков в ЦНД и, следовательно, большого числа ЦНД. Для турбин насыщенного пара характерны конструкции с тремя и даже четырьмя ЦНД. Для увеличения проходных сечений последних ступеней ЦНД и сокращения числа ЦНД большинство мощных турбин насыщенного пара выполняются тихоходными (см. § 6-5). Для уменьшения потерь давления большое внимание уделяется конструкции клапанов, которые обычно выполняются совмещенными па линии свежего пара (стопорный и регулирующий клапаны) или упрощенными; например, па входе в ЦПД часто применяются поворотные заслонки (см. рис. 5-24). Сепаратор и промежуточный перегреватель, как правило, объединяются в компактную конструкцию. Следует учесть, что размеры такого сепаратора-пароперегревателя (СПП) настолько велики, что обычно турбины большой мощности имеют несколько СПП, примерно по одному на Рэ=200 = 400 МВт.
2. Большие объемные пропуски пара, превышающие Gv в турбинах 'высоких параметров такой же мощности (из-за пониженных начальных параметров, меньшего /Д и худшего к. п. ,д.) в 4—6 раз на входе п примерно в 2 раза па выходе.
В связи с этим существенно возрастают габариты паровпуска, требующие более компактного его исполнения, изменения конструкции клапанов. Начиная с мощности агрегата 500—800 МВт уже в первой ступени производится разделение потока лара, и таким обра-
зом .все цилиндры турбины выполняются двухпоточными (см. рис. 9-30, 9-32 и др.). Это, естественно, увеличивает число ступеней и осевые габариты цилиндров, ио, с другой стороны, во всех цилиндрах уравновешиваются » осевые усилия.
Большие высоты лопаток уже в первых ступенях требуют закрутки лопаток. Значительные изгибающие напряжения в регулирующей ступени (см. § 7-6) затрудняют 'применение парциального полвода пара и, следовательно, соплового парораспределения. Уменьшение изгибающих напряжений в лопатках регулирующей ступени может быть достигнуто разделением потоков в ЦВД и переходом на пониженную частоту вращения.
Большие .пропуски пара в ЦНД, так же как отмеченное выше значительное влияние Д/гв.с на к. п. д. турбин насыщенного пара, требует увеличения числа потоков, использования полуторного выхлопа и 'перехода на пониженную частоту вращения.
3. Работа всех или большинства ступеней влажным парам для повышения к. и. д. турбины и всей установки требует уменьшения влажности пара как диаграммной, так и фактической. Это достигается:
а) внешней сепарацией, иногда выполняемой дважды, и промперегревом (см. § 1-6);
б) различными методами внутренней сепарации (см. § 5-3).
Кроме того, расчет и проектирование ступеней и решеток следует вести с учетом особенностей протекания влажного пара (см. §2-7 и 4-5). Необходимо отметить, что если обычно в ступенях низкого давления турбин насыщенного пара влажность не превышает той, с которой имеют дело в турбинах высоких начальных параметров пара, то влажность в ступенях высокого давления характерна только для турбин АЭС.
4. Специальные меры по уменьшению эрозии лопаток (см. § 5-3) и других элементов турбин. В турбинах, работающих влажным паром, приходится сталкиваться с разными видами эрозии: ударной эрозией, когда па различные детали турбипы (не только на рабочие лопатки) действуют капли влаги, обладающие большой скоростью; это касается поверхностей корпуса, диафрагм, обойм и т. д. на периферии ступеней; межщелевой эрозией —на стыках, в небольших зазорах; эрозией вымывания, встречающейся в ресиверах, сепараторах и многих частях турбины, на которые действует влага в виде струй. Сюда же следует отнести наблюдавшуюся в некоторых турбинах эрозию в лабиринтовых уплотнениях. На рис. 9-28 показаны фотографии козырька над нсобанда-жеппыми рабочими лопатками ЦВД и поверхности разъема обоймы уплотнения части
высокого давления турбины насыщенного пара. На фотографиях отчетливо видны следы вымывания влагой и межщелевой эрозии.
Борьба с этими видами эрозии, кроме уменьшения влажности пара, ведется с одной стороны, сокращением числа карманов и «мертвых» полостей в корпусах, обоймах, где может скапливаться влага, и хорошим дренажем там, где нельзя избежать этого скопления; с другой стороны, применением специальных эрозионностойких .материалов для деталей, которые могут подвергаться эрозии, или специальных покрытий поверхностей этих деталей.
Следует отметить, что хотя большинство деталей турбин насыщенного пара изготавливаются из тех же материалов, что и турбины высоких параметров пара, все же доля нержавеющей высокохромистой стали .в турбинах насыщенного пара выше. Кроме того, обычно не применяется чугун, встречающийся в диафрагмах и обоймах ЦНД турбин высоких параметров пара.
5. Повышенные требования к надежности турбин. Дело в том, что аварийная остановка турбины АЭС связана с бдльшими неприятностями, чем на станции, работающей на органическом топливе. Причины этого — невозможность немедленной остановки реактора
Рис. 9-28. Эрозия неподвижных частей в ЦВД турбины насыщенного пара.
а — размыв козырьков над необан.чаженными рабочими лопатками;
б —• размыв поверхностей разъема обоймы уплотнений.
301
Рис. 9-29. Турбина насыщенного пара ХТГЗ К-220-44 (п=50 с-1)
и необходимость в течение некоторого .времени перепуска пара .помимо турбины; обычно ремонт турбины на АЭС требует больше .времени. Кроме того, надо учитывать, что составляющая стоимости электроэнергии, зависящая от капиталовложений, на АЭС существенно выше, чем на ТЭС и внеплановая остановка блока АЭС приводит к повышению стоимости выработки электроэнергии в системе.
В связи с этим обычно при проектировании турбин АЭС закладываются большие запасы прочности, применяются более качественные
материалы, по возможности используются уже отработанные и проверенные решения. Интересно отметить, что, как правило, турбостроительные заводы и фирмы применяют для турбин АЭС последние лопатки меньшей длины, чем предельные, используемые в турбинах для ТЭС. Радикальным средством повышения надежности является уменьшение частоты вращения, позволяющее снизить напряжения в элементах ротора, увеличить жесткость роторов и сократить число цилиндров (см. § 6-5).
Рис. 9-30. Цилиндр высокого давления турбины насыщенного пара ХТГЗ К-500-65/3000 (на п =
—50 с-1) для работы на АЭС в одноконтурной схеме
302
для работы на АЭС в двухконтурной схеме.
6. Как и в турбинах с промперегревом пара для ТЭС и ТЭЦ, из-за большого объема и протяженности паропроводов между цилиндрами в турбинах насыщенного пара может произойти разгон турбины после прекращения доступа свежего пара. В турбинах насыщенного пара к этому добавляется вскипание и испарение влаги, сконденсировавшейся на поверхности ротора, неподвижных деталей турбины, в сепараторе и т. д. Расчеты и опыты на турбинах показали, что за счет этого при сбросе нагрузки частота вращения турбины может возрасти на 15—25%. Радикальным средством для уменьшения этого разгона является установка арматуры на входе в ЦПД после СПП. Однако эта арматура усложняет агрегат и увеличивает потери давления в тракте (см. § 5-5). Во многих случаях при проек-гировании турбины закладывается возможность без поломки допустить значительное превышение частоты вращения.
Турбины АЭС и, в частности, турбины насыщенного пара имеют 'некоторые особенности в регулировании и эксплуатации [Л. 34].
7. Если турбина предназначена для работы в одноконтурной схеме, т. е. в турбину поступает радиоактивный пар, то предъявляются дополнительные требования и к конструкции турбины и к ее эксплуатации. Эти особенности в первую очередь определяются требованиями биологической защиты, которая иногда обеспечивается общей герметической обшивкой агрегата или всей установки, трассировкой
паропроводов радиоактивного пара ниже отметки обслуживания и, конечно, полностью дистанционным обслуживанием.
Особые меры принимают для предотвращения утечек пара из турбины. Большое внимание уделяется плотности всех фланцевых соединений, иногда фланцы горизонтального разъема корпусов турбины в местах соединения завариваются топкой лентой, фланцевые соединения трубопроводов, перепусков, ресиверов по возможности заменяются сварными.
Клапаны и концевые уплотнения таких турбин должны быть герметичными, поэтому в них организуется специальная система подвода и отвода пара, в частности организуется подача нерадиоактивного пара в уплотнения из специального парогенератора (испарителя) под избыточным давлением (см. рис. 5-21).
Примеры конструкций турбин насыщенного пара
Конструкции турбин, изготовленных и спроектированных для АЭС, весьма разнообразны. Это объясняется различием в типах реакторов, применяемых тепловых схемах и параметрах станций, а также числом заводов, проектирующих и изготавливающих турбины.
В этом параграфе рассматриваются конструкции турбин главным образом большой мощности, созданных для АЭС с водоохлаждаемыми реакторами. Более подробно с конструкциями турбин для АЭС можно познакомиться в специальной литературе [Л. 34].
303
Ось подшипника №1
10600
Рис. 9-31. Тихоходная (на п=25 с-1) турбина насыщенного пара
304
11500
4200
ХТГЗ К-500-60/1500 для работы на АЭС в двухконтурной схеме.
20—326
305
В нашей стране турбины для такого типа АЭС производятся на ХТГЗ.
Турбина К-220-44 предназначена для работы насыщенным шаром при начальном давлении ро=4,3 МПа (44 кгс/см2) .в двухконтурной схеме с водо-водяньим реактором с водой под давлением. Турбины такого типа работают на Нововоронежской и других АЭС. Тепловая схема установки .предусматривает 8 отборов пара для регенеративного подогрева питательной воды до /п.в = 223°С. После ЦВД при разделительном давлении рразд= 0,27 МПа пар направляется в сепараторы и вторичные пароперегреватели. Перегрев производится до Znn = 240°C сначала отборным паром, который берется за второй ступенью ЦВД при р= 1,9 МПа, а затем паром начальных параметров. Расчетное конечное давление Рк=5,1 кПа.
Турбина с частотой вращения /1=50 с-1 состоит из трех цилиндров — ЦВД и двух ЦНД (рис. 9-29). Парораспределение сопловое. Пар подводится через 4 пары стопорных и регулирующих клапанов. Проточная часть ЦВД включает одновенечную регулирующую и пять нерегулируемых ступеней активного, как во всех турбинах ХТГЗ, типа. Ротор ЦВД цельнокованый. Для разгрузки осевого усилия предусмотрен повышенный диаметр переднего концевого уплотнения.
В двух двухпоточных ЦНД располагается по 5 ступеней в каждом потоке с коническими меридиональными обводами. Последняя ступень имеет рабочие лопатки длиной 1= 852 мм с кольцевой площадью одного потока Q = 6,26 м2. Проточная часть ЦНД ,во многом унифицирована с ЦНД турбины К-300-240 ХТГЗ (см. § 9-2), в частности при глубоком расчетном вакууме рк—2,9 кПа устанавливается последняя ступень с /=1030 мм и Q = 8,2 м2. В этом случае расчетная конечная влажность в ЦНД составляет рк=0,О8. Роторы ЦНД сварпокованые. Наряду со специальным периферийным влагоудалением, применяемым во всей проточной части, в ЦНД предусмотрена внутриканальная сепарация влаги в полых сопловых лопатках последней ступени.
Длина турбины 23,2 >м, масса —710 т.
Турбины ХТГЗ К-500-65/3000 установлены на АЭС с водографитовыми кипящими реакторами при одноконтурной 'Схеме. Турбина рассчитана на работу насыщенным паром при Ро=6,46 МПа (65 кгс/см2) и рк=3,9 кПа. Тепловая схема предусматривает 7 регенеративных отборов для нагрева питательной воды до /п.в=167°С. Разделительное давление принято примерно таким же, как и у турбин К-220-44, в связи с использованием одного и того же ЦНД. Перед ЦНД установлены сепараторы и 306
двухступенчатые пароперегреватели, обеспечивающие на входе в ЦНД /[Ш=265°С.
Турбина работает с частотой вращения /1=50 с-1 и состоит из пяти двухп сточных цилиндров — одного ЦВД и четырех ЦНД.
Подвод пара производится при дроссельном парораспределении через два блока сдвоенных комбинированных стопорно-рсгулирующих клапанов в среднюю часть ЦВД (рис. 9-30).
В каждом потоке ЦВД и ЦНД по пять ступеней. Все роторы сварнокованые и соединяются между собой и с генератором жесткими муфтами. Корпус ЦВД сварно-литой с внутренним литым корпусом, охватывающим первые две ступени. Посадочные места диафрагм и обойм в корпусе, а также горизонтальные разъемы обойм и наружного корпуса защищены от эрозии кольцевыми вставками из нержавеющей стали.
В турбине применена развитая система влагоудаления. В первых ступенях ЦВД на рабочих лопатках срезана часть бандажа, напротив которой в неподвижной части расположены щели специальных ловушек. В других ступенях, наоборот, открыты выходные кромки рабочих лопаток. В последней ступени ЦНД сопловые лопатки выполнены полыми с внутриканальной сепарацией влаги. Из этих лопаток пароводяная смесь отводится прямо в конденсатор. Турбина рассчитывается на большие объемные пропуски пара, примерно вчетверо превосходящие Govo при такой же мощности, но с высокими начальными параметрами. Поэтому все элементы иаровпуска имеют большие размеры. Перед ЦНД установлены поворотные паровые заслонки.
Размеры турбины: длина 40 м, ширина 8,67 м. Масса турбины 1633 т.
Турбина ХТГЗ К-500-60/1500 спроектирована для работы в двухконтурной схеме с водоводяным реактором под давлением. Турбина получает насыщенный (или слабоперегретый пар при небольшой при этом модификации) давлением ро='5,9 МПа (60 кгс/см2). Тепловая схема'включает 7 отборов пара для подогрева питательной воды до /п.е = 223оС. Предусмотрены внешняя сепарация влаги и промперегрев пара до Дп=250°С при разделительном давлении рРазд=1,15 МПа.
Турбина рассчитана на /1=25 с-1 и состоит (вариант на рк = 5,9 кПа) из двух цилиндров: ЦВД, включающего части высокого и среднего давления, и одного двухпоточного ЦНД (рис. 9-31). 'Парораспределение в турбине дроссельное; в ЧВД проточная часть включает 7 ступеней; св ЧСД, где протекает только перегретый пар, пять ступеней (р2= = 0,26 МПа), в ЦНД по четыре ступени в каждом потоке. Последняя ступень с рабочей лопаткой длиной /=1450 мм имеет кольцевую
Рис. 9-32. Одновальная тихоходная турбина К-1200-55 насыщенного пара для работы на АЭС в двухконтурной схеме фирмы KWU (ФРГ).
оо
Рис. 9-33. Одновальная тихоходная турбина К-1160-55 насыщенного пара швейцарской фирмы ВВС для работы на АЭС в двухконтурпой схеме при п=30 с-1.
а — продольный разрез турбины (из трех ЦНД показан один); б — ком« поновка агрегата,

Рис. 9-34 Однопалы:.™ тихоходная (па п=30 с-') турбина К-850-70 насыщенного пара американской фирмы GE.
а — цилиндр высокого давления; б — цилиндр низкого давления; в — продольный разрез турбины.
308
площадь одного потока £2= 18,9 м2. Эта лопатка показана на рис. 4-38,д.
Длина турбины без генератора 24,8 м.
Турбина мощностью 1200—1330 МВт фирмы KWU (ФРГ) предназначена для работы в .двухконтурной схеме с водо-водяным реактором с водой под давлением. Начальные параметры пара ро=5,0ч-5,5 МПа, г/о=О,25%; рк=3,94-4,4 кПа. При разделительном давлении рра3д~1 МПа предусмотрена подсушка пара в сепараторах и вторичный перегрев паром начальных параметров до /цП = 220°С. В турбине имеется 7 отборов для подогрева питательной воды до £п.в = 207°С. Расчетная влажность пара 'за ЦВД составляет у2='1'2°1о, за ЦНД г/к=10-11%.
Турбина выполнена тихоходной на п= =125 с-1 и состоит из четырех цилиндров (рис. 9-32) с облопачивапием реактивного типа и дроссельным парораспределением. В двухпоточном ЦВД располагается по 20 ступеней в потоке; три двухпоточных ЦНД имеют в каждом потоке 9 ступеней с последней лопаткой длиной /=1365 мм и кольцевой площадью 9=18,4 м2.
Перед ЦВД установлены четыре стопорно-регулирующих клапана, перед каждым ЦНД — отсечно-регулирующий клапан. Ротор ЦВД выполнен в виде цельного барабана, роторы ЦНД—с насадными дисками. Все муфты жесткие. Все подшипники турбины устанавливаются на собственных фундаментных колоннах. ЦНД выполнены трехкорпусными.
Общая длина турбины 42,6 ,м, ширина фундамента 23 м.
Турбина фирмы Броун-Бовери — ВВС (Швейцария) мощностью 1160 МВт предназначена для работы в двухконтурной схеме с водо-водяным реактором с водой под давлением. Давление насыщенного пара на входе в турбину ро = 5,3 МПа; давление рк= 5,1 кПа. Предусмотрена внешняя сепарация пара него промежуточный перегрев до /nn=220°C.
Турбина имеет частоту вращения п=30с-1 (предназначена для США) и состоит из четырех цилиндров: ЦВД и трех ЦНД (рис. 9-33). Проточные части всех цилиндров двухпоточные, парораспределение дроссельное. Облопа-чивание турбины реактивного типа; в каждом потоке ЦВД по 10 ступеней, ЦНД—по 7 ступеней. Последняя ступень с лопаткой длиной /='1320 мм и кольцевой площадью 9 = = 16,4 м2.
Ротор ЦВД сварной из четырех частей, роторы ЦНД —также сварные из 10 элементов каждый. Между роторами ЦВД и ЦНД-1 имеются два подшипника — опорно-упорный и опорный; между роторами ЦНД и между
турбиной и генератором установлено по одному опорному подшипнику. Все роторы соединяются жесткими муфтами. Цилиндр высокого давления однокорпусный, цилиндры низкого давления двойные: внешний сварной, внутренний — сварной с литыми обоймами, поддерживающими сопловые лопатки. Внутренний корпус ЦНД опирается прямо на фундамент, внешний корпус служит для направления потоков пара; его деформация не передается на облопачивание. Уплотнения ЦНД присоединены к корпусам подшипников и связаны с корпусом турбины через эластичные компенсаторы. Перед ЦНД предусмотрены отсечные и регулирующие клапаны. Перед ЦВД четыре комбинированных стопорно-регулирующих клапана (см. рис. 5-23,6).
Общая длина агрегата 65 м.
Турбина мощностью 850 МВт фирмы Дженерал-Электрик (GE—США), показанная на рис. 9-34, предназначена для работы на АЭС с одноконтурной схемой и водо-водяным кипящим реактором. Турбина рассчитана на работу насыщенным паром при начальном давлении ро=6,8 МПа и конечном давлении Рк=:10 кПа; предусмотрена подсушка пара во внешнем сепараторе и двухступенчатый перегрев до 4ш=268°С.
Эта турбина, как и все американские турбины насыщенного пара, является тихоходной и имеет частоту вращения п=30 с-1. Турбина состоит из трех двухпоточных цилиндров: ЦВД и двух ЦНД.
Парораспределение в турбине дроссельное, облопачивание активного типа; в каждом потоке ЦВД по 6 ступеней, в ЦНД—по 7 ступеней. Последняя ступень с лопаткой длиной /=965 мм и кольцевой площадью 9 = 9,82 м2. Все роторы турбины с насадными дисками. Роторы соединяются жесткими муфтами. Корпус ЦВД выполнен одинарным, ЦНД — двойным. Внешний корпус находится под разрежением, внутренний, в котором установлены диафрагмы, опирается на нижнюю половину выходного патрубка. Каждый ЦНД имеет свой фикс-пункт.
Перед подводом пара в ЦВД имеются четыре совмещенных стопорно-регулирующих клапана, перед каждым ЦНД —по одному отсечному и регулирующему клапану. Кроме того, предусмотрена группа из девяти обводных клапанов, которые служат для обвода пара, необходимого при сбросе нагрузки, и поддержания давления в реакторе во время пуока. Обводные клапаны управляются регулятором давления свежего пара и обеспечивают пропуск пара до 40% Смаке- Перепуск в конденсатор производится через редукционную установку от паропроводов перед стопорными клапанами.
309
ГЛАВА ДЕСЯТАЯ
ТУРБИНЫ ДЛЯ КОМБИНИРОВАННОЙ ВЫРАБОТКИ ТЕПЛА И ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ЭНЕРГИИ
В § 1-4 была дана общая оценка тех экономических преимуществ, которые связаны с 'комбинированной !выработкой тепла и электрической энергии. Экономический выигрыш при использовании тепла отработавшего в турбине пара определяется тем, что скрытая теплота парообразования, которая <в конденсационных установках теряется в охлаждающей воде конденсаторов, в установках, построенных для комбинированной .выработки электрической энергии и тепла, полностью или частично используется для покрытия бытовых или промышленных потребностей прилегающего к станции района.
Турбины, которые не только служат приводом генератора электрического тока, но -и снабжают теплом внешних потребителей, получили общее название теплофикационных турбин и разбиваются на следующие основные типы:
турбины с противодавлением;
турбины с одним регулируемым отбором пара;
турбины с регулируемым отбором .пара и противодавлением;
турбины с двумя регулируемыми отборами пара.
10-1. ТУРБИНЫ С ПРОТИВОДАВЛЕНИЕМ
Схема установки турбины с противодавлением показана на рис. 10-1. Свежий пар подводится из парогенератора с давлением ро и направляется в турбину 1, где происходит расширение пара до давления рп. Отработавший в турбине 1 пар поступает в сетевые подогреватели (бойлеры), откуда подогретая
Рис. 10-1. Принципиальная схема установки с турбиной с противодавлением и конденсационной турбиной.
/ — турбина с противодавлением; 2 — конденсационная турбина; 3 — редукционно-охладительная установка.
вода идет к (потребителю тепла. Для отопления применяется пар с давлением рп=70-е 250 кПа, для промышленных целей требуется пар более высокого давления рп— от 0,4 до 0,7 МПа, а в некоторых случаях до 1,3— 1,8 МПа (см. табл. 1-2 и 1-3).
Пар, покидающий турбину с противодавлением, расходуется лишь в том количестве, которое необходимо тепловому потребителю. Поэтому мощность, развиваемая турбиной с противодавлением, не является произвольной, а связана с нагрузкой теплового потребителя. В самом деле, (мощность турбины выражается равенством
Р э—
Поскольку К. П. Д. т)о.э 'При постоянных параметрах процесса зависит только от пропуска пара через турбину, а располагаемый теплоперепад не меняется, мощность турбины с противодавлением однозначно определяется расходом протекающего через нее пара.
Очевидно, что турбина с противодавлением, работая изолированно, не может полностью обеспечить потребителей электроэнергией, так как график потребления электроэнергии, как правило, не совпадает с графиком потребления тепла. Поэтому в современных энергетических системах турбины с противодавлением обычно не устанавливаются изолированно, а применяются для параллельной работы с конденсационными турбинами (рис. 10-1). При такой параллельной работе турбина с противодавлением вырабатывает лишь ту электрическую мощность, которая определяется пропуском пара, идущего к тепловому потребителю, в то время как остальную выработку электрической энергии обеспечивают конденсационные турбины.
Само собой разумеется, что необязательно турбипы с противодавлением и конденсационные турбины должны устанавливаться на одной и той же станции. Важно, чтобы их генераторы были включены на общую электрическую сеть. Это позволяет рационально распределить нагрузку между турбинами.
Работая по тепловохму графику, турбина с противодавлением покрывает лишь часть электрической нагрузки; остальная электрическая нагрузка ложится на конденсационную турбину. В часы максимальных тепловых нагрузок >в линию теплового потребителя добавляется редуцированный свежий пар
310
в том случае, если расход шара, требуемый тепловым потребителем, (превышает максимальную пропускную способность турбины с противодавлением. Установленный редуктор давления пара 3 позволяет также снабжать теплового потребителя паром в периоды ремонтов турбины с противодавлением.
То обстоятельство, что мощность развиваемая турбиной с противодавлением, целиком определяется нагрузкой теплового потребителя, часто не позволяет достаточно эффективно использовать установленную мощность турбогенератора, а это в свою очередь ограничивает область применения турбин с противодавлением.
В самом деле, допустим, что турбина с противодавлением должна обслуживать систему отопления. В этом случае значительная нагрузка турбины достигается лишь в холодные зимние месяцы, при большом расходе тепла на отопление. В летнее время, когда отопления нс требуется, турбина может оказаться совсем без нагрузки, и тогда не только сама турбина, но и связанное с ней электрическое оборудование не используются. Поэтому турбину с противодавлением целесообразно ставить при таких тепловых потребителях, нагрузка которых не прерывается в течение суток и держится на достаточно высоком уровне круглый год, например для химического производства. Давление пара, идущего к тепловому потребителю, как правило, требуется поддерживать постоянным.
Аналогично приведенному в § 1-2 уравнению моментов, связывающему изменение электрической нагрузки с частотой вращения ротора турбины, можно написать уравнение расходов, связывающее тепловую нагрузку с противодавлением турбины:
= (10-1)
здесь V — емкость паропровода, ведущего от турбины к тепловому потребителю; Gi — секундный расход пара, проходящего через систему регулирующих клапанов турбины; 62— секундный расход пара, отводимый к потребителю; р и Т — давление и температура отработавшего в турбине пара.
Уравнение (10-1) показывает, что давление отработавшего в турбине пара будет сохраняться постоянным лишь в том случае, когда количество пара Gi, .прошедшего через турбину, равно количеству пара, идущему к тепловому потребителю. Если Gi больше G2, то
dpfdx~>^, т. е. давление отработавшего пара растет; наоборот, если G\ меньше G2, то
dpldx<J3, т. е. давление отработавшего пара понижается.
Таким образом, всякое нарушение равенства
между количеством пара, идущего от турбины, и количеством пара, расходуемого тепловым потребителем, приводит к изменению давления отработавшего пара.
Для того чтобы турбина с противодавлением могла автоматически поддерживать расход пара, необходимый тепловому потребителю, турбина, помимо регулятора скорости, снабжается регулятором давления.
Система регулирования при работе турбины по тепловому графику находится под воздействием регулятора давления. Лишь в том случае, если при работе по тепловому графику произойдет отключение агрегата от сети и генератор разгрузится до нуля, в работу под влиянием повышения частоты вращения вступит регулятор скорости.
В конструктивном отношении турбина с противодавлением отличается от конденсационной только тем, что в ней пет ступеней, работающих в области низких давлений (см. рис. 11-1—11-4). Поэтому турбина с противодавлением выполняется так же, как часть высокого давления конденсационной турбины, и обычно состоит из регулирующей ступени и ряда последующих нерегулируемых ступеней. Некоторые 'зарубежные заводы строят реактивные турбины с противодавлением. Однако даже и в реактивных турбинах, за очень редким исключением, применяется сопловое парораспределение и первая ступень выполняется как активная регулирующая ступень.
При выборе конструкции турбины с противодавлением решающее значение имеют объемный пропуск пара, на который должна быть рассчитана турбина, и график нагрузки, с которым турбина будет работать.
Поскольку в турбине с противодавлением нет ступеней, работающих в области вакуума, отпадают все трудности, связанные с проектированием и построением лопаток для больших объемных пропусков пара. Даже в турбинах с противодавлением, рассчитанных на очень большие массовые расходы пара, высоты последних лопаток обычно получаются умеренными. Расходы пара, которые могут быть пропущены через одной сточную турбину при работе ее с противодавлением, очень велики.
Конструктивные трудности, определяемые малыми объемными пропусками пара в области повышенного давления, целиком сохраняются в турбинах с противодавлением. Как отмечалось в § 7-1, увеличение высоты лопаток при малых объемных пропусках пара может быть достигнуто за счет увеличения расчетной частоты вращения турбины. Поэтому для небольших турбин с противодавлением целесообразно повышение быстроходности.
311
В § 7-6 было подробно 'выяснено, что чем больше для всей турбины отношение давлений pzlpv, тем сильнее сказывается потеря от дросселирования пара в регулирующем клапане при недогрузке турбины. Поскольку в турбинах с противодавлением, по сравнению с конденсационными турбинами, отношение Рг/ро велико, дроссельное парораспределение в таких турбинах применять не рекомендуется. Чем выше рг/ро, тем большее число клапанов следовало бы иметь в системе соплового парораспределения турбины с противодавлением.
Однако применение соплового парораспределения само по себе еще не определяет характера изменения экономичности при недогрузках турбины. Вместе с тем для турбины с противодавлением закон изменения к. п. д. при уменьшении пропуска пара представляет особый интерес, так как такая турбина, обслуживая теплового потребителя, нередко должна работать с переметным в широких пределах расходом пара. В § 7-7 было показано, что к. п. д. турбины при ее недогрузках сохраняется тем устойчивее, чем больший расчетный теплоперепад принят для регулирующей ступени.
В турбине с противодавлением к. п. д. т]Ог будет сохраняться наиболее устойчиво в том случае, когда весь теплоперепад срабатывается >в одной регулирующей ступени, что может быть, например, достигнуто, если турбина выполнена как ступень скорости (см. § 3-6). В этом случае при идеальном сопловом парораспределении .можно считать, что тепловой перепад ступени сохраняется постоянным при всех нагрузках, а следовательно, сохраняется постоянным отношение скоростей zz/cp, так что относительный внутренний к. п. д. изменяется лишь за счет изменения потерь от пар-цпальности.
Выполнение турбины с противодавлением в виде одной ступени скорости нашло применение для турбин с небольшими теплоперепа-дом и пропуском пара, работающих при переменной в широких пределах нагрузке. Для турбин значительной мощности такая конструкция не может быть допущена ввиду недостаточной экономичности ступени скорости. Поэтому, как уже отмечалось, наиболее распространенной для турбин с противодавлением является конструкция, состоящая из регулирующей ступени и последующих нерегулируемых ступеней.
При распределении расчетного теплоперепада между регулирующей и последующими ступенями следует иметь в виду, что чем меньше теплоперепад, принятый в качестве расчетного для регулирующей ступени, и чем больше соответственно общее число ступеней, тем
312
Рис. 10-2. Изменение к. п. д. турбин с противодавлением в зависимости от расхода пара при разной доле расчетного теплоперепада регулирующей ступени /гор с от всего теплоперепада турбины Но.
а—$С = АГ0; Ъ—Д'С = 0,ЗЯо; c — h$‘C = 0,1Яо.
выше может быть достигнут к. п. д. при полной нагрузке, однако тем резче падает к. л. д. турбины при уменьшении расхода пара.
На рис. 10-2 показаны кривые изменения к. и. д. в зависимости от относительного пропуска пара для трех вариантов (выполнения турбины. Кривая а построена для турбины, состоящей из одной двухвепечной ступени скорости, кривая b — для турбины, в которой при расчетной нагрузке 30% теплоперепада приходится на регулирующую ступень, в то время как остаток теплоперепада срабатывается в группе нерегулируемых ступеней. Наконец, кривая с относится к турбине, срабатывающей при расчетной нагрузке на регулирующей ступени 10% теплоперепада.
Диаграмма рис. 10-2 показывает, что в тех случаях, когда турбина работает с меняющейся в широких пределах нагрузкой и когда число часов использования турбины при малых нагрузках велико, оказывается целесообразным выделить при расчетном режиме значительную долю теплоперепада па регулирующую ступень и всю машину выполнить с небольшим числом ступеней. Наоборот, чем ровнее предполагаемый график нагрузки турбины и чем ближе средняя по графику нагрузка к расчетной, тем рациональнее увеличивать число ступеней и сокращать долю теплоперепада, приходящегося на регулирующую ступень при максимальной нагрузке.
10-2. ТУРБИНЫ С ПРОМЕЖУТОЧНЫМ
РЕГУЛИРУЕМЫМ ОТБОРОМ ПАРА
Нагрузка турбины с противодавлением целиком определяется тепловым потребителем, поэтому, как отмечалось раньше, турбина с противодавлением обычно не может устанавливаться изолированно и должна работать параллельно с конденсационными турбинами. Кроме того, в большинстве случаев мощность самой турбины с противодавлением и связанного с ней электрического оборудования
Рис. 10-3. Принципиальная схема установки с турбиной, имеющей регулируемый отбор пара.
используется далеко не полностью, поскольку тепловое потребление или связано с зимним периодом, или зависит от числа смен, работающих в производстве, расходующем тепло.
Значительно лучшее использование оборудования. достигается в турбинах с промежуточным отбором шара, в которых (мощность может изменяться в широких пределах независимо от нагрузки теплового потребителя.
На рис. 10-3 схематически показана турбина с регулируемым промежуточным отбором пара. Турбина состоит из части высокого (ЧВД) 1 и части низкого давления (ЧНД) 2, связанной с конденсатором 3. Свежий пар подводится к турбине с давлением ро и температурой to. Пар расширяется !в ЧВД до давления рп, которое поддерживается постоянным и должно быть выбрано в соответствии с потребностями теплового .потребителя. Пройдя ЧВД, поток пара Gi разветвляется на два потока. Поток пара 6П, пройдя отсечной и обратный клапаны, идет к тепловому потребителю. Пар в количестве 62 направляется через регулирующие клапаны в ЧНД, где расширяется до давления рк в конденсаторе. Таким образом, ЧВД турбины с отбором представляет собой турбину с противодавлением, а ЧНД —конденсационную турбину.
При отсутствии отборов пара из ЧВД на регенерацию можно написать:
Gi — Оп + С2.
Внутренняя мощность Pi турбины с промежуточным отбором пара является суммой мощностей ЧВД и ЧНД:
Эффективная мощность турбины с отбором пара находится как разность:
Ре = Р г ДР м,
где ДРм—механические потери турбины.
Эффективную мощность можно представить как произведение внутренней мощности всей турбины па механический к. п. д.:
Ре = РгГ\^
На рис. 10-4 изображен процесс расширения пара в турбине с промежуточным отбором пара в AS-диаграмме. Если принять обозначения рис. 10-4, то мощность ЧВД напишется так:
(10-2)
а мощность ЧНД:
P''=G2HX'r С10’3)
Таким образом, внутренняя мощность всей турбины будет равна:
Р> = ОД5 < + = G,H^ +
+ (О, - 0 0-4)
где ЯоЛог представляет собой использованный теплоперепад для потока пара, прошедшего в конденсатор через обе части турбины.
Из уравнения (10-4) можно найти расход свежего пара, если заданы мощность турбины и количество пара, отбираемого для теплового потребителя, и, кроме того, известны тепловые перепады и к. п. д. отдельных частей турбины :
wICII
Р Pi г r,oi
1 Нот& Un How •
Для того чтобы давление отводимого к тепловому потребителю пара поддерживалось на постоянном уровне, помимо клапанов, управляющих впуском пара в ЧВД, перед ЧНД турбины устанавливают также регулирующие клапаны. Изменения давления отбираемого пара воспринимаются регулятором давления.
Для того чтобы проследить зависимость между расходом свежего пара, развиваемой турбиной мощностью и количеством отбираемого пара, построим диаграмму, которая связывает эти величины и называется ди а гр а м-мой режимов.
Рассматривая ЧВД как турбину с противодавлением, можно, рассчитав ее переменный
313
Рис. 10-5. Зависимость мощности и к. п. д. части высокого давления турбины с отбором от расхода пара.
режим, построить зависимость внутренней мощности ЧВД от расхода пара через нее. Пусть эта зависимость изображается кривой ab диаграммы на рис. 10-5. Здесь по оси абсцисс отложен относительный пропуск пара через ЧВД Gi/Сю, а по оси ординат—мощность ЧВД PJi, выраженная в долях от максимальной внутренней мощности ЧВД
Относительный внутренний к. п. д. цпог зависит от расхода пара; в связи с этим при изменении расхода пара температура отработавшего в ЧВД пара Тп также не сохраняется постоянной. На рис. 10-5 панесены кривые изменения тДог ЧВД турбины и изменения температуры Тп пара, выходящего из ЧВД.
Таким образом, изменение пропуска пара через ЧВД приводит к тому, что температура пара перед ЧНД не остается постоянной, а следовательно, не сохраняется постоянным также и располагаемый теплоперепад ЧНД турбины ЯТ1о-
Примем за исходный теплоперепад ЧНД теплоперепад Яп0, подсчитанный от состояния пара в конце процесса расширения ЧВД при расчетном .пропуске пара через ЧВД, когда к. п. д. -цДг достигает наибольшего значения. Очевидно, что /7п0 будет наименьшим из всех возможных располагаемых теплоперепадов ЧНД.
Считая величину теплоперепада неизменной и производя расчет ЧНД при переменном режиме, находим кривую изменения внутренней мощности 411Д в зависимости от расхода пара, протекающего через нее. Такая кривая построена на рис. 10-6, причем по оси абсцисс отложен расход пара через ЧНД 62, а по оси ординат—мощность ЧНД Рпг, выраженная в долях от максимальной мощности ЧВД Рь0.
Как было отмечено, ординаты кривой рис. 10-6 определяют величину внутренней мощности ЧНД при любом пропуске пара 62, но при
наименьшем располагаемом теплоперепаде ЧНД, равном Нио. При расходе пара через ЧВД, отличающемся от расчетного мощность ЧНД при одном и том же пропуске пара также несколько возрастает благодаря увеличению располагаемого теплоперепада /71то- Приближенно, приняв Цпог~ const, МОЖНО СЧИТЗТЬ, ЧТО в этом случае мощность ЧНД равна:
г/П
где Pni—внутренняя мощность ЧНД при действительном теплоперепаде Н1Г01 и Р11^—внутренняя мощность ЧНД при наименьшем возможном для ЧНД теплоперепаде Н1ТО, который соответствует расчетному пропуску пара через ЧВД. Очевидно, что поправочный коэффициент k, на который надо умножить полученную из диаграммы рис. 10-6 мощность ЧНД, зависит только от пропуска пара через ЧВД.
Пользуясь линией изменения температур отработавшего в ЧВД пара, можно по i'S-диа-грамме построить кривую изменения /г. Для рассматриваемого нами примера эта кривая нанесена на диаграмме рис. 10-5.
Здесь и в дальнейших расчетах мы предполагаем, что давления пара перед и после ЧНД сохраняются постоянными при всех режимах. Если в целях уточнения расчета представляется желательным учесть изменение давления пара при его входе в конденсатор в зависимости от пропуска пара через ЧНД, то это уточнение нетрудно ввести, если известна характеристика конденсатора, т. е. закон изменения рк от количества пара, идущего в конденсатор.
Имея все предварительные данные, можно построить окончательную диаграмму режимов. Для этого перенесем в диаграмму рис. 10-7 найденную ранее линию мощности, развиваемой ЧВД (рис. 10-5). Мощность, определяемая кривой ab, соответствовала бы работе турбины с полным отбором пара, т. е. при 62=0. Если предположить, что через ЧНД протекает постоянный расход пара, например G2=0,2G“aKC, то развиваемая этим потоком
Рис. 10 6. Зависимость мощности части низкого давления турбины с отбором от расхода пара.
314
пара внутренняя мощность найдется по формуле (10-5), причем коэффициент k определяется на основании кривой рис. 10-5 и зависит только от пропуска пара через ЧВД.
Суммируя, мощности ЧВД и ЧНД, находим внутреннюю мощность турбины, которая соответствует пропуску пара G1 через ЧВД и G2= = 0,2G]iaKC через ЧНД. Повторяя тот же расчет при различных значениях G,, но при неизменном пропуске G2 = 0,2G“aKC и нанося суммарную мощность на диаграмму рис. 10-7, находим линию а'Ь', которая показывает изменение мощности турбины при постоянном пропуске пара через ЧНД.
Очевидно, что при заданном пропуске пара G2 = 0,2Gi’aKC через ЧНД расход пара через ЧВД может изменяться лишь в пределах от Gx = = 0,2GJ,aKC до Gt = Gj’aKC. Случай, когда Gt = = 0,2GjfaKC, соответствует чисто конденсационному режиму работы турбины (Gn = 0), который отмечен точкой а' на диаграмме рис. 10-7.
Повторяя таким же путем построение кривых для других пропусков пара через ЧНД, дополним диаграмму рис. 10-7 сеткой пунктирных линий. В результате область а12Ьа представит собой диаграмму возможных режимов турбины с одним регулируемым отбором пара.
Линия а12 диаграммы рис. 10-7 соответствует конденсационному режиму турбины, при котором отбор пара равен пулю. Линия а"Ь" изображает режимы турбины при расчетном пропуске пара через ЧНД, т. е. те режимы, когда регулирующие клапаны ЧНД открыты полностью, а давление лара перед ЧНД сохраняется равным рп. Линия Ь2 представляет собой режимы турбины с максимальным пропуском пара через ЧВД. Наконец, линия ab представляет собой изменение мощности турбины при работе с полным отбором пара (G2=0). В действительности такой режим не должен быть допущен, так как вращение ротора ЧНД в корпусе, через который не пропускается пар, может привести к чрезмерному перегреву ротора из-за недостаточного отвода тепла и к недопустимому снижению прочности материала лопаток; поэтому, как правило, через ЧНД должен быть всегда обеспечен небольшой пропуск пара. Этот минимальный пропуск пара обычно составляет от 5 до 10% расчетного пропуска через ЧНД. Таким образом, в качестве линии режимов с минимальным расходом -пара через ЧНД надо рассматривать кривую которая в данном примере соответствует G2=0,08GjiaKC.
Диаграмма рис. 10-7 показывает, что при расчетном пропуске через ЧНД наибольшая
Рис. 10-7. Диаграмма режимов турбипы с одним регулируемым отбором пара.
мощность турбины соответствует точке Ь", где одновременно достигаются наибольший пропуск пара через ЧВД и расчетный пропуск пара через ЧНД, равный в данном примере G2o = 0,4G;laKC .
Если принять, что расход пара через ЧНД не должен превышать расчетного G20, то, как видно из диаграммы рис. 10-7, при конденсационном режиме (Gn=0) мощность турбины (точка а") будет значительно меньше той, которую турбина может развить при работе с отбором пара и при одновременном максимальном пропуске пара через ЧВД и расчетном пропуске .пара через ЧНД (точка Ь"). Такое ограничение мощности турбины при конденсационной работе в большинстве случаев нерационально и не необходимо. Если допустить повышение давления пара перед ЧНД, то через нее можно пропустить большее количество пара и даже при конденсационном режиме достигнуть максимальной мощности Дма1СС, на которую рассчитан электрический генератор.
Увеличение пропуска пара через ЧНД за счет повышения давления пара перед ней со
315
провождается некоторым снижением экономичности ЧНД, но позволяет в более широких пределах .использовать мощность турбогенератора. Следует отмстить, что повышение давления пара в камере регулируемого отбора уменьшает располагаемый теплоперепад ЧВД и его к. п. д., а следовательно, и мощность ЧВД. Допуская режимы с повышенным давлением пара перед ЧНД, в диаграмме режимов получаем дополнительную область, которая на рис. 10-7 заштрихована. При пропуске пара G2=0,4GjIaKC, которому соответствует линия а"Ь", клапаны ЧНД откроются полностью и дальнейшее увеличение пропуска пара через ЧНД достигается за счет роста давления в камере отбора пара. Очевидно, что с точки зрения прочности корпус ЧВД и примыкающие к нему трубопроводы отбираемого пара должны быть рассчитаны па максимальное давление, которое может возникнуть в камере отбора; па это же давление должны быть настроены предохранительные клапаны камеры отбора пара. В части низкого давления прочность рабочих лопаток и промежуточных диафрагм должна быть также рассчитана в соответствии с нагрузками, которые возникают при максимальном пропуске пара.
Для того чтобы при произвольном режиме, который, например, изображен точкой А в диаграмме рис. 10-7, найти расход отбираемого пара, надо произвести следующее построение. Точка А непосредственно определяет расход подводимого к турбине свежего пара. Проведя через точку А линию постоянного пропуска пара в ЧНД, найдем на пересечении линии АВ с линией конденсационного режима точку В, которая определит пропуск пара С2 в ЧНД. Расход отбираемого пара найдется как разность Gn=Gi—G2. Не представляет труда аналогичным построением найти линии режимов турбины с постоянным расходом отбираемого пара Gn=const. Такие зависимости построены на диаграмме рис. 10-7 тонкими сплошными линиями.
Все построение диаграммы режимов проводится для внутренних мощностей турбины. Имея в виду, что для турбогенераторов, не имеющих редукторной передачи, механические потери не зависят от нагрузки (APM=const), можно построенную диаграмму использовать и для определения эффективной мощности турбины. Для этого, откладывая по оси ординат отрезок АРМ и принимая за начало отсчета мощности линию I—I, получаем:
(Ре) А = (Рг) А—АРм.
В том случае, если требуется построить диаграмму режимов для электрической мощности турбогенератора, надо при суммировании мощностей ЧВД и ЧНД вычесть из сум-
316
Рис. 10-8. Упрощенная диаграмма режимов турбины с одним отбором пара, построенная прямыми линиями.
маркой внутренней мощности механические потери и потери электрического генератора. Последние зависят от нагрузки генератора и, следовательно, могут быть построены в зависимости от внутренней суммарной мощности турбины.
Часто при построении диаграммы режимов по оси абсцисс откладывают мощность, а по оси ординат—-расходы свежего пара. В таком случае она примет вид, представленный на рис. 10-8, где, кроме того, в целях упрощения вся диаграмма построена прямыми линиями. Такое упрощение диаграммы режимов в ряде случаев является оправданным. При этом связь между отбором пара, .мощностью и расходом свежего пара (может быть выражена аналитически достаточно просто:
G! = Gx+d(l— x)Pi+yGn, (10-6)
где Gx—расход .пара, необходимый для холостого вращения валопровода агрегата при номинальной величине и; х= Gxf Gx — коэффициент холостого расхода; d—GdPu—удельный расход пара при полной нагрузке и конденса-ционном режиме; у— , —отношение использованных теплоперепадов части низкого давления и всей турбины.
Как показывает диаграмма режимов, турбина с регулируемым отбором пара позволяет в широких пределах независимо изменять электрическую и тепловую нагрузку. Надо все же отметить, что и у этой машины существуют режимы, при которых мощность оказывается связанной с расходом отбираемого •пара.
Так, например, при полном отборе пара (см. линию на рис. 10-7) турбина практически работает как турбина с противодавлением и при заданном расходе отбираемого пара мощность не может быть меньше той, которая соответствует мощности ЧВД.
С другой стороны, очевидно, что при работе с полным отбором пара турбина обычно не может развивать полную мощность (см. точку bi диаграммы режимов) или при полной электрической нагрузке максимальный отбор пара не может превышать величины, которая, например, соответствует линии постоянного отбора Gn= 0,6GjiaKC в диаграмме режимов (рис. 10-7). Во всех тех случаях, когда по условиям электрической нагрузки турбины от нее не может быть отобран достаточно большой расход пара, в линию теплового потребителя добавляется свежий редуцированный пар и, таким образом, практически достигается любой режим, требуемый тепловым и электрическим потребителями.
В мощных турбинах с отбором пара обычно применяется система регенеративного подогрева питательной воды. Построение диаграммы режимов в этом случае становится более сложным, так как необходимо рассматривать переменный режим всей установки.
Это оказывается более простым, если условиться о некоторых ограничениях, при которых диаграмма режимов будет справедлива.
В качестве такого условия допустим, что расход питательной воды через группу регенеративных подогревателей всегда равен полному пропуску пара через тот отсек турбины, в пределах которого расположены отборы греющего пара этой группы подогревателей.
Рис. 10-9. Тепловая схема турбинной установки с турбиной, имеющей регулируемый отбор пара, и с системой регенерации. 1
Рассмотрим, например, тепловую схему турбины с отбором пара, показанную на рис. 10-9. Сама схема очевидна и не требует разъяснения. Условимся, что через подогреватели, обогревающий пар которых берется из ЦНД, всегда протекает расход обогреваемой воды, равный расходу пара G2, поступающего в цилиндр низкого давления. Точно так же допустим, что через подогреватели, связанные с отборами из ЦВД, протекает расход питательной воды, равный расходу пара Gi, поступающему в ЦВД. При этих предположениях можно сравнительно просто рассчитать переменный режим частей высокого и низкого давления с учетом работы тех групп подогревателей, которые связаны с той и другой частями турбины.
Баланс расходов пара для камеры регулируемого отбора при этом напишется так:
Gi(l—2aI)=Gn+G2, а мощность всей турбины
Pi = (1 - Щ f1) (1 - &П ₽П). (Ю-7)
Здесь индексами I обозначены отборы пара, выраженные в долях от расхода свежего пара a1—Ga/Gi из цилиндра высокого давления, и теплоперепады отбираемого из ЦВД пара, выраженные в долях от использованного теплоперепада всего цилиндра высокого давления
,1
" “ "'А
^оЦог — использованный теплоперепад от состояния отбираемого на регенерацию пара до состояния в регулируемом отборе пара; индексами II обозначены аналогичные величины для отборов пара из цилиндра низкого давления.
При более точном расчете переменного режима каждого отсека турбины можно, задавшись полным расходом пара Gi и предварительно считая, что относительные величины отборов сохраняются постоянными, а следовательно, и 2а1 = const, найти расход пара <71(1—2а1), протекающего через последние ступени ЧВД, и, пользуясь формулой (7-53), определить давление в последнем отборе ЧВД. Оценив разность температуры насыщения греющего пара и температуры выхода питательной воды из подогревателя и составив для этого подогревателя уравнение теплового баланса, можно уточнить расход обогревающего пара GaZ данного подогревателя и, таким образом, найти пропуск пара через предыдущий отсек ступеней Gx (1 —Ба1) -J- Gaz.
При составлении теплового баланса подогревателя в случае каскадного перепуска конденсата греющего пара более высоких подогревателей оказываются неизвестными расходы перепускаемого конденсата и их температуры насыщения. Предварительно, однако, можно предположить, что относительные доли отбираемого пара сохраняются неизменными, а затем, после уточнения отборов, внести поправки второго приближения в принятые вначале по оценке величины отборов и давлений отбираемого пара. Так, двигаясь вспять от последнего подогревателя ЧВД к первому, уточняют расходы и параметры пара, протекающего через каждый отсек части высокого давления, и мощность, которую развивает пар в каждом отсеке.. В результате для произвольного расхода свежего пара находится мощность всей части высокого давления с учетом переменных отборов пара на регенерацию. Точно так же строится зависимость мощности ЧНД от пропуска пара. Построенные таким образом зависимости используются подобно изложенному ранее для построения диаграммы режимов.
317
Как л ранее, по оси абсцисс откладываются расходы пара при входе в ЧВД и при входе в ЧНД. Следует иметь в виду, что расход пара при выходе из ЧВД отличается от расхода пара при входе Gi па сумму регенеративных отборов.
В том случае, если расходы питательной воды в каждой части схемы не равны соответствующим пропускам пара через каждый цилиндр турбины, должна вводиться поправка к мощности турбины или к расходу пара, учитывающая отклонение расхода питательной воды от расчетного его значения.
Турбины с регулируемым отбором пара наиболее распространены на современных теплоэлектроцентралях, так как эти турбины в широком диапазоне режимов удовлетворяют запросам 'потребителей электроэнергии и тепла и при этом полно .используется оборудование независимо от времени года.
Однако нельзя забывать, что универсальность использования турбины с промежуточным отбором пара достигается ценой некоторого снижения экономичности при отдельных режимах. В самом деле, например, при конденсационном режиме такой турбины при полной нагрузке часть высокого давления оказывается незагруженной по пропуску пара, в то время как часть низкого давления перегружена. Такой режим турбины с отбором, очевидно, менее экономичен, чем режим конденсационной турбины. Понижение экономичности скажется особенно сильно, если при неполных нагрузках и конденсационном режиме или режиме с малыми отборами пара включено в работу регулирование давления промежуточного отбора. В этом случае возникают дополнительные потери дросселирования пара, перетекающего в часть низкого давления.
Точно так же при работе с большими отборами пара турбина с промежуточным отбором оказывается в менее благоприятных условиях, чем турбина с противодавлением, потому что при малом пропуске пара через часть низкого давления последняя работает с очень низким к. п. д. или даже потребляет .мощность.
Очевидно, что наибольшая экономичность турбины с промежуточным отбором пара достигается при тех режимах, когда через каждую часть протекает оптимальный, обычно расчетный, расход пара.
Если наперед известны режимы, при которых в основном будет эксплуатироваться турбина- то при проектировании можно так выбрать расчетные пропуски пара, чтобы обеспечить наибольшую экономичность в длительной эксплуатации. Так, например, если известно, что при чисто конденсационном режиме турбина должна развивать лишь небольшую мощность и что электрическая нагрузка турбины возрастает с ростом отбора пара, то расчетный пропуск через ступени низкого давления может быть выбран так, чтобы при
чисто конденсационном режиме турбина принимала лишь частичную нагрузку или значительные нагрузки принимались при существенном снижении экономичности. Это позволит сократить размеры лопаток ступеней низкого давления, удешевит турбину и сократит дополнительные потери при ограниченнном пропуске пара в ЧНД. Наоборот, если от турбины требуется лишь небольшой отбор пара, то ступени низкого давления рассчитываются на пропуск пара, отвечающий конденсационной работе с полной мощностью, а ступени части высокого давления—на пропуск пара, лишь незначительно превышающий эту величину.
Для турбин с отопительным отбором пара, у которых в летнее время отбор пара существенно сокращается, обычно приходится рассчитывать ступени низкого давления на полный конденсационный пропуск пара. Следует учесть, что при этом несколько повышается давление в конденсаторе, что объясняется, с одной стороны, высокой температурой охлаждающей воды, с другой—большей нагрузкой конденсатора.
Для предварительной оценки в качестве расчетного пропуска части низкого давления турбины с отопительным отбором можно принимать пропуск 80% максимального. При этом следует предполагать, что такой пропуск достигается при верхнем значении давления в отборе. Для ЧВД в качестве расчетного можно принять пропуск пара, составляющий 80% максимального, который необходим, чтобы турбина приняла полную мощность при полном отборе пара, т. е. при таком режиме, когда в ступени низкого давления направляется .лишь тот минимальный расход <Г2МИН, который необходим для обеспечения надежности ротора низкого давления. Наибольший пропуск пара через часть высокого давления может быть достигнут за счет открытия перегрузочного клапана. При значительном теплопе-репадс регулирующей ступени (когда она выполнена в виде ступени скорости) для принятия наибольшего пропуска пара предусматривается дополнительная группа сопл при сопловом парораспределении. Если в качестве регулирующей применена одповенечная ступень, то подвод перегрузочного пара к дополнительной сопловой группе производится одновременно с открытием внутреннего обвода, как об этом говорилось в § 7-6.
Подробно выбор расчетных режимов теплофикационных турбин описан в [Л. 5].
В Советском Союзе условия использования гурбип с отбором пара очень разнообразны. Поэтому при проектировании турбин с отбором пара на отопление ставится требование, чтобы турбина обеспечивала полную
318
мощность как в зимнее время при максимальном отборе, так и летом, когда отбор может практически отсутствовать.
Для турбин, у которых отбор определяется промышленным потреблением и >в меньшей степени зависит от сезона, целесообразен выбор такого расчетного пропуска пара через ступени .низкого давления, при котором полная мощность не может быть достигнута при отсутствии отбора. Это позволяет поднять экономичность турбины при наиболее часто встречающихся режимах.
10-3. ПРИМЕР РАСЧЕТА И ПОСТРОЕНИЯ ДИАГРАММЫ РЕЖИМОВ ТУРБИНЫ С ОДНИМ РЕГУЛИРУЕМЫМ ОТБОРОМ ПАРА
Рассмотрим в качестве примера порядок расчета турбины с одним регулируемым отбором и построения ее диаграммы режимов. Допустим, что требуется построить диаграмму режимов для турбины Т-25-90. Исходные данные:
Номинальная мощность турбины Р“ОМ=25 ООО кВт,
Начальные параметры пара />0=8,8 МПа, /о=480°С, /0=3340 кДж/кг. i
Давление в регулируемом отборе /?т=0,118 МПа.
Номинальный отбор пара GT=27,8 кг/с.
Давление за последней ступенью />к=4 кПа.
Поскольку этот пример служит лишь иллюстрацией построения диаграммы режимов, допустим, что турбина работает без регенеративных отборов пара. В части высокого давления турбина имеет регулирующую ступень, выполненную в виде двухвенечной ступени скорости. Пар подводится через четыре регулирующих клапана, три из которых обеспечивают расчетный пропуск пара (при этом первый клапан пропускает 40%, а второй и третий — по 30% расчетного пропуска пара). Максимальный пропуск пара через ЧВД достигается при открытии четырех клапанов и составляет 130% расчетного.
При расчетном режиме ЧВД давление в камере регулирующей ступени равно 4,5 МПа. Зависимость между использованным теплоперепадом потока в регулирующей ступени и отношением давления в камере регулирующей ступени pi к давлению перед сопловыми сегментам и регулирующей ступени роп дана на рис. 10-10. Зависимость относительного внутреннего к. п. д. всех нерегулируемых ступеней ЧВД Т|д-ер от относительного пропуска пара представлена на
Рис. 10-11. Зависимость к. п. д. нерегулируемых ступеней ЧВД от относительного расхода пара GJG10 (к примеру расчета).
рис. 10-11. Часть низкого давления имеет дроссельное парораспределение. Зависимость относительного внутреннего к. п. д. Цог11 всех ступеней ЧНД от относительного пропуска пара G2/G20 представлена на рис. 10-12.
Предварительный расчет части высокого и части низкого давления при переменном пропуске пара
Задаваясь пропуском пара через ЧВД Gi (табл. 10-1) по отношению к расчетному пропуску Gio в пределах от 0,1 до 1,3, определяем относительные давления в камере регулирующей ступени pi/pv (рис. 10-13). Здесь и ниже под р0 понимаем давление перед сопловыми сегментами регулирующей ступени при полностью открытых клапанах с учетом дросселирования в пароподводящих органах Дро=:0,44 МПа, т. е. Ро = 8,36 МПа.
При расчетном пропуске пара Gi/Gi0= I относительное давление равно рю1ро= 0,538, а при других расходах определяется по формуле
Pi /'г/4,5 V /0.118\2-1 /0,118\2
Po'"~j/ |\8,3б) (в,36 J ] (G1/Gio)2+ ^8,36 J '
При этом пренебрегаем влиянием изменения температуры пара в камере регулирующей ступени.
В строке 3 таблицы по отношению давлений pilpo и ео = 1 при помощи сетки расходов найдены относительные расходы пара qo через сопловые группы при давлении перед ними ро = 8,36 МПа, т. е. при полном открытии соответствующего регулирующего клапана.
В строках 4, 5, 6 и 7 таблицы приведены пропуски пара через клапаны по отношению к расчетному расходу через турбину. При расчетном режиме Gi/Gio=l
Рис. 10-10. Зависимость использованного теплоперепада регулирующей ступени от отношения давлений р^ръп (к примеру расчета).
Рис. 10-12. Зависимость к. п. д. проточной части низкого давления от относительного расхода пара G2/G2o (к примеру расчета).
319
Расчет части высокого давления
№ Наименование величины Регулирует первый клапан Первый клапан открыт, регулирует второй клапан! «й Й
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 Расход пара Gi/G™ Относительное давление в камере регулирующей ступени pi/рь .... Относительный пропуск пара через открытый клапан q0 Пропуск пара через первый клапан G^/Gio Пропуск пара через второй клапан Оц/Сю Пропуск пара через третий клапан ^Hl/Gie Пропуск пара через четвертый клапан ^iv/Gio Относительный расход через частично открытый клапан Относительное давление за первым клапаном р01/р0 Относительное давление за вторым клапаном р0ц/ро Относительное давление за третьим клапаном рощ/ро Относительное давление за четвертым клапаном рщу/ро расход Gr/Gm . . Паййпро^з давле- полностью от- н И Р^Р°п • крытые клапа- использованный ны теплоперепад hrt, кДж/кг . . . расход G"/Gio • • Пар, дроссели- отношение давле-руемый регу- ний рх/роп . . . XT использованный клапаном теплоперепад k hrrt, кДж/кг . . Энтальпия в камере регулирующей ступени ii, кДж/кг Располагаемый теплоперепад нерегулируемых ступеней ЧВД кДж/кг Коэффициент полезного действия нерегулируемых ступеней 7)^ер . . . Использованный теплоперепад нерегулируемых ступеней Н\, кДж/кг . . Использованный теплоперепад ЧВД //ЧВД, кДж/кг Коэффициент полезного действия тДВД юг Расход пара Gb кг/с Внутренняя мощность Р^ВД, кВт . . 0,1 0,056 0,1 0 0 0 0,250 0,250 0,056 0,056 0,056 0,1 0,224 223 3120 324 0,62 201 424 0,462 2,78 1180 0,2 0,108 0,2 0 0 0 0,500 0,500 0,108 0,108 0,108 0,2 0,216 227 3116 442 0,74 327 554 0,603 5,56 3080 0,3 0,161 0,3 0 0 0 0,750 0,750 0,161 0,161 0,161 0,3 0,215 228 3115 509 0,78 397 625 0,680 8,34 5200 0,4 0,215 1 0,4 0 0 0 1,0 1 0,215 0,215 0,215 0,4 0,215 228 0 3115 558 0,805 449 677 0,737 11,12 7520 0,5 0,269 1 0,4 0,1 0 0 0,333 1 0,367 0,269 0,269 0,4 0,269 209,5 0,1 0,733 57,4 3160 615 0,82 504 684 0,744 13,90 9480 0,6 0,322 1 0,4 0,2 0 0 0,667 1 0,667 0,323 0,323 0,4 0,323 190 0,2 0,485 138 3170 648 0,825 535 707 0,769 16,65 11 780 0,7 0,377 1 0,4 0,3 0 0 1,0 1 1 0,377 0,377 0,7 0,377 173 0 3170 675 0,83 560 733 0,798 19,45 14 260
320
Таблица 10-1
Первый и второй клапаны от- Первый, второй и третий
крыты, регулирует третий кла- клапаны открыты, регули-
пан рует четвертый клапан
0,8 0,9 1,0 1,1 1,2 1.3
0,430 0,484 0,538 0,592 0,646 0,699
1 1 1 0,994 0,974 0,941
0,4 0,4 0,4 0,398 0,390 0,376
0,3 0,3 0,3 0,298 0,292 0,282
0,1 0,2 0,3 0,298 0,292 0,282
0 0 0 0,106 0,226 0,360
0,333 0,667 1,0 0,277 0,590 0,941
1 1 1 1 1 1
1 1 1 1 1 1
0,489 0,702 1 1 1 1
0.430 0,484 0,538 0,615 0,770 1
0,7 0,7 1,0 0,994 0,974 0,941
0,430 0,484 0,538 0,592 0.646 0.699
156 138 120.5 104 86 69
0,1 0,2 0 0,106 0,226 0
0,879 0,690 — 0,963 0,839 —
21,0 41,6 — 41.9 18,9 —
3200 3215 3222 3250 3265 3274
709 737 755 788 806 821
0,835 0,84 0,84 0,84 0,835 0,825
591 619 634 662 674 678
728 742 755 751 747 747
0,792 0,807 0,822 0,817 0,812 0,811
22,2 25,0 27,8 30,6 32,3 36,1
16 160 18 530 20 930 22 960 24 880 26 900
21—326
Рис. 10-13. Распределение потоков между сопловыми группами и давлений . за регулирующими клапанами ЧВД турбины с отбором пара (к примеру расчета).
расходы через клапаны согласно условию задачи соответственно равны:
Gj Gn
7^- =0,4; у# = 0,3;
Gio Gm
7=0,3;
1^ = 0.
10
В том случае, если относительное давление
Р1/ро<е» = О,546, то расход через полностью открытые клапаны не меняется и равен расчетному. Если отношение давления pi/po становится больше критического, то расход пара через полностью открытый клапан уменьшается пропорционально уменьшению q0 (строка 3 таблицы).
Если бы при Gi/Gio=l отношение давлений было Р1/Ро>е*, то с уменьшением Gi/Gjo расход пара через полностью открытые клапаны увеличился бы; например, если Gi/Gio=0,4 при Gt/Gio=l, то второй клапан начал бы открываться при Gi/G10>0,4.
Расход через частично открытый клапан находится как разность расходов пара через турбину и полностью открытые клапаны.
Так, например, при расходе пара через .турбину Gj/GI0= 1,2 будут полностью открыты первые три клапана и расходы через них будут равны:
Gi/G10 = 0,4 • 0,974 = 0,390; Gn/G10= Gm/G10 = 0,3 X X 0,974 = 0,292, а расход через четвертый клапан найдется как разность:
Giv/Goi = 1,2—0,390—0,292—0,292 = 0,226.
В строке 8 таблицы даны относительные пропуски пара через сопловые группы, питаемые частично открытыми клапанами. Величина q} найдена делением соответствующего расхода через частично открытый клапан (строки 4, 5, 6 и 7) на максимальный критический расход через эту группу сопл (при начальном давлении Ро = 8,36 МПа). Так как давление р0 = 8,36 МПа соот-
321
Таблица 10-2
Расчет части низкого давления
№ Наименование величин Значение
1 Расход пара Gz/Gi0 0,1 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4
2 Давление перед сопловой решеткой первой ступени p-i, кПа 11,8 23,5 47,0 70,6 94,0 118 141 165
3 Располагаемый теплоперепад IIQ , кДж/кг 155 253 341 397 436 465 499 521
4 Внутренний к. п. д. 0,590 0,628 0,676 0,706 0,725 0,729 0,725 0,716
5 , „ г гчнд Использованный теплоперепад п > кДж/кг . . • Расход пара G2, кг/с 91 159 230 280 316 339 359 371
6 1,9 3,9 7,8 11,6 15,5 19,4 23,3 27,2
7 Внутренняя мощность кВт 170 620 1790 3250 4900 6580 8360 10 090
ветствует полностью открытым клапанам, то максимальные критические расходы через клапаны равны:
<ТКС 0,4 0,4
-р----= — =—у— = 0,4;
О'ю <7о ’
6П _ Ощ _0,3_ 0,3
Сю G ю 1 0,3,
g|vKC _о,зео о.збо
GI0 q0 0,941
Максимальный расход через четвертый клапан при полном его открытии соответствует Gi/Gio=l,3 и Pi/Po== 0,699.
Так, например, при расходе пара через турбину Gi/Gio—1,2 относительный пропуск пара через частично открытый четвертый клапан равен:
0,226
= 0,383 = 0,590•
В строках 9—12 таблицы по известным относительному пропуску через сопловые группы (строка 8) и относительному давлению за сопловой -решеткой (строка 2) при помощи сетки расходов найдены относительные давления за регулирующими клапанами.
На рис. 10-13 показано распределение пропуска пара между сопловыми группами и распределение давлений за регулирующими клапанами ЧВД. Эта диаграмма построена по данным, приведенным в строках 2, 4—7, 10—12 (табл. 10-1).
Строки 13, 14 и 15 характеризуют поток пара, проходящий через полностью открытые клапаны: в строке 13 дан расход, а в строке 14 — отношение давления в камере регулирующей ступени pi к давлению перед соплами роп.
В строке 15 приведен использованный теплоперепад h'i в регулирующей ступени для потока пара, проходящего через полностью открытые клапаны. Величина h'i найдена по отношению давлений р\!ръп при помощи рис. 10-10.
В строках 16, 17 и 18 эти же величины вычислены для потока пара, дросселируемого регулирующим клапаном.
В строке 19 найдена энтальпия пара в камере регулирующей ступени после смешения потока, проходящего через полностью открытые клапаны, и потока, дросселируемого регулирующим клапаном:
fG' G” \
Найдем, например, энтальпию пара в камере регулирующей ступени при пропуске в турбину Gi/Gi0=l,2t
i = 3340 —
/0,974-86 0,226-19 \
V 1,2 + 1,2 J
= 3265 кДж/кг.
В строке 20 приведен взятый по iS-диаграмме на рис. 10-14 располагаемый теплоперепад нерегулируемых, ступеней ЧВД.
В строке 21 таблицы по рис. 10-11 найдены внутренние к. п. д. нерегулируемых ступеней при различных, пропусках пара в турбину.
Далее (строка 22) определены использованные теп-лоперепады нерегулируемых ступеней ЧВД Я1-1= =//отт1ог1нер и использованные теплоперепады ЧВД (строка 23):
//ЧВД=1.о_г1 + //17)1«ер.
В строке 24 найдены
ЯЧВД у;ЧВД_____f_.
0£" ~ /у-чвд
Строки 25 и 26 могут быть заполнены только после определения расхода пара на турбину.
Далее проводим расчет переменного режима ЧНД (табл. 10-2). Задаемся пропуском пара через ЧНД G? по отношению к расчетному пропуску G2o от 0,1 до 1,4-(верхний предел выбран пока предварительно и будет окончательно установлен после определения максимального пропуска через ЧНД).
В строке 2 приведено давление перед сопловой решеткой первой ступени, которое считаем прямо пропорциональным расходу пара:
G2
P1 ~ gJ^
Для расхода G2/G2O<1 дальнейший расчет ЧНД производим для случая работы ЧВД при расчетном режиме Gi/Gio=l, что соответствует параметрам пара перед ЧНД: рт=0,118 МПа, iT=2580 кДж/кг. При этом располагаемый теплоперепад ЧНД будет равен ячнд
=465 кДж/кг. Изменение этой величины при других режимах работы ЧВД будет далее учтено особо. Считаем, что расчетный пропуск пара в ЧНД обеспечивается при полностью открытом регулирующем органе ЧНД. Дальнейшее увеличение пропуска пара через ЧНД возможно лишь при повышении давления в камере отбора (так называемая нерегулируемая зона).
322
Рис. 10-14. Процесс расширения пара в iS-диаграмме для турбины с отбором пара.
о — для ЧВД при одном полностью и одном частично открытом клапанах; б — для ЧНД при частично открытом регулирующем клапане.
Энтальпию пара через ЧНД определяем здесь также для случая работы ЧВД с постоянным и равным расчетному относительным внутренним к. п. д. т)ЧвД = 0>822,
В строке 3 приведен найденный по iS-диаграмме располагаемый теплоперепад ЧНД До11 после дросселирования пара в регулирующем органе (рис. 10-14).
Внутренний к. п. д. rjor11 ЧНД, определенный по графику рис. 11-12, дан в строке 4.
В строке 5 подсчитан использованный перепад ЧНД: П?НД=П5Ч1;.
Строки 6 и 7 могут быть заполнены только после определения расчетного расхода пара в ЧНД.
Определение расчетных и максимальных пропусков пара
Задавшись к. п. д. механическим т)м = 0,98 и электрического генератора т]э.г=0,98, определим номинальную внутреннюю мощность турбины:
рном у>ЮМ______Э
4 ^м^э.г
25 000
0,98-0,98 = 26000 кВт-
Принимаем, что при номинальной мощности и конденсационном режиме работы (отбор GT=0) давление в камере отбора повышается до = 0,147 МПа. Эта величина выбрана исходя из следующих соображений. Давление р'т не должно быть ниже 0,118 МПа (номинальное давление отбора) и выше 0,21 МПа (что соответствует при максимальной мощности турбины верхнему пределу давления в отборе 0,245 МПа).
Уменьшение величины р'т приводит к нерационально большим расчетным пропускам пара в ЧНД, увеличение — к значительной нерегулируемой зоне.
Находим пропуск пара в турбину при конденсационном режиме:
26 000
Gi — G2 — H^oi 1350-0,80 — 24,1 кг/с’
где Но—располагаемый теплоперепад турбины; т]Ог = =0,80 — внутренний к. п. д. турбины (выбран для данного режима по оценке).
Так как было принято, что расчетный пропуск пара в ЧНД обеспечивается при полностью открытом регулирующем органе ЧНД и давлении в камере отбора Рт = 0,118 МПа, то его величина найдется по формуле „ Рт „ 0,118
С20 = G2 = Q 14? 24,1 = 19 ,35 кг с.
Округляем эту величину до G2o=19,4 кг/с и заполняем строки 6 и 7 табл. 10-2.
Максимальный пропуск пара в ЧВД G^aKC определим из следующих условий. [Номинальная мощность турбины рном и Н0Минальная величина отбора GT=27,8 кг/с должны обеспечиваться при повышении давления отопительного отбора до р"т = 0,245 МПа.
Зададимся максимальным пропуском пара] в ЧВД GjiaKC — 36,1 кг/с. и проверим выполнение вышеуказанных условий:
р, - //Очвдч5вдогкс + «М! (с;ак<' - с”“) =
= 802-0,81-36,1 + 371 -0,682 (36,1 —27,8) = 25 600 кВт, где 7/ЧВД = 802 кДж/кг — располагаемый теплоперепад
ЧВД при давлении в отборе = 0,245 МПа;
=0,81—внутренний к. п. д. ЧВД (для данного режима принят по оценке);/Уд1=371 кДж/кг—располагаемый теплоперепад проточной части ЧНД при дросселировании пара в регулирующем органе ЧНД от давления рт11 = = 0,245 МПа до давления
макс z?hom
~ °т< 8,30 п
Pi =------------- Рт = |9 4 ' 0,Н8 = 0,0505 МПа;
— внутренний к. п. д. ступеней 2ЧНД взят по рис. 10-12 при
G2 _G™«-Gl™__ 8,30.
G20 G2o 19,4-
0,428.
Согласно условию задачи находим расчетный пропуск пара через ЧВД
п макс
36,1
Glo = --j g = j-g- = 27,8 кг/с
и заполняем строки 25 и 26 табл. 10-1.
В табл. 10-3 подсчитан поправочный коэффициент k, который учитывает влияние режима работы ЧВД на величину располагаемого теплоперепада ЧНД , а следовательно, на мощность ЧНД. В строке 2 этой таблицы приведены взятые из fS-диаграммы располагаемые теплоперепады ЧНД в зависимости от
расхода пара через ЧВД Gi/Gio-
Коэффициент k подсчитан по формуле /70™ k ~~ 465 *
где До"=465 кДж/кг — располагаемый теплоперепад ЧНД при работе ЧВД с пропуском пара Gi/Gio=l (рис. 10-14).
Построение диаграммы режимов
На рис. 10-15 по данным табл. 10-1—10-3 построена диаграмма режимов. По оси абсцисс отложен расход пара Gi/Gio, а по оси ординат — внутренняя мощность турбины Pi.
21*
323
Таблица 10-3
Определение поправочного кофффициента k
Наименование
Значение
Расход пара в ЧВД Gi/Gio 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0 1.1 1,2 1,3
Располагаемый теплоп -репад ЧНД /7ДНД, кДж/кг 543 510 493 481 481 474 469 471 468 465 466 467 467
Поправка на мощность ЧНД k 1,166 1,096 1,059 1,033 1,032 1,019 1,008 1,013 1,005 1,0 1,002 1,003 1,003
Рис. 10-15. Диаграмма режимов турбины Т-25-90 (к примеру расчета).
1
Нижняя кривая соответствует работе турбины при режиме с противодавлением (пропуск пара в ЧНД G2 = 0). Эта кривая построена по строке 26 табл. 10-1.
Прибавляя к мощности ЧВД мощность ЧНД
/Л1НД (строка 7, табл. 10-2) при том же пропуске пара, умноженную на поправочный коэффициент k (строка 3, табл. 10-3), строим верхнюю кривую. Эта кривая соответствует конденсационному режиму работы (отбор GT=0).
Например, для расхода Gi = 19,45 кг/с=0,7Сю р — Р^Я йрЧНД_ 14 260 Д- 1,008-6 580= 20 900 кВт.
Задаваясь постоянным пропуском пара в ЧНД, аналогичным образом определяем мощность турбины при различных пропусках пара в ЧВД и строим линии Gi—const.
Линия G2=O,O7Gio, показанная пунктиром, соответствует минимально допустимому пропуску пара в ЧНД.
На диаграмме построены также линии постоянного отбора пара GT = const. При их построении расход пара в ЧНД G2 определяется как разность расхода пара в турбину Gi и фиксированной величины отбора GT (турбина не имеет регенеративных отборов).
Заштрихованная часть диаграммы, лежащая выше расчетного пропуска пара в ЧНД G2=G20=19,4 кг/с,
324
представляет собой •нерегулируемую зону работы турбины. В этой зоне давление в камере отбора рт> >0,118 МПа.
На оси ординат дана также шкала электрической мощности Рэ, условно построенная в предположении постоянства механических потерь и потерь в генераторе.
Диаграмма режимов ограничена максимальной мощностью турбогенератора р^акс = 30 000 кВт и максималь ным пропуском пара в турбину GjiaKC =1,3Gi0.
10-4. ТУРБИНЫ С ДВУМЯ РЕГУЛИРУЕМЫМИ ОТБОРАМИ ПАРА
В тех случаях, когда ТЭЦ должна одновременно давать пар двух различных давлений, например для отопительных и промышленных целей, на ТЭЦ могут быть установлены турбины о отбором и противодавлением или турбины с двумя регулируемыми отборами пара.
Схема турбины с отбором и противодавлением показана на рис. 10-16. Свежий пар подводится к турбине с параметрами До, to и расширяется в ЧВД до давления /?п, уровень которого определяется производственным тепловым потребителем. Далее поток пара разветвляется. Часть пара Gn направляется к производственному тепловому потребителю, остальной расход пара G2=GT через регулирующие клапаны проходит во второй отсек турбины, где расширяется до давления рт, уровень которого определяется потребителем тепла низкого потенциала. Этим потребителем чаще всего служит система отопления, а также горячее водоснабжение.
Турбина с отбором и противодавлением может быть рационально использована в том случае, если через ее ступени будет пропускаться лишь тот расход пара, который требуется тепловым потребителям.
Таким образом, так же как и в обыкновенной турбине с противодавлением, мощность, развиваемая такой турбиной, целиком определяется нагрузкой тепловых потребителей и
Рис. 10-16. Принципиальная схема установки с турбиной с отбором пара и противодавлением.
Рис. 10-17 Процесс расширения пара в iS-диаграмме для турбины с отбором и противодавлением.
составляет (при отсутствии отборов для регенеративного подогрева питательной воды):
д =<?«;
где GT—расход пара на отопительные нужды; Gn—расход пара на промышленные нужды.
Обозначения теплойерспадов и параметров пара приведены на рис. 10-17, где в rS-диаг-рамме изображен процесс расширения пара в турбине с отбором и противодавлением.
Поскольку турбина с отбором и противодавлением рационально может быть использована лишь при работе по тепловым графикам обоих потребителей тепла, параллельно с такой турбиной должна быть включена конденсационная турбина, которая воспринимает изменения электрической нагрузки. В периоды сокращенного теплового потребления электрическое оборудование, связанное с турбиной с отбором и противодавлением, используется не полностью, что является существенным недостатком такой турбины. Это обстоятельство обусловливает лишь ограниченное распространение турбин с отбором и противодавлением.
Для того чтобы автоматически поддерживать требуемые обоими тепловыми потребителями расходы пара, турбина с отбором и противодавлением снабжается специальной системой регулирования.
Для одновременного обслуживания двух тепловых потребителей значительные преимущества перед турбинами с отбором и противодавлением имеют турбины с двумя регулируемыми отборами пара (типа ПТ).
Принципиальная схема такой турбины показана на рис. 10-18. Турбина делится на три самостоятельных отсека, которые мы будем называть ЧВД, ЧСД и ЧНД. Пар, подводимый к ЧВД из парогенератора в количестве Gi с параметрами р0, t0, расширяется в ЧВД до давления рп. При этом давлении часть па-
325
pa Gn отбирается для промышленного теплового потребления, в то время как расход пара Gz=Gi—Gn проходит через регулирующие клапаны в ЧСД, где расширяется до давления рт. При этом давлении производится второй отбор GT обычно для отопительных целей, а оставшийся расход пара G3=Gi—Gn—GT поступает в ЧНД. Так же как и при рассмотрении турбины с одним регулируемым отбором, для упрощения мы не принимаем во внимание нерегулируемые отборы на регенерацию, которые обычно осуществляются в турбине. Турбину с двумя регулируемыми отборами •пара можно рассматривать как последовательно включенные две турбины с противодавлением и конденсационную турбину.
Мощность, развиваемая турбиной с двумя регулируемыми отборами, определяется как сумма мощностей всех трех частей турбины:
Д = _i_pTl4-Pni = G.HSI.4-i 1 I i । i 1 0 Joi 1
+ (G. - G) /А" + (G - G -G
1'1 П' 0 1 ' 1 п T'- 0 *01
(10-9)
Обозначения теплоперепадов те же, 'что на fS-диаграмме (рис. 10-19).
Решая это уравнение относительно Gi, находим:
О //И II 4- НШтШ
Q __ Pi I Q + ‘о/
1 ‘ li^oi “Г 1
Я 07]ot ^0П Я
(10-10)
По этой формуле может быть найден суммарный расход пара на турбину с двумя регулируемыми отборами пара, если известны мощность, расходы отбираемого пара и к. п.д. отдельных частей турбины.
Рис. 10-19. Процесс расширения пара в /S-диаграмме для турбины с двумя регулируемыми отборами пара.
Рис. 10-18. Принципиальная схема установки с турбиной, имеющей два регулируемых отбора пара.
Для автоматического управления турбина с двумя регулируемыми отборами имеет три группы регулирующих органов соответственно перед каждой частью турбины.
Режим турбины с двумя регулируемыми отборами определяется связью между величинами: мощностью Pi, расходами пара первого отбора Gn, второго отбора GT и расходами свежего пара Gj. Графическое изображение зависимости между этими величинами называется диаграммой режимов, так же как и для турбины с одним регулируемым отбором пара. Однако если в турбине с одним отбором пара диаграмма режимов изображает взаимную зависимость между тремя переменными Gn и Gi и поэтому может быть представлена поверхностью в трехмерном пространстве или, как мы видели, сеткой кривых, которые можно рассматривать как линии пересечения этой поверхности с плоскостями Gn=const, то для диаграммы режимов турбины с двумя регулируемыми отборами пара простое изображение на плоскости не может быть осуществлено, поскольку число переменных уже не три, а четыре.
Различными авторами было предложено значительное число методов построения диаграммы режимов турбины с двумя отборами пара. Наиболее удачным является метод, разработанный А. С. Зильберманом.
Для построения диаграммы режимов турбины с двумя отборами пара вначале определяют зависимость мощности, развиваемой каждой частью турбины, от пропуска пара. Этот расчет производится так же, как было показано для турбины с одним регулируемым отбором пара. Производя для каждого отсека турбины расчет переменного режима и предполагая, что перед ЧСД и ЧНД состояние пара сохраняется неизменным, определяют зависимость Pi=f(G) для каждой части турбины.
В качестве примера для турбин ГТГ эти зависимости построены на диаграмме рис. 10-20, причем мощности отдельных отсеков выражены в долях от номинальной мощности
Рис. 10-20. Зависимость мощностей отсеков турбины с двумя регулируемыми отборами пара от расхода пара.
326
Рис. 10-21. Построение диаграммы режимов турбины с двумя регулируемыми отборами пара.
турбины, а расход пара — в долях от расчетного пропуска пара через ЧВД. Для ЧНД полученную волнообразную линию упрощенно заменяют прямой, которую продолжим до точки d, соответствующей максимальному пропуску пара через ЧСД. Если предположить, что отбор пара низкого давления не производится и что через ЧНД может быть пропущен весь расход пара, поступающего в ЧСД, то суммарная мощность ЧСД и ЧНД может быть представлена линией ае. Зная зависимость мощности ЧВД и суммарной мощности ЧСД и ЧНД от пропусков пара, можно построить диаграмму режимов турбины с одним (промышленным) отбором пара, как это, например, сделано на рис. 10-21. При построении этой диаграммы режимов, подобно тому как это было показано в §10-3, должна быть учтена поправка на суммарную мощность ЧСД и ЧНД, вызванная тем обстоятельством, что состояние пара перед ЧСД не сохраняется постоянным, а зависит от к. п. д., а следовательно, и от пропуска пара через ЧВД.
Таким образом, правая часть рис. 10-21 представляет собой диаграмму режимов турбины с одним отбором пара, в которой пропуск пара через ЧНД равен пропуску пара через ЧСД.
В левой части диаграммы рис. 10-21 линия ad представляет собой найденную ранее зависимость внутренней мощности ЧНД от расхода пара.
Пользуясь диаграммой рис. 10-21, можно для турбины с двумя регулируемыми отборами найти расход свежего пара при заданной мощности и заданных количествах отбираемого
пара. Пусть заданными являются Л=0,8 Рг0; Gn=0,2Gi0; GT = O,3Gio, где Gi0 — максимальный пропуск пара через ЧВД. Требуется определить расход свежего пара при этом режиме турбины.
Допустим, что вместо того, чтобы отбирать после ЧСД количество пара GT = O,3Gio, этот пар направляется через ЧНД в конденсатор турбины. Тогда, работая в ЧНД, пар в количестве GT выработал бы дополнительную мощность Ршг и мощность всей турбины составила бы Р'г = Р{-\-Ргш. Увеличение суммарной мощности турбины может быть найдено в диаграмме рис. 10-21, если от точки заданной мощности провести линию АВ параллельно линии ad до расхода пара GT/Gw, равного 0,3. Отрезок АС определяет дополнительную мощность, выработанную в ЧНД за счет дополнительного пропуска пара через ЧНД в количестве GT/Gio=O,3. Таким образом, отказываясь от отбора пара GT и направляя этот отбор в ЧНД, мы получили бы от турбины увеличенную мощность, определяемую точкой С, и одновременно перевели бы турбину на работу с одним регулируемым отбором пара.
Принимая этот фиктивный режим турбины и пользуясь правой частью рис. 10-21, определяем в точке Е суммарный расход пара на турбину при заданном количестве пара Gn/Glo=O,2, отбираемого из первого отбора. Для нашего примера Gi/Gio=O,68.
Таким образом, при использовании диаграммы рис. 10-21 режим турбины с двумя отборами пара заменяется некоторым фиктивным режимом, в котором расходы пара через ЧВД и ЧСД сохраняются теми же, что и в действительном ‘режиме, а расход пара через ЧНД увеличивается на количество второго отбора. Связанное с увеличением пропуска пара через ЧНД увеличение мощности турбины определяется по вспомогательной диаграмме левой части рис. 10-21.
Количество пара, которое берется из второго отбора, не может быть произвольным. Максимальный второй отбор (без учета регенеративных отборов) определяется разностью
G“aKC = Gx - Gn - AGS, (10-11)
где AG3—наименьший допустимый пропуск пара через ЧНД.
Поэтому величина второго отбора может быть выбрана произвольно лишь в пределах х^макс от нуля до GT
В левой части диаграммы рис. 10-21 построены ограничивающие линии для второго отбора пара. Эти линии зависят от расхода пара через турбину и отбираемого в первом отборе. Чем больше при Gi — const первый отбор пара Gn, тем меньше максимальная вели-
327
Се . to
PtfC- 10-22. Диаграмма режимов турбины ПТ-60-130/13 с двумя отборами пара.
b 4 ?
* 1 ’ f’
чипа второго отбора. Строятся ограничивающие линии следующим образом.
Для одного и того же отбора Gn и различных значений Gi проводятся в левую часть диаграммы горизонтальные линии. Точки пересечения этих линий со значениями G*'aKC, определяемыми по (10-11), соединяются для одного значения Grr—const в прямую, наносимую в левой части диаграммы рис. 10-21. Эта прямая является границей возможных режимов. Слева от нее недопустима работа турбины из-за GT>G^aKC. В приведенном выше примере точка В находится правее линии Gn/Gio=O,2, в левой части диаграммы, следовательно, работа турбины допустима. Если бы, скажем, в таком примере было задано Gn/GJ0> >0,48, то такой режим работы турбины был бы уже недопустим.
Диаграмма рис. 10-21 построена для внутренней мощности турбины. Переход к эффективным или электрическим мощностям производится согласно указаниям § 10-2.
Диаграммы режимов турбин с двумя регулируемыми отборами пара обычно строятся так, как это показано на рис. 10-22, где приведена диаграмма режимов турбины ПТ-60-130/13 ЛЛ4.3. Поскольку в этой турбине при определенных соотношениях отборов пара может быть достигнута мощность, превышающая 50 МВт, и турбина соединена с генератором 60 МВт, номинальная мощность теперь принимается 60 МВт и турбина маркируется ПТ-60-130/13. Представленная на рис. 10-22 диаграмма режимов построена так, как об этом было сказано при рассмотрении диаграммы режимов рис. 10-21. Однако мощности нанесены по горизонтальной оси, а расходы пара — по оси ординат. Точно так же вспомогательная диаграмма построена в нижней части рис. 10-22.
Диаграмма построена для следующих номинальных параметров пара: давление свежего пара ро= 12,75 хМПа (130 кгс/см2), температура свежего пара /0 = 565°С, давление в первом отборе рп=1,27 МПа, давление во втором отборе рт = 0,118 МПа, температура охлаждающей воды £1В=20°С. Конструкция этой турбины приведена на рис. 11-14. В левом верхнем углу рис. 10-22 изображена тепловая схема, положенная в основу расчета диаграммы режимов. Поясним применение этой диаграммы следующим примером. Пусть требуется найти расход свежего пара на турбинную установку при номинальных параметрах пара и мощности Рэ — = 42 500 кВт, расходах пара первого отбора Gu =
=27,8 кг/с (100 т/ч) и второго отбора GT = 22,3 кг/с (80 т/ч).
Из точки А, отвечающей заданной нагрузке 42 500 кВт, проводим наклонную прямую АВ до горизонтали, отвечающей второму отбору GT = 80 т/ч. Далее из точки В проводим вертикальную линию BCD до наклонной линии, отвечающей производственному отбору Gn = 100 т/ч. Наконец, проводя из точки D горизонталь DE, находим на правой шкале суммарный, расход свежего пара Gi = 255 т/ч (70,8 кг/с).
В том случае, когда параметры свежего1 пара или давлений в отборах отличаются от номинальных, применяется система поправок (разработанных заводом), которые позволяют учесть влияние отклонения параметров на экономичность турбины.
Как уже отмечалось, турбины с двумя промежуточными отборами получили в Советском Союзе значительное распространение,, так как при создании крупных промышленных центров, потребляющих пар повышенных параметров, всегда возникает необходимость в зимнее время обеспечить отопление как самого предприятия, так и прилегающего к нему района.
10-5. ТУРБИНЫ С ДВУХСТУПЕНЧАТЫМ ОТОПИТЕЛЬНЫМ ОТБОРОМ ПАРА
При рассмотрении в гл. 1 преимуществ комбинированной выработки тепла и электрической энергии на примере регенеративного подогрева питательной воды было показано, что при ступенчатом подогреве -выигрыш в экономичности установки возрастает (см. рис. 1-23 и 1-25). Очевидно, что такая ступенчатая схема может быть применена и для подогрева сетевой воды, идущей к внешнему тепловому потребителю, т. е. и в турбинах с регулируемым отбором пара.
Уральский турбомоторный завод им. К. Е. Ворошилова в своих теплофикационных турбинах мощностью 50, 100 и 250 МВт осуществил двухступенчатую схему подогрева сетевой воды, показанную на рис. 10-23, а. В отличие от обычной схемы, рассмотренной выше на рис. 10-3, турбины такого типа имеют два отбора пара для внешнего теплового
Рис. 10-23. Принципиальная схема турбинной установки со ступенчатым отопительным отбором пара. а — двухступенчатый подогрев сетевой воды в бойлерах II и Г, б — трехступенчатый подогрев сетевой воды во встроенном пучке конденсатора III и бойлерах II и I.
329
потребителя, и подогрев сетевой воды происходит последовательно в двух бойлерах-подогревателях поверхностного типа II и I. В верхний отбор при параметрах pi и h направ-.ляется пар в количестве Gi, в нижний — при рц и г'п в количестве Gn.
Турбина имеет перед ЧНД один регулирующий орган. В зависимости от положения этого органа, определяемого системой регулирования турбины и получающего импульс от регулятора, измеряющего давление нижнего отбора рц, меняется расход пара Gn и тем •самым при заданной тепловой нагрузке QT расход пара в верхний отбор Gi.
Температура сетевой воды, идущей тепловому потребителю, так называемой прямой воды, tzc определяется давлением первого отбора pj. Неизменному значению /2с соответствует и pi=coTist аналогично//™.1 в турбинах с одноступенчатым регулируемым отбором, рассмотренных в § 10-2. Второй отбор производится при .меньшем давлении рц, что благоприятно сказывается на экономичности установки, так как мощность, вырабатываемая на базе теплового потребителя,—основной показатель эффективности комбинированной выработки тепла и электроэнергии,—^вырастает на величину, пропорциональную Я11;—использо-
Рис. 10-24. Процесс расширения пара в t’S-диаграмхме для турбины с двухступенчатым подогревом сетевой воды; пунктирные линии относятся к конденсационному режиму работы турбины.
330
ванному теплоперепаду между двумя отборами (рис. 10-24).
Турбины выполняются с существенно расширенным диапазоном изменения регулируемого давления в отопительных отборах (р0Тб — = 604-250 кПа), а при работе с одним отопительным отбором верхний предел давления составляет ротб = 300 кПа.
Электрическая мощность генератора такой турбипы определяется из выражения (без учета регенеративных отборов)
Л = —- = G.H' 4- (О. - G.) н" +
7]МТ]Э.Г 1 1 1 4 1 V 1 1
+ (G,-GI-G„)//‘n. (10-12)
Тепловая нагрузка составляет:
Qr == 1Тсбв (Gc - Gc) ===
= G, (i, -1',) + G„ (i„ - (10-13)
здесь Wc— расход сетевой воды; сБ—ее теплоемкость; остальные величины в формулах (10-12) и (10-13) ясны из рис. 10-23 и 10-24. В периоды, когда тепловая нагрузка достигает высоких значений, а расход пара G2= = Gi—Gi—Gn через ЧНД относительно невелик, установка может работать с трехступен-чатым подогревом сетевой воды. В этом случае первой ступенью подогрева является специальный встроенный в конденсатор пучок труб III (рис. 10-23, б). При этом величина отборов Gi и Gn практически не меняется; правда, несколько повышается значение рк, поскольку обычно расход сетевой воды через пучок меньше расхода циркуляционной охлаждающей воды Wo_в. В конечном итоге такая трехступепчатая схема дает дополнительный выигрыш в экономичности установки.
Следует отметить, что по данным эксплуатации в среднем двух-, а при некоторых режимах трехступенчатая схема подогрева сетевой воды по сравнению с обычной одноступенчатой схемой позволяет в год экономить около 2,5% общего расхода тепла.
В зависимости от соотношения электрической и тепловой нагрузок турбина может работать:
а) по тепловому графику. При этом .мощность Рэ определяется тепловой нагрузкой QT, а расход пара G2 через ЧНД ограничивается требованиями надежности турбины, т. е. G2=G2mhh ; регулирующий орган перед ЧНД закрыт;
б) по электрическому графику. При этом расход пара через ЧНД G2 определяется заданной электрической нагрузкой Ра,
регулирующий орган перед ЧНД открыт час-2>Cz2 .
По сравнению с диаграммой режимов турбины с одним отопительным отбором пара, рассмотренной в § 10-2, диаграмма режимов турбины с двухступенчатым отбором имеет некоторые особенности. Эти особенности определяются наличием двух отборов. Таким образом на диаграмме следовало бы указать в отличие от рис. 10-7 не один, а два отбора Gi и Од. В то же время диаграмму режимов такой турбины нельзя строить подобно диаграмме турбины с двумя регулируемыми отборами, рассмотренной в § 10-4. Дело в том, что если в турбинах с двумя регулируемыми отборами— промышленным и отопительным — величины этих отборов независимы, то в турбинах с двухступенчатым отобром величины Gi и Gn не могут приниматься независимыми: они определяются согласно (10-13) тепловой нагрузкой QT и температурами прямой t2c и обратной сетевой воды toc.
В установках с одноступенчатыми регулируемыми отборами пара турбина обычно рассматривается изолированно от системы использования тепла внешним потребителем; в установках же с двухступенчатым подогревом приходится рассматривать собственно турбину совместно с бойлерами, так как взаимозависимость pi и рп не только определяется расходами пара и характеристиками проточной части, но и зависит от характеристик бойлеров и сопротивления паровых трактов на линиях отборов. В связи с этим на диаграмме режимов вместо величин Gi и Gn следует ввести три параметра: QT, t2c и tOc. Таким образом диаграмма режимов должна представлять многопараметрическую зависимость
E(QT, Рэ, Gi, t2c и М=0- (10-14)
Так как влияние температуры обратной воды tOc на мощность Рэ в реальном диапазоне изменения tOc невелико и составляет в предельном случае всего 1,5% поминальной мощности агрегата, то этот параметр выносится за пределы диаграммы режимов и учитывается дополнительным поправочным графиком :
Л^=Н^ос, t2c, Gi). (10-15)
Таким образом, диаграмма режимов представляет собой уже более простую зависимость:
F(Q?, Рэ, Gb М- (Ю-16)
Рассмотрим построение диаграммы режимов по методу, предложенному инженером УТМЗ Е. И. Бененсопом [Л. 5].
Мощность турбины Pi условно ся как сумма двух мощностей
Р г — Рт~\~ Рк>
принимает-
(10-17)
где Рт—мощность, развиваемая теплофикационным потоком пара GT, т. е. таким расходом пара через турбину, который обеспечивает заданную тепловую нагрузку QT (с учетом отборов пара на регенерацию и G2MIIH) и соответствует закрытому регулирующему органу перед ЧНД:
Р, = Gttf * + (GT - G,) Н" + (10-18)
Рк — мощность, развиваемая конденсационным потоком пара, т. е. GK(Mh = Gx — GT:
= (°! - GJ + (°. - G, - G,) н" +
4-(G, - С””“)й*п. (10-19)
Выражения (10-18) и (10-19) записаны для простоты в предположении, что отборы пара на регенерацию отсутствуют.
Для построения диаграммы режимов необходимо предварительно рассчитать три серии кривых, для чего кроме расчета собственно турбины при различных режимах ее работы, выполняемого аналогично примеру, рассмотренному в § 10-3, необходимо рассчитать тепловой баланс системы двух бойлеров с учетом сопротивления линий отбора. Эти три серии кривых представляют собой зависимости:
GT=h(QT, Z2C); (10-20)
PT=f2(GT, М; (Ю-21)
Рк=/3(СКОНд, Gb Gn). (10-22)
Зависимости (10-20) и (10-21) вместо параметра— температуры прямой сетевой воды /2с могут иметь другой параметр рт—давление верхнего отбора, более удобный, например, в расчетах собственно турбины. Тогда на диаграммах линии Z2c = const заменяются линиями рт—const. Например, для турбины Т-50-130 вместо kc=125°C берется pi = 0,25 МПа, вместо /2с = 75°С давление щ=60 кПа и т. д.
Диаграмма режимов турбины строится в трех квадрантах, на каждом из которых изображены серии кривых (10-20), (10-21) и (10-22).
Таким образом, в первом (левом нижнем) квадранте диаграммы I, изображенной на рис. 10-25, дается зависимость расхода пара через турбину Gi=GT, отвечающая теплофикационной нагрузке QT. Каждая из кривых соответствует постоянному значению темпера-
331
I
G7=fi(.Qi->tzc) q ГДж
-----1______ '1 I кг
Рис. 10-25. Диаграмма режимов турбины с двухступенчатым отопительным отбором пара Т-50-130.
туры сетевой воды, идущей потребителю, ^2С = const, .или давлению верхнего отбора pi=const.
Во втором квадранте II слева вверху диаграммы представлена зависимость .мощности Рт, развиваемой теплофикационным потоком пара, от величины этого потока GT. Кривые построены для различных значений температур /гс (или давлений pi). Диаграмма с помощью квадрантов I и II позволяет определить характеристику установки при работе по тепловому графику. Квадрант III справа вверху диаграммы относится к работе турбины по электрическому графику. В нем дается зависимость конденсационной мощности Рк от конденсационного расхода пара GK0Ha=Gi—GT согласно (10-22). Эта зависимость является трехпараметрической, т. е. должна иметь вид Рк=/з(Скопд, Gi, Gn). Величины GT и Gn в диаграмме не фигурируют; они заменены
величиной QT. Таким образом, строго говоря, в этом квадранте необходимо построить серию кривых Рк=/(Сковд, QT) .Однако влияние QT на Рк оказывается не столь значительным и ощутимо лишь при больших значениях СКОвд.
Поэтому серия кривых для простоты заменяется двумя линиями: одна из которых (а) соответствует малым тепловым нагрузкам QT<C < -у- Q*iaKC ’ другая (б) — большим QT~
— Q*iaKC. Очевидно, что каждому значению расхода пара СКОнд и, следовательно, расхода пара в ЧНД G2Z>G2MIIH должно соответствовать свое положение регулирующего органа перед ЧНД: чем больше G2, тем больше открыт этот орган, тем меньше в нем дросселирование пара. Это сказывается на к. п. д. части низкого давления и должно учитываться при построении диаграммы. При очень больших значениях G2, когда регулирующий орган перед ЧНД уже открыт полностью, увеличение G2 может 'быть обеспечено только повышением давления нижнего отбора pi (аналогично нерегулируемой зоне в диаграмме режимов турбины с одноступенчатым отбором пара). Это так называемые режимы с естественным повышением давления недопустимы при нормальной работе схемы и системы регулирования. Для работы пои этих режимах требуется переключение на линии сетевой воды, ведущее к снижению экономичности установки. Для упрощения диаграммы режимов эти режимы учитываются специальными поправочными кривыми 6JPK=f(QT, Gi, /2с) [Л. 5].
Линии PK=f(GKoH«) в третьем квадранте, построенные для работы турбины при теплофикационных отборах, не годятся для расчета чисто конденсационного режима работы турбины, когда Gi=Gn=0. В отличие от разобранных выше теплофикационных режимов в этом случае регулирующий орган перед ЧНД всегда открыт полностью и изменение расхода пара в ЧНД G2 достигается соответствующим изменением давления рп. Очевидно, что по этой причине, а также из-за отсутствия дросселирования в этом органе мощность ЧНД будет иной (пунктирные линии на рис. 10-24). Кроме того, при теплофикационном режиме расход пара G2 уже учитывал величину G2M™. В связи с этим условное значение мощности на рис. 10-25 (линия с) в квадранте III для чисто конденсационного режима отличается от линий а и б при теплофикационных режимах и лежит ниже их.
Несмотря на некоторые упрощения, построенная таким образом диаграмма режимов турбины с двухступенчатым отбором дает практически допустимую точность расчета.
332
Если турбина работает только с одним—нижним регулируемым отбором пара (бт=0), то диаграмма режимов может быть построена в одном квадранте, как было показано в § 10-2. Для соответствия с диаграммой режимов, представленной на рис. 10-25, величина отбора Gh может быть заменена эквивалентной величиной QT.
Примеры пользования диаграммой режимов турбины со ступенчатым отопительным отбором
1. Определить мощность турбины Д,- и расход пара Gi при работе турбины по тепловому графику при заданной тепловой нагрузке QT = 300 ГДж/кг и температуре сетевой воды /2с = 100°С.
По этим заданным величинам проводим в квадранте / диаграммы рис. 10-25 линии АБВ и определяем расход пара GT = Gi = 165 т/ч. Линии ВГД в квадранте II дают значение мощности Рт = Рг = 35 МВт.
2. Определить расход свежего пара G; при работе турбины по электрическому графику при заданной мощности Рг=42 МВт и тепловой нагрузке QT = = 300 ГДж/кт. Температура сетевой воды /2с=1100°С.
Поскольку значения QT и £2с совпали с данными предыдущего примера, то очевидно, что величина мощности, развиваемой теплофикационным потоком не изменится и составит Рт = 35 МВт. Таким образом, мощность, создаваемая конденсационным потоком, составит Рк = Р,—Рт=7 МВт. Ей соответствует отрезок ДЖ на рис. 10-25. Проведя линию ДЕ, эквидистантную линии (б) Рк^Дбконд) при QT>~2^Q^aKC] в квадранте III, с помощью линии ЖЗИ находим величину конденсационного потока GK=30 т/ч. Следовательно, Gi = 165+ +30= 195 т/ч.
3. Определить расход лара через турбину G\ при работе турбины при чисто конденсационном режиме Pi = 27 МВт.
По квадранту III диаграммы рис. 10 25 по кривой (с) с помощью линий КЛМ находим величину Gi = = Сконд= Ю5 т/ч.
Турбины с двухступенчатым отопительным отбором шара в настоящее время нашли широкое распространение у нас в стране и примеры их конструкций представлены в гл. 11.
ГЛАВА ОДИННАДЦАТАЯ
КОНСТРУКЦИИ ТУРБИН С ПРОТИВОДАВЛЕНИЕМ И ТУРБИН С ОТБОРАМИ ПАРА
11-1. ТУРБИНЫ С ПРОТИВОДАВЛЕНИЕМ
На рис. 11-1 приведен продольный разрез турбины Р-12-35/5 Калужского турбинного завода. Турбина мощностью 12 МВт рассчитана на начальные параметры ро=3,44 МПа (35 кгс/см2) и /0=435°С. Противодавление составляет /72=0,49 МПа. Турбина рассчитана на частоту вращения п=50 с-1 и непосредственно соединяется с генератором. После одновенечной регулирующей ступени располагется семь активного типа ступеней, диски которых после автофретирования сажают на вал в горячем состоянии с повышенным натягом. Корпус турбины выполнен таким образом, чтобы его можно было применить для турбины с другим низким противодавлением. На валу оставлено место, где можно расположить дополнительно два активных диска. Па этом месте в рассматриваемой турбине расположен массивный диск, с помощью которого настраивается критическая частота ротора. Кроме того, этот диск, выполняя функции маховика, увеличивает постоянную времени машины и облегчает процесс регулирования при резких сбросах 'Нагрузки. Парораспределение и регулирование турбипы выполнены по обычной для КТЗ схеме; точно так же обычной является схема маслоснабжения (см. § 9-2). Корпус турбины жестко связан с корпусом переднего подшипника, который опирается на гиб
кие стойки, воспринимающие тепловые расширения цилиндра.
Турбина снабжается регулятором противодавления, который поддерживает на приблизительно постоянном уровне давление отработавшего пара р2-
К числу турбин с противодавлением следует отнести так называемые пр ед включенные турбины, отработавший пар которых используется в других турбинах, построенных на иное низкое давление. Пред-включенные турбины получили распространение при модернизации станций умеренного давления. Эта модернизация заключается в следующем.
На существующей станции умеренного начального давления сохраняется оборудование машинного зала. Парогенераторы заменяются парогенераторами высокого давления и устанавливается предвключенная турбина, в которой пар расширяется от давления р0 до /+ Отработавший в предвключенной турбине пар, как правило, подвергается вторичному перегреву в промежуточном перегревателе и направляется в ранее установленные турбины среднего давления. Такая реконструкция старых станций позволяет значительно повысить их экономичность.
Следует иметь в виду, что реконструкция старых станций имеет смысл тогда, когда ко-
333
Рис. 11-1. Турбина с противодавлением КТЗ Р-12-35/5,
2277777/.
Рис. 11-2 Турбина с противодавлением ЛМЗ Р-50-130/13.
тельное оборудование станции устарело и желательно провести модернизацию и расширение 'станции с небольшой затратой средств,. Очевидно также, что 'вновь строящиеся станции нужно сраз) строить на высокое давление. Часто на станции, имеющей несколько турбин среднего давления, устанавливается одна предвключенная турбина, рассчитанная на пропуск всего количества пара, расходуемого станцией. Поэтому предвключениые турбины рассчитываются на большие массовые расходы пара, что позволяет при высоком давлении и малых удельных объемах пара обеспечить в турбине достаточно большие проходные сечения и соответственно высокий к. п. д.
Предвключениые турбины, как правило, работают при неизменном противодавлении,, которое в большинстве случаев служит регулирующим импульсом, влияющим па нагрузку турбины. Однако если предвключенная турбина использована для надстройки одной или двух турбин умеренного давления, то предвключенная и надстраиваемые турбины могут быть соединены в общий блок и тогда не исключена возможность работы с изменяющимся давлением за предвключенной турбиной. При этом регулирующие клапаны турбин умеренного давления открывают полностью, и давление между предвключенной и последующими турбинами меняется в зависимости от расхода протекающего пара по тем же законам, что и в произвольной промежуточной ступени паровой турбины.
Такой режим работы экономичней, чем при фиксированном давлении между турбинами, так как при этом исключаются потери от дросселирования в регулирующих клапанах турбин умеренного давления. Если надстраиваемые турбины являются конденсационными, то давления между турбинами, а также в ступенях пропорциональны расходу пара, так что перепады давлений на каждую ступень возрастают пропорционально расходу пара и достигают наибольшего значения при максимальной нагрузке блока.
На рис. 11-2 показан разрез турбины Р-50-130/13, которую выпускает Л М3. Эта турбина может быть использована как предвключенная турбина или как турбина с противодавлением для обслуживания производств, требующих пар повышенного давления. Начальное давление р0= 12,75 МПа (130 кгс/см2), начальная температура Z0=565°C. Номинальное противодавление с пределами регулирования составляет р2= 1,0-ь 1,8 (±0,3) МПа. Турбина имеет одновенечную регулирующую ступень и 16 последующих ступеней активного типа. Все ступени расположены на цельнокованом роторе. Турбина унифицирована с турбиной ПТ-60-130/13 и аналогична ее цилиндру высо-
335
кого давления (см.рис. 11-14). Турбина имеет четыре сопловых группы перед регулирующей ступенью и внутренний обвод за четвертую ступень. Последняя сопловая группа и клапан внутреннего обвода открываются одновременно. Диафрагмы промежуточных ступеней укреплены в обоймах. Между ними и корпусом турбины образуется камера обвода и две камеры регенеративных отборов (за девятой и тринадцатой ступенями).
Лабиринтовые уплотнения выполнены непосредственно на валу. Диаметр переднего концевого уплотнения несколько увеличен по сравнению с диаметрами диафрагменных уплотнений, что обеспечивает уравновешенность осевого усилия. Блок переднего подшипника
обычной для ЛМЗ конструкции включает комбинированный опорно-упорный подшипник, масляный насос, упругий регулятор скорости, предохранительные выключатели. Соединение роторов турбипы и генератора осуществляется обычной полугибкой муфтой, на которой расположено зубчатое колесо валоповоротного устройства.
Уральский турбомоторный завод выпускает турбину Р-100-130/15 с противодавлением 1,47 МПа (15 кгс/см2) для установки на промышленной электростанции, от которой требуется большие расходы пара на производство (для химической промышленности); мощность турбины 100 МВт, параметры пара ро= = 12,75 МПа, /0=555°С (рис. 11-3).
а)
б)
336
Свежий лар, расход которого регулируется четырьмя клапанами (два клапана располагаются на крышке цилиндра, два — по бокам нижней части /корпуса), подводи гея к четырем сопловым группам регулирующей одновенечной ступени. Далее пар, двигаясь по направлению от генератора ,к переднему подшипнику, проходит через шесть ступеней, расположенных во внутреннем корпусе. Изменив направление движения и обогнув внутренний корпус, пар подводится к последующим шести ступеням и проходит через них, двигаясь по направлению к генератору. Последние шесть ступеней располагаются в трех обоймах. Все ступени, как и в других турбинах УТМЗ, активного типа.
В турбине предусмотрены три отбора пара па регенерацию, причем один отбор берется из камеры между наружным п внутренним
Рис. 11-4. Предвключенная турбина сверхкритических параметров пара ХТГЗ Р-100-300/31.
а — продольный разрез; б—тракт охлаждения проточной части ЦСВД; в — тракт охлаждения ЦСВД в зоне паровпуска: / — внутренний корпус; II— наружный корпус; III — ротор; IV — пар охлаждения; 1, 2, 3 — камеры подвода охлаждающего пара внутри турбины.
корпусами, а второй и третий отборы—между обоймами.
Упорный подшипник турбины, выполненный с двумя гребнями, располагается между турбиной и генератором и скомбинирован с опорным подшипником ротора турбины. Ва-лоповоротнос устройство, как обычно, связано с соединительной полугибкой муфтой между турбиной .и генератором.
Предвключенная турбина Р-100-300/31, которую изготовил ХТГЗ, в течение длительного времени находится в опытно-промышленной эксплуатации. Турбина рассчитана на начальные параметры пара ро=29,4 АШа (300 кгс/см2), /0—650°С с пром.перегревом до /Пп=565°С при рпп=9,8 МПа. Противодавление р2= =3,04 МПа, /конечная температура пара »420°С. Частота вращения п=50 с-1. Максимальный расход пара бчмакс = 192 кг/с.
Турбина состоит из двух цилиндров (рис. 11-4,а),давление пара между цилиндрами 15,9 МПа, температура 550°С. В тепловой схеме установки предусмотрены две параллельные группы подогревателей высокого давления (по два в группе). При установке пред-.включенной турбины с суммарной мощностью надстраиваемых агрегатов 125 МВт, работающих с к. п. д. т]ог- = 0,853, при давлении в конденсаторе рк=3,4 кПа расчетный удельный расход тепла должен составить <7=2,22 кДж/кДж. Надстройка при этом сокращает удельный расход топлива с 510 г/'(кВт-ч) до 315 г/(кВт-ч).
Цилиндр сверхвысокого давления (ЦСВД) выполнен охлаждаемым. Пар в ЦСВД подается через четыре паровпускных патрубка (два сверху и два снизу), каждый из которых имеет внутреннюю топкостенную трубу, отделенную от основного потока экраном (рис. 11-4, в).
Пар, пройдя по внутренней трубе паровпуска, поступает в четыре сопловые коробки и оттуда — в проточную часть, состоящую из регулирующей ступени активного типа и 10 реактивных ступеней. Наружный корпус имеет сферическую форму и горизонтальные фланцы общей толщиной 1,2 м. Для охлаждения пар двумя потоками отбирается после регулирующей ступени при р = 25 /МПа и /=628°С (при номинальных параметрах и полной нагрузке), охлаждается впрыском .конденсата до /=520°С и подается в зазор между экраном и патрубком паровпуска, откуда поступает в камеры 1 и 2 (рис. 11-4, в). Расход охлаждающего пара регулируется специальным клапаном. Из камеры 1 пар направляется на охлаждение внутреннего корпуса, а из камеры 2 —частично на охлаждение ступеней, частично—.в переднее /концевое уплотнение. Температура охлаждающего пара поддерживается автоматически.
22—326
337
Следует отметить, что, несмотря на высокую начальную температур}7 дара, все узлы турбины кроме паровпхскпых органов и обло-•лачивания ЦСВД выполнены из перлитных сталей или, точнее, пз аустенитной стали изготовлены стопорные и регулирующие клапаны, сопловые коробки, рабочие и сопловые лопатки, штоки клан ано,в и крепеж в ЦСВД.
После ЦСВД пар, меняя направление па противоположное, направляется в ЦВД, где сначала проходит три ступени, а затем после промперегрсва еще 7 ступеней. Все облопачи-вание ЦВД активного типа. Роторы между собой, а также с генератором соединены жесткими муфтами. Между роторами турбины имеются опорный и опорно-упорный подшипник. Такого типа опорно-упорные .подшипники нашли позже применение в других турбинах ХТГЗ (ом. § 9-2). Общая длина турбины 13 м.
Согласно проекту изменение нагрузки агрегата с полной до 0,75 Рэном должно проходить за счет снижения начальных давления и температуры; при дальнейшем уменьшении нагрузки регулирование осуществляется дроссельным клапаном перед турбиной, а давление пара за парогенератором поддерживается постоянным и ранным 23 МПа.
11-2. ТУРБИНЫ С РЕГУЛИРУЕМЫМИ ОТБОРАМИ ПАРА
Турбины с отборами пара обладают некоторыми особенностями, которые отсутствуют в конденсационных турбинах и должны внимательно учитываться при проектировании и эксплуатации.
1. В турбине с промежуточным отбором пара регулированию подвергаются потоки пара, поступающие в часть высокого и в часть низкого давления. Если вследствие неправильной установки системы регулирования пли в результате ее аварийного расстройства клапаны ЧНД закроются раньше, чем клапаны ЧВД, то корпус высокого давления и связанные с ним трубопроводы могут оказаться под полным давлением пара, идущего из парогенератора. Если бы такой случай произошел, например, с рассматриваемой ниже турбиной Т-25-90, то при закрытии поворотной диафрагмы давление в камере отбора, где нормально должно быть 0,12—0,24 МПа, поднялось бы до 8,8 МПа. Очевидно, что такое повышение давления вызовет разрыв примыкающих паропроводов, а возможно также и корпуса турбины. Для того чтобы предохранить турбину от такой тяжелой аварии, на паропроводе, связанном с камерой отбора, обязательно устанавливаются предохранительные клапаны, причем между камерой отбора и предохранительными клапанами не должно быть никаких запорных органов.
2. К турбине с промежуточным отбором пара примыкает не только паропровод свежего пара, но и паропровод отбираемого лара, который, как правило, имеет большую емкость. Если при внезапном отключении генератора 'регулятор скорости не обеспечит закрытия клапанов ЧНД, то пар из паропровода отбора может пойти обратно через часть низкого давления турбипы в конденсатор (это особенно опасно, если линия отбора питается от нескольких источников: от нескольких турбин или через редукционно-охладительную установку). При этом пар, расширяясь в части низкого давления, разгонит турбину до такой скорости, которая может вызвать разрушение агрегата. Для того чтобы предохранить турбину от такого разгона, на паропроводах отборов обязательно устанавливаются обратные клапаны. Кроме того, запорный клапан на линии отбора пара (или клапаны, управляющие пропуском пара в ЧНД) ставится под воздействие предохранительного выключателя с таким расчетом, чтобы при срабатывании защиты турбины принудительно закрылись не только регулирующие клапаны и стопорный клапан па линии свежего пара, но и клапаны перепуска в ЧНД.
3. В том случае, когда линия отбора пара питается от нескольких турбин, возможно существенное понижение давления в этой липни при внезапной остановке одной из турбин, питающих магистраль отбора пара. При этом возникает опасность недопустимого повышения перепада давления на последнюю диафрагму части высокого давления турбин (перед регулируемыми отборами), оставшихся в работе, и для защиты турбины должен быть включен автомат, отключающий доступ пара в турбину (или линию отбора) в случае недопустимого повышения перепада давлений на последней ступени ЧВД. Указанная опасность тем больше, чем выше давление отбираемого пара. В чисто теплофикационных турбинах, где давление в отборе находится на уровне 0,1—0,2 МПа, понижение давления в отборе не представляет опасности, так как в таких турбинах диафрагма последней ступени ЧВД может быть рассчитана на понижение давления в отборе до нуля.
Турбины с одним регулируемым отбором пара
В качестве примера турбины небольшой мощности с промежуточным отбором на рис. 11-5 представлен разрез турбины П-1,5-35/5, выпускаемой Калужским турбинным заводом, Эта турбина рассчитана на начальные параметры пара ро = 3,44 МПа, /о=435°С. Отбор пара производится при давлении р-п= = 0,49 МПа. В связи с малой мощностью и
338
малыми объемными пропусками пара турбина построена на повышенную частоту вращения /1=133 с-1 и соединена с генератором электрического тока с помощью редуктора.
Цельнокованый ротор турбины включает двухвепсчную регулирующую ступень скорости и три ступени активного типа в части высокого давления. В части низкого давления располагается одповепечная регулирующая ступень и последующие четыре ступени. Регулирующие клапаны ЧВД перемещаются общей траверсой, подвешенной па двух штоках и связанной с балансирным рычагом, противоположный конец которого соединен с поршнем сервомотора. Этот сервомотор располагается на корпусе переднего подшипника. Пропуск пара в часть низкого давления регулируется поворотной диафрагмой, привод которой осуществляется сервомотором, подвешенным снизу к корпусу переднего подшипника. Масло-снабжение турбины производится центробежным насосом, который одновременно создает регулирующиий импульс по частоте вращения турбины ио схеме, применяемой Калужским турбинным заводом (см. § 9-2).
Уральский турбомоториый завод (УТМЗ) спроектировал и выпускает теплофикационную турбину Т-25-90 (рис. 11-6) с отопительным отбором пара, которая пришла на смену аналогичной турбине ВТ-25-90, входившей в послевоенную серию турбин высокого давления ЛМЗ. Турбина рассчитана на начальные параметры р0=8,8 МПа, ^О = 535°С, регулируемый отбор пара при расчетном давлении рт = = 0,118 МПа достигает 25 кг/с при полной нагрузке турбины. Температура питательной воды (также при полной нагрузке) составляет /П.в—218ОС. Турбина имеет пять нерегулируемых отборов пара. Один из подогревателей использует пар из регулируемого отбора турбины. Таким образом, общее число точек регенеративного подогрева питательной воды составляет шесть. Турбина одноцилиндровая, в широкой степени унифицирована с турбиной ПТ-25-90/10, которую также выпускает УТМЗ (см. рис. 11-12).
При разработке проекта турбины было обращено внимание па существенное повышение экономичности ио сравнению с экономичностью прежней турбины ВТ-25-90. С этой целью значительно развиты проточные части высокого и среднего давления.
Часть высокого давления состоит из одио-венечной регулирующей ступени увеличенного диаметра и последующих пятнадцати ступеней малого диаметра с одинаковыми посадочными размерами лопаток; дальше идет группа из шести ступеней увеличенного диаметра, которую условно назовем частью среднего давления. После этой части осуществляется регу
лируемый отбор пара. Часть низкого давления состоит из трех ступеней.
Диафрагмы всех ступеней устанавливаются в обоймы, которые образуют в корпусе турбины камеры для нерегулируемых отборов пара на регенерацию. Концевое уплотнение высокого давления выполнено непосредственно на валу турбины.
Подвод -пара к регулирующей ступени осуществляется через четыре сопловых сегмента, вваренных в корпус турбины. Одновременно с открытием четвертого регулирующего клапана открывается также и пятый клапан внутреннего обвода, который перепускает пар из камеры регулирующей ступени за четвертую ступень.
Пропуск пара в часть низкого давления •производится поворотной диафрагмой. В поворотной части диафрагмы расположены два концентрических яруса окон. При повороте диафрагмы сначала открывается доступ пара к нижнему ярусу сопловой решетки, а затем окна верхнего яруса также открывают доступ пара к сопловой решетке верхнего яруса и соответственно к верхней части рабочей решетки. Таким образом, диафрагма работает как двухклапашюе сопловое парораспределение.
Поворот диафрагмы производится поршневым сервомотором, который расположен сбоку от турбины и соединен с диафрагмой рычажной передачей. Следует отметить, что плоские поворотные диафрагмы могут применяться лишь для регулирования пропуска пара при невысоких давлениях, так как при повышенных давлениях в отборе поворотная часть диафрагмы большим усилием прижимается к неподвижной части диафрагмы, что вызывает перегрузку сервомотора и может привести к заеданию.
В блоке переднего подшипника располагаются вкладыши комбинированного опорно-упорного подшипника, главный центробежный масляный насос и импульсный насос гидродинамической системы регулирования. В боковой части корпуса подшипника располагается наклонный сервомотор с поступательно перемещающимся поршнем, который с помощью шатуна и зубчатого сектора поворачивает кулачковый вал, приводящий в движение регулирующие клапаны. Соединение валов турбины и генератора осуществляется полугибкой муфтой. В турбине применено валопово-ротное устройство с автоматическим отключением обычной для турбин ЛМЗ и УТМЗ конструкции.
Строительство новых городских районов и целых городов, примыкающих к вновь сооружаемым промышленным предприятиям, создает благоприятные условия для развития
22*
339
теплофикаций с целью отопления новых жилых массивов и концентрации значительного теплового потребления па ограниченных площадях. Поэтому непрерывно возрастает необходимость применения все более мощных ТЭЦ со значительными мощностями единичных агрегатов.
На рис. 11-7 (см. вкладку) показана двухцилиндровая теплофикационная турбина Т-50-130, выпускаемая УТМЗ для использования на ТЭЦ, сооружаемых в районах крупных жилых массивов. Турбина рассчитана на начальные параметры ро = 12,75 МПа, /о=555°С, но в отличие от конденсационных турбин с такими параметрами не имеет промежуточного перегрева пара, так как выигрыш в экономичности от применения промежуточного перегрева в турбинах с отбором пара значительно ниже, чем в турбинах конденсационного типа.
Для увеличения выработки энергии на базе теплового потребления турбинная установка имеет двухступенчатый подогрев сетевой воды (см. § 10-5). Для этого служат регулируемый отбор пара из ЦНД и нерегулируемый отбор, осуществляемый двумя ступенями выше.
Цилиндр высокого давления безобойменной конструкции содержит регулирующую ступень — двухвенечную ступень скорости и восемь последующих ступеней. При расчетном пропуске пара давление за ЦВД составляет около 3 МПа. Поэтому в ЦВД нет отборов пара на регенерацию. Наиболее высокий отбор для подогрева питательной воды производится между ЦВД и ЦНД.
Применение двухвенечной ступени скорости в качестве регулирующей ступени и отсутствие обойм в ЦВД позволили выполнить цилиндр малого диаметра и сократить размеры фланца горизонтального разъема.
Ротор ЦНД состоит из семи ступеней, диски которых откованы за одно целое с ротором, и дальнейших семи ступеней с дисками насадного типа. Часть низкого давления (после второго, регулируемого отбора) содержит лишь две ступени. Доступ пара в ЧНД управляется поворотной диафрагмой дроссельного типа.
Цилиндры расположены так, что поток пара течет в противоположных направлениях. Комбинированный опорно-упорный подшипник расположен между ЦВД и ЦНД. Валоповорот-иое устройство, как обычно, связано с соединительной полугибкой муфтой между роторами турбины и генератора.
Другой, еще более мощной турбиной с отборами пара дчя отопления является турбина Т-100-130.
Прнципиальпые технические решения при создании этой турбины в большинстве случаев
совпадают с решениями, принятыми в турбине Т-50-130. Совпадают начальные параметры пара р0= 12,75 МПа, ?о=555°С. Применен двухступенчатый подогрев сетевой воды (см. § 10-5) Расчетная тепловая нагрузка составляет 730 ГДж/ч.
Турбина выполнена трехцилиндровой конструкции (рис. 11-8 см. вкладку). Цилиндр высокого давления в конструктивном отношении такой же, как у турбины УТМЗ мощностью 50 МВт и отличается лишь удвоенным расчетным пропуском пара и соответственно увеличенными высотами лопаток. Проточная часть содержит регулирующую и восемь ступеней активного типа.
В цилиндре среднего давления восемь ступеней с цельноковаными дисками, последующие шесть ступеней имеют насадные диски.
Таким образом, число ступеней ЦСД совпадает с числом ступеней ЧСД турбины Т-50-130. Наибольшее число нерегулируемых отборов для подогрева питательной воды взято из ЦСД, который имеет обойменную конструкцию. Кроме того, после двенадцатой, ступени ЦСД производится первый отбор для подогрева сетевой воды.
Второй (регулируемый) отбор для подогрева сетевой воды отопительной системы производится за четырнадцатой ступенью ЦСД, перед входом в ЦНД. Последний выполнен с раздвоенным потоком пара. В каждом потоке имеются две ступени. Подвод пара в ЦПД управляется двумя поворотными диафрагмами. Направления потоков пара в ЦВД и ЦСД взаимно противоположны.
Поперечный разрез по четырем сопловым сегментам регулирующей ступени ЦВД показан на рис. 11-9. Здесь также видны сечения фланцев горизонтального разьема и соединительные шпильки. Для ускорения прогрева цилиндра как фланцы, так и шпильки снабжены паровым обогревом.
На рис. 11-10 представлен поперечный разрез двухпоточного цилиндра низкого давления. Показана поворотная диафрагма и ее сервомоторный привод. Один и тот же поршень сервомотора приводит обе диафрагмы, управляющие подводом пара к обоим потокам ЦНД.
Показатели экономичности этой турбины даны в табл. 11-1, где приведены гарантированные заводом и полученные па основании испытаний величины.
В последнем столбце таблицы приведены данные для конденсационного режима турбины с отключенными теплофикационными отборами пара при нагрузке 80 МВт. При конденсационном режиме и номинальной нагрузке 100 МВт расход тепла составляет <7=2,43.
Из таблицы видно, что турбина при всех
340
Таблица 111
Показатели экономичности турбины УТМЗ Т-100-130
Наименование Значение
Мощность на клеммах гене-
ратора Рэ, МВ г .... В работе подогрева гели се- 105 98 80 80
тевой воды . . . • ... № I № I №1 —
Температура сетевой воды при входе в подогреватель № II toc, °C и II и II
35,4 56 15 —
Давление в верхнем отборе
кПа 78,5 127,5 — —
Давление в нижнем отборе рп, кПа Тепло, отданное установкой, — — 50 —
ГДж/ч 670 670 209 —
Температура питательной ВОДЫ /п-в, °C Г арантированныи удельный 229 229 210 205

расход пара Gi/P3, кг/(кВг-ч) 4,20 4,50 3,88 3,53
Удельный расход пара (по
испытаниям) Gi/Рэ, кг/(кВт-ч) 3,96 4,28 3,66 3,38
основных режимах оказалась значительно более экономичной, чем это было гарантировано заводом.
Турбомоторным заводом спроектирована и изготовлена самая крупная в мире теплофикационная турбина и единственная турбина с регулируемым отбором пара, рассчитанная на сверхкритические начальные параметры пара и промперегрев — турбина Т-250/300-240. Эта турбина имеет частоту вращения /г=50 с-1. При номинальных значениях отборов пара агрегат развивает мощность Р:, = 250 МВт, а при конденсационном режиме Р*,акс = 300 МВт.
Турбина выпускается для работы в блоке с парогенератором производительностью 272 кг/с.
Расчетные параметры пара: начальные — давление 23,5 МПа (240 кгс/см2), температура 540°С. Турбина имеет промежуточный перегрев пара до (пп=540°С при /7Пп=3,73 МПа. Промежуточный перегрев здесь применяется не столько для повышения экономичности установки: это повышение в установках с турбинами с регулируемым отбором пара заметно
Рис. 11-9. Паровпуск в ЦВД турбины УТМЗ Т-100-130.
341
co
№
Рис, 11-10. Паровпуск в ЦНД турбины УТМЗ Т-100-130.
меньше, чем в конденсационных установках, сколько для уменьшения влажности в ступенях низкого давления. На промежуточный перегрев пар отправляется при давлении (на выходе из ЦВД) /?1=4,0МПа и Zi = 315°C. Эти давления (pi и рпп) соответствуют номинальному расходу пара через турбину (71 = 265 кг/с (<7,1акс = 272 кг/с). Конечное давление при температуре охлаждающей воды Лв = 20оС, конденсационном режиме и номинальной мощности составляет рк=6,9 кПа.
Как и в турбинах Т-50-130 и Т-100-130, теплофикационный отбор выполнен двухступенчатым. Давление пара в верхнем отопительном отборе составляет 59—196 кПа, в нижнем — 49—147 кПа. Регулируемое давление в теплофикационных отборах поддерживается в верхнем при двух включенных отборах, в нижнем—при одном включенном отборе. Номинальная тепловая нагрузка (суммарная) составляет 1380 ГДж/кг (примерно 164 кг/с). Максимальная температура подогрева сетевой воды при расходе пара <71 = 236 = 265 кг/с равна /2с=120°С. Предусмотрена работа установки с включением встроенного пучка конденсатора для подогрева подпиточной воды (см. § 10-5). Турбина имеет семь нерегулируемых отборов пара для подогрева питательной воды и один нерегулируемый отбор пара (за 14-й ступенью) для питания приводной турбины главного питательного насоса. После этого гурбопривода пар возвращается в основную турбину за 24-ю ступень.
Высокие начальные параметры пара, промежуточный перегрев пара, развитая система регенеративного подогрева питательной воды, ступенчатый подогрев остевой воды, понижение давления регулируемых отборов и специальное проектирование проточной части турбины обеспечили высокий уровень экономичности, характеризуемый табл. 11-2.
Конструкция турбины показана на рис. 11-11 (см. вкладку). Турбина имеет четыре цилиндра —ЦВД, "ЦСД-1, ЦСД-2 и ЦНД. Из парогенератора пар поступает в ЦВД, где предусмотрено сопловое парораспределение. По бокам ЦВД расположены два блока клапанов, каждый из которых состоит из одного стопорного и трех регулирующих клапанов. Всего в ЦВД четыре сопловых сегмента. После ЦВД пар направляется на промежуточный перегрев, откуда возвращается в первый ЦСД, пройдя предварительно два блока отсечных и регулирующих клапанов.
ЦВД имеет подвод пара в средней части аналогично турбинам ЛМЗ па свсрхкртггичес-кие начальные параметры пара (см. §9-2). Первый отсек ЦВД состоит из одновенечпой
Таблица 11-2
Показатели экономичности турбины
УТМЗ Т-250/300-240
Наименование
Мощность на клеммах генератора Рэ> МВт .... Давление в регулируемом отборе, р, кПа..............
Температура сетевой воды на входе /ос, °C..........
Тепло, отданное потребителю, ГДж/кг................
Расход пара через стопорные клапаны G,, кг/с . .
Удельный расход пара G-рРэ, кг/(кВт-ч) . . . .
Значение
250
93
42
1380
265
3,64
253
83
35
1380
265
3,60
245 300*
118 —
39 —
1340 —
265 268
3,71 3,09
* Регулятор давления в отборе выключен.
регулирующей ступени повышенного диаметра и пяти последующих ступеней. Все эти ступени располагаются в дополнительном внутреннем корпусе. Затем пар направляется во .второй отсек ЦВД, имеющий противоположное первому отсеку направление пара. Второй отсек также состоит из 6 ступеней, диафрагмы которых
устанавливаются в двух обоймах.
ЦСД-1 включает десять ступеней. Для уравновешивания осевого усилия предусмотрен разгрузочный диск—переднее концевое уплотнение повышенного диаметра. Корпус ЦСД-1 одностенный с четырьмя обоймами. Для ускорения пуска турбины в ЦВД и
ЦСД-1 предусмотрен паровой обогрев фланцев корпуса и их шпилек.
Второй ЦСД имеет два встречных потока, т. е. пар подводится с концов турбины и отводится из центральной части. В каждом потоке
6 ступеней, после четвертой ступени пар отби-
рается для подогрева сетевой воды (верхний теплофикационный отбор). Корпус ЦСД-2 одностенный с шестью обоймами (по три в каждом потоке). В ЦНД пар подводится в центральную часть и разделяется па два потока.
В каждом потоке — три ступени, из которых первая — регулирующая с поворотной диафрагмой. Расход пара через ЦВД и давление пара перед ЦНД определяются системой регулирования в зависимости от мощности турбины и тепловой нагрузки. Корпус ЦНД—двустенный с выходными патрубками, соединяемыми с конденсатором сваркой, производимой при монтаже турбины.
Последняя ступень турбины (см. рис. 4-38,6) имеет рабочую лопатку длиной 940 мм при среднем диамегре ^=2,39 м и, следовательно, кольцевую площадь двух потоков iQ = 14,l м* 2 * * * 6 * В.
343
Роторы ЦВД и ЦСД-1 цельнокованые, роторы ЦСД-2 и ЦНД с насадными дисками. Ротор ЦВД с ротором ЦСД-1 и ротор ЦНД с ротором генератора соединяются жесткими муфтами. Остальные соединения роторов осуществляются полугибкими муфтами. Между ЦВД и ЦСД-1 установлена всего одна опора. .Мертвая точка турбины предусматривается в ЦНД со стороны генератора.
Турбины с двумя регулируемыми отборами пара
В тех случаях, когда для производства требуются значительные расходы пара, который может быть взят из промежуточного отбора турбины, то обычно этот пар приходится отбирать при давлениях от 0,7 до 1,3 МПа и даже при более высоких.давлениях.
Вблизи крупных производственных предприятий в СССР, как правило, создаются города, которые в климатических условиях большинства районов нашей страны являются значительными потребителями тепла для отопления. Поэтому в турбинах, предназначенных для обслуживания паром промышленных предприятий, одновременно возникает необходимость отбирать пар и для отопительных целей. Как указывалось, для обогрева циркулирующей в отопительных системах воды требуется пар с гораздо более низким давлением (0,07—0,25 МПа), чем для промышленных нужд. Таким образом в многих случаях турбина с промышленным отбором должна также иметь и отопительный отбор пара. Другими словами, становится целесообразной конструкция турбины с двумя регулируемыми отборами пара. Такие турбины получили широкое распространение в СССР.
На рис. 11-12 представлен разрез турбины УТМЗ ПТ-25-90/10, которая унифицирована с турбиной Т-25-90, показанной на рис. 11-6.
Начальные параметры пара р0=8,8 МПа /о=535°С. Первый отбор пара производится при 1,0 МПа, второй—при номинальном давлении в отборе 0 12 МПа. Температура подогрева питательной воды при полной нагрузке достигает 218°С. Первый отбор осуществляется перед частью среднего давления, которая в отличие от турбины Т-25-90 содержит одновенечную регулирующую и четыре нерегулируемые ступени с насадными дисками. Часть высокого давления рассматриваемой турбины отличается от Т-25-90 только расчетным пропуском пара и, следовательно, высотами лопаток. Часть низкого давления выполнена так же, как и в Т-25-90. Подавляющее большинство деталей обеих турбин унифицировано.
Регулирование давления первого отбора производится частично разгруженной поворотной диафрагмой конструкции ЛМЗ. Детали
этой диафрагмы показаны на рис. 11-13. В этой диафрагме осуществляется сопловое парораспределение, аналогичное четырем сопловым группам. Кроме того, достигнута значительная уравновешенность, что позволяет применить диафрагму, несмотря на высокое давление в отборе. Как видно из рис. 11-13, сопла регулирующей ступени соединены по два. Подвод пара к каждой паре сопл производится через отверстия, выполненные в неподвижной диафрагме и перекрываемые поворотной диафрагмой. Эти отверстия располагаются по диафрагме двумя ярусами, что позволяет увеличить расстояние между окнами и обеспечить последовательное открытие четырех сопловых групп. Таким образом, при повороте диафрагмы осуществляется сопловой способ регулирования парового потока. Накладные неподвижные кольца, расположенные перед поворотной диафрагмой, служат для разгрузки последней от осевых усилий, стремящихся прижать подвижную диафрагму к неподвижной. Как видно из разреза АА— В В (см. третью сверху развертку), для разгрузки осевого усилия камеры I соединяются при помощи сверленых отверстий с камерами 77, что обеспечивает приблизительное выравнивание давления по обе стороны поворотной диафрагмы и ее разгрузку.
При номинальных параметрах свежего пара и параметрах отборов, при расходе первого отбора 19,4 кг/с и второго 14,7 кг/с, при нагрузке 25 МВт удельный расход пара составляет по гарантиям завода d3—Gx/Pa— = 6,4 кг/(кВт-ч). По испытаниям экономичность турбины оказалась даже несколько выше, как это видно из табл. 11-3.
Таблица 11-3
Показатели экономичности турбины УТМЗ ПТ-2"-90./10
Наименование Значение
Мощность на клеммах генератора Рэ, МВт Расход отбираемого пара G, кг/с: 25 20 16 25 25*
при давлении 1,0 МПа 19.4 12,8 10 25,6 —.
при давлении 0 12 МПа . . . 14,7 10 10 25,6
Температура питательной воды /п.в> вС Г арантировэнный удельный расход пара G-JP3, кгДкВтХ Хч) 218 207 201 209 197
6,40 6,15 6,40 5,24 3,96
Удельный расход пара (по испытаниям) Gi/Рэ.кг/(кВт-ч). . 6,30 6,04 6,33 — 3,87
* При конденсационной работе, но с включенными -регуляторами давления.
344
оэ 4^-Сп
Разрез по гг-жж-зз-ии-ЛЛ.
№ закрытие
Приполном открытии °К0Н
Рис. 11-13. Поворотная диафрагма ЧСД турбины ПТ-25-90/10 УТМЗ.
АА-ББ-ВВ при полном отрытой окон v
На закрытие
ДД-ЕЕ'ВВ при полном открытии окон
^зак^тии ~5Б~ВВ при полном закрытии окон к окон

\r^/77?r/zz2&z2^
дд -ЕЕ-ВЗ при полном закрытии окон
Ленинградский металлический завод выпускает три типа турбин большой мощности (60 и 80 МВт) с двумя регулируемыми отборами. Эти турбины выполняются в двух модификациях: на начальные параметры 8,8 МПа, 535°С и 12,75 МПа, 565°С. Давление в первом регулируемом отборе составляет 1,3±0,3 МПа, давление во втором отборе может устанавливаться в пределах от 0,07 цо 0,25 МПа (расчетное давление 0,12 МПа).
На рис. 11-14 (см. вкладку) показан разрез турбины ПТ-60-130/13, выпускаемой ЛМЗ и рассчитанной на начальное давление 12,75 МПа. Турбина выполнена двухцилиндровой. В цилиндре высокого давления пар расширяется от начального состояния до давления первого отбора. Проточная часть включает одновенечную регулирующую ступень и шестнадцать ступеней активного типа. Все диски откованы за одно целое с валом. Концевые уплотнения выполнены на валу без насадных втулок. Пар к регулирующей ступени подводится четырьмя сопловыми сегментами но обычной для ЛМЗ схеме. При больших пропусках пара одновременно с открытием четвертого регулирующего клапана открывается также обводной клапан, перепускающий пар из камеры регулирующей ступени за четвертую ступень ЧВД. Сварные диафрагмы ЧВД располагаются в обоймах. Полости между обоймами и наружным корпусом турбины используются в качестве камер для нерегулируемых отборов пара регенеративной системы.
Вышедший из цилиндра высокого давления пар направляется в регулируемый первый отбор, который при номинальном режиме достигает 39 кг/с (максимальный первый отбор составляет 69,5 кг/с).
Кроме того, пар подводится к регулирующим клапанам цилиндра низкого давления. В этом цилиндре располагаются части среднего и низкого давления. Часть среднего давления состоит из одновенечной регулирующей ступени и последующих восьми ступеней активного типа, диски которых откованы за одно целое с валом турбины. Номинальная величина отопительного отбора составляет 27,8 кг/с, максимальная — 44,5 кг/с. После камеры второго регулируемого отбора пар через поворотную двухъярусную диафрагму направляется в часть низкого давления, где располагаются четыре ступени. Часть низкого давления рассчитана так, что турбина способна развивать полную мощность при чисто конденсационном режиме. Такое требование заставило выполнить последние ступени с большими проходными сечениями. В частности, последняя ступень такая же, как и последняя ступень турбины К-50-90. Опа имеет 346
длину лопатки 7 = 655 мм при среднем диаметре d = 2000 мм.
Турбина допускает перегрузку до 75 МВт; максимальный расход пара достигает 107,5 кг/с.
Валы обеих частей турбины соединены гибкой муфтой со змеевидными пружинами. Каждый из валов в осевом направлении фиксируется гребнем комбинированного опорно-упорного подшипника. Маслосиабжение обеспечивается центробежным насосом, который расположен в корпусе переднего подшипника. Система регулирования с гидравлическими связями управляется упругим регулятором скорости и сильфонными регуляторами давления.
При мощности 60 А4Вт, номинальных значениях отборов пара Gn = 39 кг/с, GT = = 27,8 кг/с и температуре питательной воды /п.в = 242°С удельный расход пара составляет 61/^3=5,85 кгА(кВт-ч).
Другой вариант турбины ПТ-50-130/7 с двумя регулируемыми отборами пара, .выпускаемый УТМЗ, унифицирован с турбиной Т-50-130 УТМЗ (см. рис. 11-7). Начальные параметры пара р0= 12,75МПа, /0 = 555°С, давление в .первом промышленном отборе рп= = 0,5= 1,0 МПа, давление во втором отопительном отборе может устанавливаться в широких пределах — от 0,05 до 0,20 МПа. Кроме того, для второй ступени подогрева сетевой воды предусмотрен нерегулируемый отбор пара подобно тому, как это выполнено в турбине Т-100-130. Максимальная мощность Рэ — = 60 МВт.
В части высокого давления пап расширяется от начального состояния до давления 3 МПа (при полной нагрузке турбины). Проточная часть цилиндра высокого давления состоит из двухвенечной регулирующей ступени и восьми ступеней небольшого диаметра (от 832 до 856 мм), которые выполнены за одно целое с валом ЧВД.
Цилиндр высокого давления безобоймовой конструкции, что позволило выполнить его с малым диаметром и ограниченными размерами фланца горизонтального разъема. После части высокого давления пар направляется в часть низкого давления, первые семь ступеней которой также откованы за одно целое с валом. За седьмой ступенью 'производится первый (промышленный) отбор. Пропуск пара в последующую часть турбины регулируется поворотной диафрагмой, .конструкция которой была показана на рис. 11-13.
После регулирующей и трех нерегулируемых ступеней с насадными дисками имеется камера отбора пара, который используется как вторая ступень подогрева сетевой воды системы отопления. После двух дальнейших
ступеней осуществляется второй регулируемый с помощью поворотной диафрагмы отбор для отопительных целей. Последний отсек турбины состоит из двух 'ступеней, в которых пар расширяется до давления в конденсаторе. Валы обеих частей турбины соединены с помощью жесткой муфты, причем поток пара в обеих частях расходящийся.
Турбина ПТ-135/165-130/15, выпускаемая УТМЗ, предназначена для выработки электро-энергии максимальной мощностью — = 165 МВт (при конденсационном режиме) и рном _ 135 м£т (ПрИ номинальных значениях отборов пара), снабжения промышленного потребителя тепла при давлении рп=1,47 МПа (15 кгс/'См2) и имеет двухступенчатый отопительный отбор.
Начальные параметры пара /20 =12,75 МПа и /О = 555°С; расход пара при номинальном и максимальных режимах работы турбины соответственно составляет G™M = 208 кг/с и G;iaKC = 211 кг/с. При работе с независимым поддержанием регулируемого давления в каждом из отопительных отборов пределы регулируемого давления равны: в верхнем отборе 0,09—0,245 и в нижнем 0,039—0,118 МПа. При работе только верхнего отопительного отбора давление пара в нем может регулироваться в пределах 0,059—0,245 МПа. Пределы регулируемого .давления производственного отбора равны 1,18—2,06 МПа.
Номинальная величина отборов составляет: производственного Gn = 89 кг/с, отопительных (суммарно) —около 58 кг/с (460 ГДж/ч).
Турбина, продольный разрез которой показан на рис. 11-15, имеет частоту вращения /г = 50 С"1 и состоит из двух цилиндров. Первый цилиндр — Ц'ВД унифицирован с турбиной Р-100-130/15 (см. рис. 11-3). Подвод пара производится в центральную часть ЦВД. Предусмотрено четырехклапанпое сопловое парораспределение с одновенечной регулирующей ступенью. Пройдя эту ступень, пар направляется в шесть ступеней первого отсека, после чего, меняя направление, пар проходит еще через шесть ступеней второго отсека ЦВД. Регулирующая ступень, шесть 'ступеней первого отсека и промежуточное уплотнение (между регулирующей ступенью и первой ступенью второго отсека) находятся во внутреннем корпусе безобоймовой конструкции; ступени второго отсека имеют диафрагмы, устанавливаемые в трех обоймах. Ротор ЦВД цельнокованый и покоится на двух опорах.
Второй цилиндр турбины имеет проточную часть, состоящую из трех групп ступеней. Первая группа включает регулирующую сту
пень, куда подается пар после регулирующих клапанов производственного отбора, и 6 нерегулируемых ступеней. После верхнего отопительного отбора пар проходит две ступени, первая из которых имеет поворотную диафрагму; после второго '(нижнего) отопительного отбора установлены три степени с поворотной диафрагмой, в значительной степени уницифи-рованпыс с ЦНД турбины УТМЗ Т-250/300-240. Однако из-за большей влажности в конце процесса расширения, так как в турбине ПТ-135/165-130/15 нет промежуточного перегрева, последняя ступень по сравнению с турбиной Т-250/300-240 укорочена.
Ротор второго цилиндра имеет первые пять дисков и разгрузочный диск, откованные заодно с валом, остальные ступени с насадными дисками. Ротор покоится на двух опорных подшипниках. Все роторы агрегата соединены жесткими муфтами. Упорный подшипник расположен между цилиндрами турбины.
Корпус второго цилиндра одностенный, литой; выходной патрубок сварной, диафрагмы устанавливаются в пяти обоймах.
Эта турбина единственная, которая может работать с четырьмя регулируемыми параметрами. При работе по тепловому графику можно регулировать три параметра. Возможен также ступенчатый подогрев сетевой (для отопления) воды двумя теплофикационными отборами и с поддержанием давления водном верхнем отборе при полностью открытой его регулирующей (поворотной) диафрагме.
Как пример турбины с регулируемым отбором пара и противодавлением рассмотрим конструкцию турбины ПР-25-90/10/0,9 УТМЗ.
Номинальная электрическая мощность равна 25 МВт, максимальная 30 МВт. Из регулируемого отбора при давлении 0,98 МПа (10 ’кгс/см2) пар в количестве 18 кг/с (номинальный режим) направляется для нужд промышленного потребителя. Максимальный отбор достигает 27,8 кг/с. Из выходного патрубка турбины пар при давлении 0,09 МПа направляется для отопительных целей. Номинальная величина его пропуска составляет 17,5 кг/с, максимальная — 26,0 кг/с.
Продольный разрез турбины представлен на рис. 11-16 (см. вкладку). Турбина в значительной степени уницифирована с турбиной ПТ-25-90/10, показанной на рис. 11-12: корпус и ступени высокого давления совпадают, проточная часть также состоит из регулирующей одновенечной ступени и пятнадцати ступеней активного типа. Последующая часть аналогична турбине ПТ-25-90/10, однако в отличие от нее здесь расположено семь ступеней, включая регулирующую. Можно отмстить, что рассматриваемая турбина значительно проще, поскольку отсутствуют ступени низкого давле-
347
Уровень пола машзала
15480
Рис. 11-15. Турбина с производственным и ступенчатым отопительным отборами пара УТМЗ ПТ-135/165-130/15.
ния. Существенно проще и турбинная установка из-за отсутствия конденсационного устройства. Однако, как и каждая турбина с противодавлением, турбина типа ПР развивает мощность, которая определяется расходами пара, идущими к потребителям тепла, ине может быть произвольно нагружена. В летний период, когда отопление, как правило, отсутствует, требуется хотя бы небольшой пропуск пара через ступени после отбора, который охлаждал бы проточную часть этих ступеней.
11-3. ТУРБИНЫ, ПРЕДНАЗНАЧЕННЫЕ ДЛЯ РАБОТЫ ПРИ ПЕРЕМЕННОЙ ЧАСТОТЕ ВРАЩЕНИЯ
При -переменной частоте вращения работают турбины, служащие для привода насосов, в том числе питательных насосов электростанций, компрессоров, эксгаустеров и т. п., а также транспортные, главным образом судовые турбины. Эти турбины изготавливаются Невским заводом им. Ленина (НЗЛ), Калужским турбинным заводом (КТЗ), Ленинградским Кировским заводом (ЛКЗ), заводом «Экономайзер».
Отличие в проектировании проточной части и парораспределения приводных турбин от турбин, связанных с электрическим генератором, заключается главным образом в учете переменного режима работы и особенностей обеспечения вибрационной надежности при /z=var. Судовые турбины, кроме того имеют особенности регулирования мощности.
Турбина К-9-35, выпускаемая НЗЛ, предназначена для привода компрессора. Расчетные параметры пара р0 = 3,44 МПа, /О=435°С, рк = 5,3 кПа. Номинальная эффективная мощность Рс = 7400 кВт, частота вращения п= = 58-4-76 с-1. Номинальный расход пара Gi = = 9,03 кг/с. Удельный расход тепла при /п.в=147°С составляет //с = 3,29.
Турбина выполнена в одном цилиндре (рис. 11-17), корпус литой стальной; выходной патрубок сварной.
Парораспределение сопловое, с 5 клапанами на единой траверсе. Регулирующая ступень — двухвенечная ступень скорости с с/=0,82 м, /1=19 мм и е=0,4; далее следуют две ступени с парциальным подводом и восемь ступеней с полным подводом пара. Все ступени активного типа. Последняя ступень с /2 = 265 мм и =
Ротор цельнокованый, однако три последние ступени с насадными дисками. Переднее уплотнение повышенного диаметра. Гребешки уплотнения заделаны в вал.
Первые семь диафрагм стальные сварной конструкции, последние три чугунные с залитыми сопловыми лопатками, изготовленными из листа постоянной толщины (см. рис. 4-33,а).
Задний подшипник расположен в корпусе, жестко соединенном с нижней половиной выходного патрубка. Передний подшипник комбинированный, опорно-упорный. Регулирование турбин НЗЛ гидродинамическое с импульсным насосом, расположенным на валу турбины.
Турбина К-18-35 (AKB-18-II), выпускаемая НЗЛ, унифицирована с турбиной К-12-35. Турбипы предназначены для привода доменных и других компрессоров. Параметры турбины К-18-35 близки к параметрам турбины К-9-35; ро=3,44 МПа, /0=435°С; рк = 5,4 кПа, но турбина К-18-35 рассчитана па меньшую частоту /1 = 42 = 57 с-1; номинальная мощность Ре=19 ООО 'кВт, расход пара Gi = = 23,5 кг/с. При температуре питательной воды /ц.в=163 С удельный расход тепла равен ^=3,33 [2860 ккал/(кВт • ч)].
Турбина одноцилиндровая (рис. 11-18); проточная часть состоит из двухвенечпой регулирующей ступени с t/=.l,10 м и /1=45,2 мм, е = 0,458 и 11 ступеней активного типа: первая нерегулируемая ступень с d= 1,1 м и /2=22,5 мм, последняя с d=l,4 м и /2 = 390 мм, т. е. с 0 = 3,6. Корпус турбины литой; выходной патрубок, охватывающий три последние ступени, соединен сваркой с конденсатором. В паровой коробке из стального литья запрессованы седла клапанов. Внутри коробки на поперечной траверсе подвешено семь регулирующих клапанов, из которых два служат для внешнего обвода — перепуска пара в камеру регулирующей ступени в случае работы при сниженных параметрах или перегрузке (рис. 4-27,6).
Паровая и сопловая коробки составляют одно целое; в них расположено пять сопловых сегментов; имеются два патрубка для указанного перепуска. Коробка крепится фланцем к верхней половине корпуса. Все диски насадные, диафрагмы установлены непосредственно в 'корпусе. Концевые уплотнения с гребешками на валу.
Корпус переднего подшипника соединяется с корпусом турбины в нижней части при помощи сцепного устройства, которое исключает возможность опрокидывания корпуса подшипника, так как оно располагается вблизи его опорной плоскости.
Передний подшипник опорно-упорный со сферическим вкладышем, задний — без сферического вкладыша. Ротор турбипы соединен с ротором компрессора подвижной зубчатой муфтой. На крышке заднего подшипника установлено валоповоротное устройство. Регулирование гидродинамическое; колесо главного масляного центробежного насоса установлено на переднем конце вала турбины.
349
Рис. 1М8. Модернизированная турбина ПЗЛ К-18-35 для привода компрессора
i^ZZZZZ
Для тех же целей, что и турбина К-18-35, устанавливается НЗЛ турбина К-22-90 (ВКВ-22-1). Турбина имеет более высокие начальные параметры пара: /?о=8,8 МПа, /о = 535°С и повышенную температуру питательной воды. Это позволило, несмотря
па некоторое ухудшение к. п. д. проточной части заметно снизить удельный расход тепла по сравнению с турбиной К-18-35 и получить 7е = 2,69. Номинальная мощность турбины равна 20 500 кВт, расход пара Gi = 22,0 кг/с, частота вращения п = 42—58 с"1. Как и другие
352
турбины НЗЛ, эта турбина выполнена одноцилиндровой.
Проточная часть включает двухвенечную регулирующую ступень с <7=0,87 м и /1 = 18 мм. Несмотря на большой теплопсре-пад регулирующей ступени, первые пять нерегулируемых ступеней выполнены с парциальным подводом пара. Всего в турбине 16 ступеней. Последняя ступень с d= 1,39 м и /2=373 мм, т. е. с 0 = 3,63. Ротор турбины цельнокованый (рис. 11-19) с последними шестью насадными дисками. Диафрагмы сварной конструкции, кроме трех последних — чугунных с залитыми сопловыми лопатками.
Подвод пара производится через автоматический стопорный клапан по двум перепускным трубам. Паровая коробка выполнена совместно с сопловой коробкой из стального литья и приварена к верхней части корпуса турбины (рис. 11-19, б), внутри паровой коробки на поперечной траверсе свободно подвешено шесть регулирующих клапанов. Основной корпус турбины изготовлен из стального литья. Выходной патрубок в верхней части из чугунного литья, в нижней — из стального литья, соединенного сваркой с конденсатором. Конструкции подшипников аналогичны применяемым в турбинах К-18-35; такая же муфта (гибкая) соединяет турбину с компрессором.
Турбина Т-30-90, выпускаемая НЗЛ. спроектирована на параметры пара р0=8,8 МПа (90 кгс/см2) и /О = 535°С мощностью Ре= = 31 МВт с регулируемым теплофикационным отбором пара в количестве 6Т = 21 кг/с. Турбина предназначена для привода компрессора и снабжения теплового потребителя. Тепловая схема установки предусматривает шесть ступеней подогрева питательной воды (конденсата турбины и конденсата греющего пара сетевых подогревателей) и питания деаэратора.
Конструкция турбины представлена на рис. 11-20. Турбина одноцилиндровая. В паровой коробке располагаются четыре клапана, подающие пар в сопловые сегменты, находящиеся в верхней половине, и два клапана, питающие сопловые сегменты нижней половины (см. рис. 4-27,г). Конструкция турбины в значительной степени унифицирована с турбиной НЗЛ К-22-90. Проточная часть включает 16 ступеней активного типа.
Регулирующая ступень — двухвенечная ступень скорости с расчетной степенью парциаль-ности е=О,572. Остальные ступени с полным подводом пара. Ротор имеет 9 дисков, откованных заодно с валом, и 6 дисков, насаженных на вал с натягом.
Отбор пара при давлении рт —0,12 МПа регулируется поворотной диафрагмой двухъярусной конструкции. Всего в ЧНД три ступе
ни, последняя с рабочей лопаткой длиной 7 = 348 мм и с ©=^// = 4,22.
Турбина рассчитана для работы с переменной частотой вращения /1 = 41,7 = 57,5 с-1. Рабочей жидкостью системы регулирования является конденсат. Масляная система, общая для турбины и компрессора, предназначена для смазки подшипников и зубчатых муфт.
Турбина ОР-12ПМ, выпускаемая КТЗ для привода питательного насоса блока К-300-240, показана на рис. 11-21. Ее номинальные характеристики: мощность ^6= 12 500 МВт, частота вращения /1=100 с-1, начальные параметры пара ро= 1,47 МПа, /о=450°С, противодавление /12=0,225 МПа. Турбина предназначена для работы при переменной частоте вращения и начальных параметрах, меняющихся в зависимости от мощности основного агрегата. Питательный насос при этом обеспечивает работу блока в диапазоне мощностей от номинальной ДО 0,3 Рном-
Турбина, как и другие турбины КТЗ, выполнена с облопачиванием активного типа и имеет 7 ступеней. В первой ступени сопловые лопатки располагаются в корпусе турбины, в остальных — в диафрагмах.
Парораспределение — дроссельное. Регулирование расхода производится двумя двух-седельными клапанами, открывающимися одновременно. Клапаны приводятся одним сервомотором.
Ротор турбины цельнокованый, жесткий (лгкр= 130 с-1). На переднем конце вала заодно с ротором выполнено рабочее колесо масляного насоса — импеллера. На заднем конце насажена полумуфта для соединения с ротором питательного насоса.
Передний опорно-упорный подшипник объединен с центробежным насосом — регулятором системы маслоснабжения. Рабочее колесо этого насоса одновременно служит упорным гребнем подшипника.
Корпус турбины кроме горизонтального имеет вертикальный разъем; диафрагмы устанавливаются без обойм, прямо в корпусе. Корпус заднего подшипника в нижней части выполнен заодно с выходным патрубком. Передняя часть турбины лежит на гибкой опоре.
Турбина ОК-18-ПУ, выпускаемая КТЗ, служит для привода питательных и бустерных (предвключенных) насосов блоков К-500-240 и К-800-240. На каждом блоке устанавливается по две таких турбины.
Модификации турбины отличаются только высотой лопаток. Параметры турбины в зависимости от блока представлены в табл. Н-4
Турбина для блока К-800-240 несколько экономичнее: ее внутренний относительный к. п. д. при номинальном режиме составляет
23—326
353
w
СП
Рис. 11-20. Теплофикационная турбина НЗЛ Т-30-90 для привода компрессора.
23*
GO СЛ СП
Рис. 11-21. Турбина КТЗ мощностью 12,5 МВт для привода питательных насосов блоков К-300-210.
/—фундаментная плита и гибкие опоры; 2 — корпус переднего подшипника: 3 — ротор; 4 — блок регулирования; 5 — вертикальная шпонка; 6 — наружная ограничивающая крышка переднего уплотнения; 7—обойма переднего уплотнения; S —передняя часть корпуса турбины; 9 — обойма сопловой решетки первой ступени; 10 — диафрагма; 11 — выходная часть корпуса турбины; 12 — обойма заднего уплотнения; ЛЗ—наружная ограничивающая крышка заднего уплотнения; 14 — крышка корпуса заднего подшипника; /5 —задняя фундаментная плита; 16— корпус заднего подшипника; 17 — выходной патрубок; /S — патрубок подвода пара в турбину; 19 — корпус дроссельного клапана парораспределения; 20 — передняя лапа корпуса турбины; 21 — поперечная шпонка под лапой; 22 — дистанционный болт лапы.
Рис. 11-22. Турбина КТЗ мощностью 11—18 МВт для привода питательных Насосов блоков К-500-240 и К-800-240.
/ — кожух муфты; 2 — муфта, соединяющая ротор турбины с бустерным насосом (через редуктор); 3 — редуктор; 4 — муфта зубчатая; о — крыШка корпуса переднего подшипника; 6— рабочее колесо масляного насоса — упорный диск упорного подшипника; 7 — блок регулирования; 8 — рычаг парораспределения; 9 — экран; 10— обоймы переднего уплотнения; // — корпус турбины; 12 — сегмент сойЛ первой ступени; 13 — щиток над рабочими лопатками первой ступени; 14—^диафрагма; 15—диск; 16— ротор; /7 — предохранительная диафрагма — клапан; 18 — заднее уплотнение; 19—валоповоротное устройство; 2о — крышка корпуса заднего подшипника; 21— соединительная муфта; 2'2— задняя вертикальная шпонка; 23— задняя фундаментная плита. 24— переходный патрубок (к конденсатору); 25— перепускная труба; 26— поперечная шпонка; 27 — выходной патрубок; 8—подвод свежего пара в турбину; 29 — патрубок отбора пара из переднего уплотнения; 30—передняя фундаментная плита; 31 — корпус переднего подшипника; 32 — дистанционный болт корпуса переднего подшипника
Таблица 11-4
Показатели турбин КТЗ ОК-18-ПУ
Наименование Для привода питательных насосов
К-500-240 К-800-240
Номинальная мощность, кВт . . . 10 300 15 500
Максимальная мощность, кВт . . Номинальная частота вращения, И 230 17 330
С'1 номинальное давле- 74,7 77,5
1 ние, МПа . . . Параметры j максимальное дав- 0,94 1,52
пара перед I ление, МПа . . с топорным J номинальная т ем- 1,28 1,67
клапаном 1 пература, °C . . } максимальная тем- 378 443
1 пература, °C . . Давление в конденсаторе при 390 459
/1В=15°С, кПа 4,4 5,9
(по параметрам перед стопорным клапаном) T]oi = 0,835, что на 2% больше, чем для турбопривода блока К-500-240. Отличается также и диапазон изменения частоты вращения — для турбопривода блока К-800-240 он составляет п = 63,3 = 80 с-1; для блока К-500-240 п= = 67,2 = 78,4 с-1.
Изменение нагрузки основных агрегатов приводит к соответствующему изменению начальных параметров пара перед турбинами ОК-18-ПУ. При одновременном изменении частоты вращения турбины обеспечивают привод питательных и бустерных насосов в диапазоне режимов блока К-800-240 от Р = 0,30 РНом до Р=РН0М, а для блока К-500-240 — от Р = 6,37 Рном ДО Дном-
Если турбина ОК-18-ПУ в схеме блока К-800-240 питается паром от БРОУ, то макси-пмакс мальная мощность ее достигает =
= 19 800 кВт.
Конструкция турбины представлена на рис. 11-22. Парораспределение в турбине дроссельное. Расход пара определяется одновременным открытием двух клапанов, разгруженных от паровых усилий. Клапаны приводятся одним сервомотором.
Проточная часть состоит из 8 ступеней активного типа. Максимальная высота последней лопатки составляет /=350 мм при d/1=3,6. Ротор турбины цельнокованый, жесткий. Передний конец вала соединен с шестерней редуктора, связанного с бустерным насосом. Задний конец вала с помощью зубчатой муфты соединен с ротором питательного насоса.
Передний опорно-упорный подшипник объединен с центробежным масляным насосом,
рабочее колесо которого одновременно служит упорным гребнем.
Корпус турбины литой с горизонтальным разъемом; вертикальный фланец соединяет его со сварным выходным патрубком. К выходному патрубку приварен корпус заднего подшипника. Под задним опорным подшипником находится мертвая точка (фикс-пункт) корпуса турбины, образуемая пересечением линии двух поперечных шпонок, находящихся под боковыми лапами патрубка, и вертикальной плоскости машины, проходящей через заднюю вертикальную шпонку.
Судовая паровая турбина, или, как принято называть на флоте главный турбозубчатый агрегат мощностью 32 тыс. л. с. (23,5 A'IBt), показана на рис. 11-23. Она предназначена для супертанкера серии «Крым» и изготовлена на ЛКЗ.
Характеристика агрегата: начальные параметры пара ро = 7,65 МПа, /q = 510°C; параметры промежуточного перегрева: Рпп— = 1,44 МПа, /гш = 510°С; давление в конденсаторе рк = 5,1 кПа. Расход пара 6 = 21,7 кг/с. Агрегат рассчитан на ресурс в 150 тыс. ч и удельный расход топлива 183 г/(л. с.-ч.).
Главный турбозубчатый агрегат приводит во вращение винт регулируемого шага и включает двухцилиндровую турбину и трехступенчатый редуктор. При частоте вращения гребного винта 1,47 с-1 роторы турбин высокого и низкого давления соответственно имеют п = 89,5 и 47,5 с-1. Масса всей установки 300 т.
Турбины высокого и низкого давления установлены параллельно. Свежий пар подводится в среднюю часть турбины высокого давления (ТВД). Первая ступень выполнена с парциальным подводом пара, в остальных е=1. После пяти ступеней первого отсека пар направляется на промежуточный перегрев, откуда поступает во второй отсек ТВД. Потоки пара в этих отсеках имеют противоположные направления.
Ротор ТВД цельнокованый с дисками постоянной толщины, имеющими разгрузочные отверстия. Наибольший средний диаметр ступени ТВД составляет 0,77 м. Рабочие лопатки с профилем постоянного по высоте сечения имеют ленточный бандаж и Т-образные хвостовики. Пролет ротора (расстояние между подшипниками) равен 2,22 м. Критическая частота ротора на 20% выше максимальной рабочей частоты.
Диафрагмы сварные, сопловые лопатки постоянного по высоте профиля, промежуточные уплотнения елочного типа. Диафрагмы всех ступеней ТВД располагаются непосредственно в корпусе. Корпус ТВД опирается с обоих концов на стулья подшипников. Корпус подшипника, находящегося за вторым
753
358
Рис. 11-23. Судовая паровая турбина ЛКЗ высокого давления с промперегревом мощностью 23,5 МВт.
а — продольный разрез по турбине высокого давления с частотой вращения л=89,5 с—б — продольный разрез по турбине низкого давления с частотой вращения л=47,5 с-’.
отсеком, закреплен жестко на раме; другой корпус подшипника опирается на гибкую опору. Опорные подшипники самоустанавливаю-шиеся, упорный — двусторонний с самоуста-навливающимися сегментами (колодками).
Подвод свежего пара, так же как и пара после промперегрева, производится через патрубки, расположенные в верхней и нижней половинах корпуса.
Турбина низкого давления (ТНД) имеет 10 ступеней со слабо понижающимся корневым диаметром и коническими периферийными обводами диафрагм, начиная с третьей ступени. Средний диаметр последней ступени равен 1,7 м; = Рабочие лопатки первых шести ступеней имеют покрывающий бандаж, остальные выполнены без бандажа; в последних ступенях предусмотрены проволочные связи. Четыре последние ступени спроектированы с рабочими лопатками переменного по высоте профиля, а в двух последних ступенях закру
чены и сопловые лопатки. Все ступени турбины активного типа.
Диски ТНД постоянной толщины, причем во всех дисках, кроме последнего, имеются разгрузочные отверстия. Пролет ротора ТНД равен 2,57 м, его критическая частота на 30% превышает максимальную рабочую.
Сопловые лопатки первой ступени ТНД располагаются в корпусе, остальных ступеней — в сварных диафрагмах. Корпус ТНД сварно-литой; в отличие от корпуса ТВД он имеет вертикальный разъем. Оба корпуса с горизонтальным разъемом. Выходной патрубок сварной.
Подшипники и елочные уплотнения того же типа, что и в ТВД. Корпус передних подшипников (опорного и упорного) опирается на корпус редуктора, а корпус заднего подшипника консольно расположен на гибкой опоре и может расширяться независимо от выходного патрубка.
ПРИЛОЖЕНИЕ
ПРОФИЛИ И ОБОБЩЕННЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТУРБИННЫХ РЕШЕТОК
В нормалях профилей и в Атласе профилей МЭИ представлены полные аэродинамические и геометрические характеристики большой части профилей, применяемых в энергетических и частично судовых и других приводных турбинах, изготавливаемых турбостроительными заводами СССР. Исключением являются профили ояда ступеней ЦНД, некоторые профили, используемые в тихоходных турбинах, и отдельные профили, по специфическим, индивидуальным причинам потребовавшие особого профилирования. Этими материалами следует пользоваться при проектировании и расчете турбинных ступеней.
Однако для многих вариантных и предварительных разработок и в учебных целях достаточно использовать обобщенные данные, позволяющие в первом приближении оценить экономичность ступени и выбрать подходящий вариант облопачивания, охарактеризовать влияние тех или иных режимных и геометрических параметров.
Обобщенные характеристики включают также некоторые решетки, не нашедшие еще отражения в Атласе профилей МЭИ, выпущенном в 1965 г. Эти характеристики относятся к типовым решеткам, в основном разработанным и исследованным в МЭИ. Следует, однако, оговорить, что обобщенные характеристики, как правило, не дают точного совпадения с результатами опытных исследований.
Обобщенные характеристики представлены на 6 графиках. На рис. П-1 приведены зависимости профильных потерь от чисел Mt на выходе для следующих решеток МЭИ, взятых как исходные: для сопловых С-90-15А, С-90-15Б, С-90-15В и С-90 15Р (при Л//Мин = = 1,13), и для рабочих Р-30-21А и Р-30-21Б. Эти кривые построены для оптимальных условий входа, оптимальных шагов t н Акр/О=0,075. Влияние турбулентности, периодической нестационарности, влажности и числа Рейнольдса не учитывается.
На рис. П-2 для тех же решеток и тех же оптимальных условий приведены концевые потери, умноженные на l—llb, т. е. ^'коиц^/Ь, в зависимости от
Рис. П-1. Исходные кривые по коэффициенту профильных потерь £% в зависимости от расчетного теоретического числа Mi на выходе из решетки.
1 — для решетки С-90-15А; 2 — С-90-15Б; 3 — С-90-15В; 4 — С-90-15Р (при ^/^ммц-1.13); 5—Р-30-21А; 6— Р-30-21Б.
теоретического числа Мг на выходе. Далее на рис. П-З— П-6 даются поправочные коэффициенты, позволяющие найти профильные и концевые потери для других решеток и при отклонении угла входа р! (или а0) от оптимального.
На рис. П-3 для сопловых решеток типов А, Б и И, для которых на рис. П-1 и П-2 были приведены коэффициенты потерь при эффективном угле выхода ai» = = 15°, показано влияние этого угла счэ. При этом подразумевается, что иной угол а]э может быть получен или поворотом ссу (а также изменением относительного шага t) профиля в пределах, указанных в таблице, или переходом на новый профиль.
Кривые на рис. П-З построены для малых скоростей Mi t <0,5 и для сверхзвуковых скоростей Ми ^1,0 При 0,5<М<0,1 необходима интерполяция поправочного коэффициента ka*
Аналогичные кривые для рабочих решеток представлены на рис. П-4. Однако здесь за аргумент по оси абсцисс взят угол Др — 180° — (рРасч+ ргэ). характеризующий поворот потока в канале. Как исходный, когда поправочный коэффициент 1, принят угол др = 129°.
Рис. П-2. Исходные кривые по коэффициенту концевых потерь ^'конц l/b в зависимости от расчетного теоретического числа Mi на выходе из решетки (обозначения на кривых^согласно рис. 1).
Рис. П-З. Поправочный коэффициент ka к коэффициенам
потерь для сопловых решеток в зависимости от угла а1г --------поправка на коэффициент профильных потерь; --------то же на коэффициент концевых потерь; 1 — для решеток типа А; 2 — типа Б; 3 —типа И; 4— типа А, Б, И, а — для М^0,5; б — для М^1,0.
361
Зл

7/7
16,7
/я '3
90° 100° 110° 120° 130° 14-0° 150°
Рис. П-4. Поправочный коэффициент к коэффициентам потерь для рабочих решеток.
------- — для профильных потерь;-— для концевых потерь, / — для решеток типа А; 2— для решеток типа Б, И; 3— для .решеток типа А, Б, В, И; а — для Mrg^O.5; б — дляМ^ 1,0;
Др =180°— (?ГаСЧ + Р2Э).
для С-90-15, вводятся поправки /гвх согласно рис. П-5. Для рабочих решеток даны две кривые поправок на концевые потери: при расчетных углах входа [?Расч^35° и рРасч^50°.
И, наконец, по рис. П-6 можно учесть влияние толщины (Выходной кромки Дкр/о, т. е. найти, коэффициент &кр.
Таким образом коэффициент потерь энергии, полученный по данным статических исследований плоских решеток, в условиях равномерного нстурбулентного
Рис. П-5. Поправочный коэффициент kBX к коэффициентам потерь на отклонение угла входа ссо (или pi) от оптимального, указанного для конкретной решетки в таблице приложения, т. е. от (о$ас ' — ао) или(ЗуаС1—pi).
--------для профильных потерь;---------для концевых потерь; I и 3 — для сопловых решеток; 2 и 4 — для рабочих решеток; 1а — для М^^0,5; 16— для М1;^1,0; 4а — для
£]|аС 1 35’; 46 — для 3 ?аСЧ 50°.
При отклонения угла входа от расчетного а^асч и р^ясч, под которым подразумевается угол, указанный первым числом в обозначении профиля, например'аРаС1= 90°
Рис. П-6. Поправочный коэффициент &Кр к коэффициентам потерь при отклонении относительной толщины кромки Дкр от Дкр/о=0,075.
------- — для профильных потерь; Г—для сопловых решеток; 2—для рабочих решеток.
Рис. П-7. Наиболее распространенные профили, разработанные МЭИ . (в большем масштабе, профили см. вкладку).
362
Некоторые характеристики профилей МЭИ [Л. 12]
Обозначение профиля а1Э’ ?2Э’ гРад расч орагч “и h - град ^опт мопт. мопт bi, см f, см'2 Ашн- см* Кмин- см*
С-90-09А 8—11 70—120 0,72—0,85 до 0,90 6,06 3,45 0,416 0,471
С-90-12А 10—14 70—120 0,72—0,87 до 0,85 6,25 4,09 0,591 0,575
С-90-15А 13—17 70—120 0,70—0,85 до 0,85 5,15 3,3 0,36 0,45
C-90-I8A 16—20 70—120 0,70—0,80 до 0,85 4,71 2,72 0,243 0,333
С-90-22А 20—24 70—120 0,70—0,80 до 0,90 4,5 2,35 0,167 0,265
С-90-27А 24—30 70—120 0,65—0,75 до 0,90 4,5 2.03 0,116 0,195
С-90-ЗЗА 30—36 70—120 0,62—0,75 до 0,90 4,5 1,81 0,090 0,163
С-90-38А 35—42 70—120 0,60—0,73 до 0,90 4,5 1,75 0,081 0,141
С-55-15А 12—18 45—75 0,72—0,87 до 0,90 4,5 4,41 1,195 0,912
С-55-20А 17—23 45—75 0,70—0,85 до 0,90 4,15 2,15 0,273 0,275
С-45-25А 21—28 35—65 0,60—0,75 до 0,90 4,58 3,30 0,703 0,536
С-60-30А 27—34 45—85 0,52—0,70 до 0,90 3,46 1,49 0,118 0,154
С-65-20А 17—23 45—85 0,60—0,70 до 0,90 4,5 2,26 0,333 0,348
С-70-25А 22—28 55—90 0,50—0,67 до 0,90 4,6 1,89 0,242 0.235
С-90-12Б 10—14 70—120 0,72—0,87 0,85—1,15 5,66 3,31 0,388 0 420
С-90-1оБ 13—17 70—120 0,70—0,85 0,85—1,15 5,2 3,21 0,326 0,413
С-90-12Р 10—14 70—120 0,58—0.68 1,4—1,8 4,09 2,30 0,237 0,324
С-90-15Р 13—17 70—120 0,55—0.65 1,4—1,7 4 2 2,00 0, 153 0,238
Р-23-14А 12—16 20—30 0,60—0,75 до 0,95 2,59 2,44 0,43 0,39
Р-26-17А 15—19 23—35 0,60—0,70 до 0,95 2 57 2,07 0,215 0,225
Р-30-21 А 19—24 25—40 0.58—0,68 до 0,90 2,56 1,85 0,205 0,234
Р-35-25А 22—28 30—50 0,55—0,65 До 0,85 2.54 1,62 0,131 0,168
Р-46-29А 25—32 44—60 0.45—0,58 до 0,85 2,56 1,22 0,071 0,112
Р-60-33А 30—36 47—65 0,43—0,55 до 0,85 2,56 1.02 0,044 0,079
Р-60-38А 35—42 55—75 0,41—0.51 до 0,85 2,61 0,76 0,018 0,035
Р-23-14 Ак 12—16 20—30 0.60—0,75 до 0,95 2,59 2,35 0,387 0,331
Р-2б-17Ак 15—19 23—45 0,60—0,70 до 0,95 2 57 1,81 0.152 0,165
Р-27-17Б 15—19 23—45 0,57—0,65 0,8—1,15 2.54 2,06 0,296 0,296
Р-27-17Бк 15—19 23—45 0,57—0,68 0,85—1,15 2,54 1,79 0.216 0,216
Р-30'21Б 19—24 25—40 0,55—0,65 0,85—1,10 2,01 1,11 0,073 0,101
Р-35-25Б 22—28 30—50 0,55—0,65 0,85—1,10 2,52 1,51 0,126 0,159
Р-21-18Р 16—20 19—24 0,60—0,70 1,3—1,6 2,0 1,16 0,118 0,142
Р-25-22Р 20—24 23—27 0,54—0,67 1,35—1,6 2,0 0,99 0,084 0,100
потока на входе при Re>ReaBT находится следующим образом:
(^с) атлас — ^'пр^ &ах^кр +
+ (VW/») С"*С”1С”6
(ър)атлас — ^пр&д^зх^кр +
Примеры пользования обобщенными характеристиками даются в § 3-3 и 4-3.
Следует учесть, что для использования данных статических исследований плоских решеток при расчете ступеней необходимо ввести поправки, учитывающие реальные условия обтекания решеток в турбине, а именно
£с = £атлас4- (0,01 -г-0,03) ;
— £ат лас~Ь (0,03-г-0,05) .
Если выбирается неоптимальный относительный шаг т, то на величину £атлас надо ввести поправку согласно данным Атласа профилей или произвести оценку по рис. 2-19.
Влияние числа Re<ReaBT па £атлас учитывается в первом приближении по данным рис. 2-21.
Если применяется расширяющаяся сопловая решетка, то кроме кривой 4 на рис. П 1 приложения, относящейся к 1,13, имеется график на рис. 2-31. Для
профилей с изломом (типа И) представлены данные на рис. 2-29.
Некоторые характеристики нестандартных профилен, используемых при проектировании ступеней большой ве-ерности с закрученными лопатками, представлены в § 3-5.
Сугубо приближенные данные по коэффициентам скорости <р — К1 — ?с и ф = у 1 — tp, которые пригодны для предварительных расчетов ступеней, имеются на рис. 3-11.
Коэффициенты расхода приведены на рис. 3-9, «влияние на них влажности пара дается па рис. 2-42. Влияние режимных параметров на коэффициент расхода учитывается кривыми на рис. 2-32.
Углы выхода потока си и ip2 определяются по формулам (2-69) и при сверхзвуковом потоке — по (2-70).
На рис. П-7 представлены чертежи наиболее ходовых профилей. Остальные профили или берутся из атласа [Л. 12] и нормалей или вычерчиваются согласно рекомендациям гл. 2 и ;[Л. 8, 12, 14, 35]. При этом следует обращать особое внимание на точное соответствие горла О с заданным эффективным углом выхода
0i = /isinai3 и O2 = f2 sin (32э.
Примеры .влияния относительного шага t и угла установки ау (или (Зу) на эффективный угол выхода приведены на рис. 2-13. Имея чертеж профиля, не представляет никаких трудностей самостоятельно построить аналогичный график. В таблице приведены геометрические характеристики многих профилей. Пересчет этих характеристик, т. е. определение площадей и моментов инерции и сопротивления при подобном изменении размеров, не представляет труда. Для профилей, геометрические характеристики которых отсутствуют, их определение проводится согласно [Л. 13, 26]. В конструкторских бюро для этого используются ЭВМ.
363
ПРИМЕНЯЕМЫЕ В ТЕКСТЕ СОКРАЩЕННЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
ВТИ — Всесоюзный теплотехнический институт им. Ф. Э. Дзержинского;
КТЗ — Калужский турбинный завод;
ЛКЗ — Ленинградский Кировский завод;
ЛМЗ — Ленинградский металлический завод;
ЛПИ — Ленинградский политехнический институт им. М. И. Калинина;
МЭИ — Московский энергетический институт;
НЗЛ — Невский завод им. В. И. Ленина;
ОРГРЭС — Государственный трест по организации и рационализации районных электрических станций и сетей;
УТМЗ — Уральский турбомоторный завод им. К. Е. Ворошилова;
ХПИ— Харьковский политехнический институт им.
В. И. Ленина;
ХТГЗ — Харьковский турбинный завод им. С. М. Кирова;
ЦКТИ— Центральный котлотурбинный институт им. И. И. Ползунова;
AEI — английская фирма Association Electrical Industry;
ВВС — фирма в Швейцарии и ФРГ Brown, Bovery;
GE — американская фирма General Electric;
KWU — объединенная фирма ФРГ Kraftwerk Union;
ЦВД — цилиндр высокого давления;
ЦСД — цилиндр среднего .давления;
ЦНД — цилиндр низкого давления;
ЧВД — часть высокого давления;
ЧСД —часть среднего давления;
ЧНД — часть низкого давления;
РВД — ротор высокого давления;
РСД — ротор среднего давления;
РНД — ротор низкого давления.
В книге настоящего издания применена международная система единиц (СИ) согласно проекту Государственного стандарта Союза ССР 1970 года «Единицы физических величин».
За единицу давления и напряжения принимаются Па (паскаль); Па = Н/м2 и производные МПа = 106 Па = = 10 бар = '10,2 кгс/см2 и кПа = 10-2 бар — 1,02 X X Ю-2 кгс/см2;
единица измерения частоты вращения п— секунца в минус первой степени — с-1
Температура пара представлена термодинамическими температурами Цельсия в градусах Цельсия — °C и Кельвина в кельвинах •— К.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Аркадьев Б. А. Приближенный учет нестационарных осевых усилий в паровых турбинах. — «Теплоэнергетика», 1973, № 3, с. 11—14.
2. Атлас конструкций паровых и газовых турбин. Под ред. С. А. Кантора. ЛА.—Л., Госэнергоиздат, 1959. 118 с.
3. Бартлетт Р. Л. Тепловая экономичность и экономика паровых и газовых турбин. ЛА.—Л., Госэнергоиздат, 1963. 352 с.
4. Бауман Н. Я., Яковлев М. И., Свечков И. Н. Технология и производство паровых и газовых турбин. М., «Машиностроение», 1973. 464 с.
5. Бененсон Е. И., Иоффе Л. С. Теплофикационные паровые турбины. М.., «Энергия», 1976, 264 с.
6. Бушуев М. Н. Технология производства турбин. М.—Л., «Машиностроение», 1966. 416 с.
7. Веллер В. Н. Автоматическое регулирование паровых турбин. ЛА., «Энергия», 1967. 4'16 с.
8. Дейч М. Е. Техническая газодинамика. М., «Энергия», 1974. 592 с.
9. Дейч М. Е., Зарянкин А. Е. Газодинамика диффузоров и выхлопных патрубков турбомашин. ЛА., «Энергия», 1970. 384 с.
10. Дейч М. Е., Трояновский Б. М. Исследования и расчеты ступеней осевых турбин. М., «Машиностроение», 1964. 628 с.
И. Дейч М. Е., Филиппов Г. А. Газодинамика двухфазных сред. М., «Энергия», 1968. 424 с.
12. Дейч М. Е., Филиппов Г. А., Лазарев Л. Я. Атлас профилей решеток осевых турбин. ЛА., «Машиностроение», 1965. 96 с.
13. Жирицкий Г. С., Стрункин В. А. Конструкции и расчет на прочность деталей паровых и газовых турбин. ЛА., «Машиностроение», 1968. 520 с.
14. Жуковский М. И. Аэродинамический расчет потока в осевых турбомашинах. Л., «Машиностроение», 1967. 288 с.
15. Зальф Г. А., Звягинцев В. В. Тепловой расчет паровых турбин. М.—Л., «Машгиз», 1961. 290 с.
16. Иванов В. А. Стационарные и переходные режимы мощных паротурбинных установок. Л., «Энергия», 1971. 280 с.
17. Кириллов И. И. Теория турбомашин. Л., «Машиностроение», 1972. 536 с.
18. Кириллов И. И., Яблоник Р. М. Основы теории влажнопаровых турбин. Л., «Машиностроение», 1968. 264 с.
19. Костюк А. Г., Шатохин В. Ф., Иванов Н. М. Расчет пороговой мощности крупных турбоагрегатов, «Теплоэнергетика», 1974, № 3, с. 15—'19.
20. Курзон А. Г. Теория судовых паровых и газовых турбин. Л., «Судостроение», 1970. 592 с.
21. Лойцянский Л. Г. Механика жидкости и газа. М., «Наука», 1973. 904 с.
22. Маргулова Т. X. Атомные электрические станции. М., «Высшая школа», 1974. 359 с.
23. Марков Н. М. Теория и расчет турбинных ступеней. М.—Л., «Машгиз», 1963. 154 с.
24. Паровые и газовые турбины. Атлас конструкций. Л., «Машиностроение», 1970. 124 с. Авг.: А. В. Арсеньев, С. А. Кантор, А. И. Носовицкий и др.
25. Паротурбинные установки. М., НИИИНФОРМ-ТЯЖМАШ, 1970. 192 сЖ
26. Прочность паровых турбин. Под ред. Л. А. Шу-бенко-Шубина, ЛА., «Машиностроение», 1973. 456 с.
27. Рубинштейн Я. М., Щепетильников М. И. Раачет влияния изменений в тепловой схеме на экономичность электростанций. М., «Энергия», 1969. 224 с.
28. Рыжкин В. Я. Тепловые электрические станции. ЛА., «Энергия», 1967. 400 с.
29. Самойлович Г. С., Трояновский Б. М. Паровые турбины (сборник задач). ЛА., Госэнергоиздат, 1957 278 с.'
30. Самойлович Г. С., Трояновский Б. М. Переменный режим работы паровых турбин. М.—Л., Госэнергоиздат, 1955. 280 с.
31. Сироткин Я. А. Аэродинамический расчет лопаток осевых турбомашин. ЛА., «Машиностроение», 1972 448 с.
32. Степанов Г. С. Гидродинамика решеток турбомашин. М., ГИФМЛ, 1962. 512 с.
33. Траупель В. Тепловые турбомашины. М., Госэнергоиздат, 1961, т. I. 344 с., т. II, 1963. 360 с.
34. Трояновский Б. М. Турбины для атомных электростанций. М., «Энергия», 1973. 184 с.
35. Трояновский Б. М., Майорский Е. В. Последние ступени паровых турбин ЛА., НИИНФОРМТЯЖАААШ, 1970. 60 с.
36. Турбины паровые стационарные для привода электрических генераторов. ГОСТ 3618-69. Введен 6/11 1969. М„ 1969.
37. Чернышев П. С., Левин А. В. Новые паровые турбины крупной мощности ЛМЗ имени XXII съезда КПСС. — «Теплоэнергетика», 1970, № 2, с. 6—И.
38. Чернухин А. А., Флаксерман Ю. Н. Экономика энергетики СССР. ЛА.. «Энергия», 1975, 49'6 с.
39. Шерстюк А. Н. Расчет течений в элементах тур-бомашип. ЛА., «Машиностроение», 1967. 186 с.
40. Шлихтинг Г. Теория пограничного слоя. М., «Наука», 1974. 702 с.
41. Шляхин П. Н., Бершадский М. Л. Краткий справочник по паровым турбинам. ЛА., «Энергия», 1970. 261 с.
42. Шубенко-Шубин Л. А. Особенности конструкций новейших паровых турбин большой мощности. М.—Л., Госэнергоиздат, 1962. 136 с.
43. Щегляев А. В. Паровые турбины. Изд. 4-е, ЛА., «Энергия», 1967. 368 с.
44. Щегляев А. В. Основные проблемы развития паровых турбин сверхкритических параметров.—«Теплоэнергетика», 1970, № 2, с. 2—5.
45. Щегляев А. В. Некоторые вопросы эксплуатации паровых турбин. ЛА.—Л., Госэнергоиздат, 1947. 78 с.
46. Щегляев А. В., Костюк А. Г. Действие внезапной разбалансировки на ротор турбоагрегата. — «Теплоэнергетика», 1969, № 8, с. II—15.
47. Щегляев А. В., Смельницкий С. Г. Регулирование паровых турбин. М.—Л., Госэнергоиздат, 1962. 256 с.
48. Щегляев А. В., Трояновский Б. М. Перспективы развития паровых и газовых турбин. — «Энергетическое строительство», 1970, № 11/12, с. 55—66.
49. Электрификация СССР. Под ред. П. С. Непорожнего. ЛА., «Энергия», 1970. 544 с.
365
ОГЛАВЛЕНИЕ
Из предисловия к 4-му изданию................... 4
Предисловие к 5-му изданию..................... 5
Глава первая. Тепловые циклы турбинных установок............................ s
1-1. Краткий исторический обзор развития турбин .................................. 7
1-2. Типичная конструкция паровой турбины 13
11-3. Тепловой цикл турбинной установки и влияние параметров пара на абсолютный к. п. д..................................15
1-4. Комбинированная выработка тепла и электрической энергии .................. 26
1-5. Регенеративный подогрев питательной воды.....................................28
1-6. Турбинные установки атомных электростанций .................................32
1-7. Основные типы стационарных паровых турбин для привода генераторов электрического тока.............................34
Глава вторая. Течение пара в турбинных решетках....................................39
2-1. Основные уравнения движения сжимаемой жидкости.............................39
2-2. Потери энергии при реальном течении в каналах................................48
2-3. Турбинные решетки.................51
2-4. Потери энергии при обтекании турбинных решеток..................................58
2-5. Сверхзвуковое обтекание решеток ... 64
2-6. Коэффициенты расхода и углы выхода
потока из турбинных решеток .... 67
2-7. Течение влажного пара в турбинных решетках ................................ 71
Глава третья. Турбинная ступень .... 75
3-1. Преобразование энергии в осевой ступени 75
3-2. Относительный лопаточный к. п. д. . . 80
3-3. Выбор характеристик и расчет ступени . 82
3-4. Расчет ступени с учетом изменения параметров потока по радиусу.................89
3-5. Проектирование ступеней большой веер-
ности и профилирование для них лопаток 95
3-6. Ступени скорости......................105
3-7. Радиальные и радиально-осевые ступени НО
Глава четвертая. Относительный внутренний к п. д. ступени............................И2
4-1. Потери трения диска.....................П2
4-2. Парциальный подвод пара и связанное с ним снижение к. п. д.....................114
4-3. Пример расчета двухвенечной ступени скорости.........................., . . 118
4-4. Потери от утечек в ступени . . . . 122
4-5. Влияние влажности пара на к. п. д. ступени ......................................129
4-6. Примеры конструктивного выполнения ступеней и лопаток ...... 133
Глава пятая. Многоступенчатые паровые турбины .... 148
5-1. Рабочий процесс многоступенчатой паровой турбины................................148
5-2. Коэффициент возврата тепла . . . . 15-1
5-3. Эрозия рабочих лопаток и способы вла-гоудаления в проточной части турбины . 154
5-4. Концевые уплотнения турбин . . . . 158
5-5. Клапаны и выходные патрубки . . . 162
5-6 Осевые усилия и способы их уравновешивания ...................................168
Глава шестая. Выбор конструкции и расчет многоступенчатых турбин.......................172
6-1. Основы выбора конструкции многоступенчатых турбин............................172
6-2. Предельная мощность однопоточной турбипы и выбор размеров последней ступени ......................................177
6-3. Распределение теплоперепадов между ступенями турбины..........................184
6-4 Приближенная оценка к. п. д. турбоагрегата и отдельных отсеков проточной части турбины.................................. 190
6-5. Выбор частоты вращения, числа валов и цилиндров турбины..................... . 1-93
6-6. Пример теплового расчета многоступенчатой конденсационной турбины . . . 199
Глава седьмая. Работа турбины при переменном режиме............................211
7J1. Степень реакции турбинной ступени и расход пара через ступень . . . . 211
7-2. Коэффициент полезного действия ступени при изменении режима ее работы . . 220
356
7-3. Детальный расчет переменного режима работы ступени...........................224
7-4. Последние ступени конденсационных турбин при изменении объемного пропуска пара.....................................226
7-5. Распределение давлений и теплоперепа-дов в ступенях турбины при изменении режима работы . ..................231
7-6. Тепловой процесс турбины при переменном арспуске пара з различных системах дарорасг.рсделенкя.......................236
7-7. Выбор системы парораспределения . 247
7-8. Регулирование мощности турбины спосо-
бом скользящего давления .... 251
Глава восьмая. Влияние изменений параметров пара на мощность турбины . . . 254
8-1. Отклонение начального давления пара . 255
8-2. Изменение температуры свежего пара и
промежуточного перегрева .... 257
8-3. Влияние давления отработавшего пара
на мощность турбины......................258
8-4. Осевые усилия турбины при переменном режиме...................................262
Глава девятая. Конструкции конденсационных паровых турбин ............................ 263
9-1. Некоторые общие принципы конструирования турбин............................ 263
9-2. Конструкции турбин, изготавливаемых заводами СССР...........................273
9-3. Конструкции турбин зарубежных фирм . 294
9-4. Конструкции турбин атомных электростанций ................................300
Глава десятая. Турбины для комбинированной выработки тепла и электрической энергии 310
10-1. Турбины с противодавлением .... 310
10-2. Турбины с промежуточным регулируемым
отбором пара........................312
10-3. Пример расчета и построения диаграммы
режимов турбины с одним регулируемым отбором пара.............................319
10-4. Турбины с двумя регулируемыми отборами пара................................325
Ю-5. Турбины с двухступенчатым отопительным отбором пара.........................329
Глава одиннадцатая. Конструкции турбин с противодавлением и турбин с отборами пара 333,-
11-1. Турбины с противодавлением . . . 333
11-2. Турбины с регулируемыми отборами пара 338 11-3. Турбины, предназначенные для работы
при переменной частоте вращения . . . 349
Приложение. Профили и обобщенные характеристики турбинных решеток................361
Список литературы ............................. 365
ПЕРЕЧЕНЬ ИЛЛЮСТРАЦИЙ, ПОМЕЩЕННЫХ НА ВКЛАДКАХ (4 ВКЛАДКИ)
Рис. 1-4. Продольный разрез конденсационной турбины мощностью 50 МВт, рассчитанной на начальное давление пара 8,8 МПа (90 кгс/см2) и начальную температуру 535°С (К-50-90 ЛМЗ).
Рис. 9-8. Конденсационная турбина ЛМЗ К-100-90.
Рис. 9-9. Конденсационная турбина ЛМЗ К-200-130.
Рис. 9-11. Конденсационная турбина ЛМЗ 300-240.
Рис. 9-14. Двухвальная турбина ЛМЗ К-800-240-1.
Рис. 9-115. Одновальная на п=50 с-1 турбина ЛМЗ К-800-240-3.
Рис. 9-16. Конденсационная турбина ЛМЗ К-500-166.
Рис. 9-18. Конденсационная турбина ХТГЗ К-460-130.
Рис. 9-19. Конденсационная турбина ХТГЗ К-300-240.
Рис. 11-3. Турбина с противодавлением УТМЗ Р-100-130/15.
Рис. 11-5. Турбина с производственным отбором пара КТЗ П-1,5-35/5.
Рис. 11-6. Турбина с отопительным отбором пара УТМЗ Т-25-90.
Рис. 11-7. Турбина с двухступенчатым отопительным отбором пара УТМЗ Т-50-130.
Рис. 11-8. Турбина с двухступенчатым отопительным отбором пара УТМЗ Т-100-130д Рис. 11-11. Турбина со ступенчатым отопительным отбором пара УТМЗ на .сверхкритические параметры пара с промежуточным перегревом Т-250/300-240.
Рис. 11-12. Турбина с производственным и отопительным отборами пара УТМЗ ПТ-25-90/10.
Рис. 11-14. Турбина с производственным и отопительным отборами пара ЛМЗ ПТ-60-130/13.
Рис. 11-16. Турбина с производственным отбором пара и противодавлением УТМЗ; ПР-25-90/10/0,9.
Рис. П-7. Характерные профили сопловых и рабочих лопаток.
АНДРЕЙ ВЛАДИМИРОВИЧ ЩЕГЛЯЕВ
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
Редактор А. Е. Булкин
Редактор издательства А. А. Кузнецов
Переплет художника Н. А. Князькова Технический редактор Г Г. Самсонова Корректор О. И. Т р у ш л я
Сдано в набор 27/VIII 1975 г. Подписано к печати 19/11 1973 г. Т-04468 Формат 84xl08*/ie Бумага типографская № 2 Усл. печ. л. 38,64+4 вкл. Уч.-изд. л, 48,3 Тираж 20 003 экз. Зак. 326 Цена 1 р. 99 к.
Издательство «Энергия», Москва, М-114, Шлюзовая наб 10
Московская типография № 10 Союзполиграфпрома при Государственном комитете Совета Министров СССР по делам издательств, полиграфии и книжной торговли. Москва, М-114, Шлюзовая наб., 10.