Тема №4. КПД осевой ступени турбомашины.

Тема №4. КПД осевой ступени турбомашины.

Классификация потерь в ступенях турбомашин

При обтекании турбинной решетки потоком пара возникают потери энергии, которые разделяют на две группы:

1. Профильные потери - возникают при обтекании решетки, имеющей бесконечную длину лопаток. Связаны с явлениями на поверхности профиля лопатки и не зависят от радиального размера лопатки.

2. Концевые потери – возникают у корня и вершины направляющих и рабочих лопаток.

4.2. Профильные потери.
В потоке вязкого пара разделяются две характерные области:

- ядро потока(1) – основная часть, где пар можно рассматривать как идеальный газ.

- пограничный слой(2) – тонкий слой пара, примыкающий к поверхности профиля, в котором действуют силы вязкости.

Потеря энергии от трения в пограничном слое характеризуется коэффициентом и существенно зависит от характера течения в пограничном слое.

Второй составной частью профильных потерь являются вихревые потери за выходной кромкой.

Стекающий с профиля пограничный слой за выходной кромкой взаимодействует с потоком, в результате чего наблюдается неоднородное поле скоростей, давление и углов.

Вихревую кромочную область называют аэродинамическим следом.

Величина кромочных потерь, определяемых коэффициентом , зависит от толщины выходных кромок.

В зоне диффузорного участка ( т.е. там, где ↑ р и ↓ с ) на выпуклой поверхности профиля в районе косого среза происходит набухание пограничного слоя и резкая турбулизация потока.

В этой области происходит отрыв пограничного слоя и обратное течение частичек жидкости из области высокого р в область низкого р. Это приводит к дополнительным потерям, характеризуемым коэффициентом??.

Кроме того, возникают потери, связанные с образованием скачков уплотнения, возникающие в случае сверхзвукового обтекания турбинной решетки. Явление возникновения скачков уплотнения в потоке называют волновым кризисом, а потери, вызванные этим явлением – волновыми. Они характеризуются коэффициентом . Таким образом, профильные потери, характеризуемые коэффициентом складываются из:

Концевые потери

Турбинные лопатки имеют конечные размеры. Явления, возникающие у концов лопаток при обтекании турбинной решетки, вызывают потери, которые называют концевыми.

При обтекании паром профиля лопатки, давление на вогнутой части профиля значительно выше, чем на стенке. Благодаря повышенному давлению, пограничный слой перетекает по торцовым стенкам, ограничивающим канал к стенке соседней лопатки.

В общем случае концевые потери энергии, характеризуемые коэффициентом , складываются из:

- потери от перетекания рабочей жидкости через радиальный зазор и трения на торцовой поверхности лопатки.

Потери, учитываемые КПД турбинной ступени.

Кроме потерь Энергии парового потока в направляющих и рабочих каналах (профильных и концевых) в турбинной ступени, имеет место ряд потерь, обусловленных её конструкцией и снимающих мощность ступени.

К ним относятся:

- потери с выходной скоростью из ступени

+ потери от влажного пара

+ потери от терния дисков и бандажа о пар

+ потери от частичного впуска пара

+ потери от утечек через осевые и радиальные зазоры

- потери от связующей проволоки

- потери от нестационарности потока в ступени

Профильные и концевые потери в направляющих и рабочих каналах обозначим и соответственно.

Перечисленные потери относятся к внутренним

Потери , , и имеют место в любой турбинной ступени, не зависимо от и конструкции. КПД, учитывающий эти потери, называется КПД на окружности турбинной ступени.

Все внутренние потери учитываются внутренним КПД ступени.

Внутренний КПД ступени

Потери на трение диска о пар.

Затраты мощности на трение диска о пар

Трение диска бандажа о пар учитывается коэффициентами и .

Потери от влажности пара.

Возникают в результате:

- переохлаждения пара и появления скачков конденсации;

- затраты энергии на разгон капель;

- тормозящего действия капель при ударе их о спину лопатки;

- изменения скорости потока и его завихрений;

- уменьшения массы пара, производящий полезную работу;

- перераспределение давления по ступеням и др.

1% содержания влаги в паре снижает КПД на окружности в пределах 1-1, 1%

- степень сухости пара.

=1, 0-1, 1- опытный коэффициент

Неучтенные потери.

- потери от нестационарности потока.

- потери от износа деталей проточной части.

- потери, связанные с отступлением геометрических размеров проточной части по сравнению с проектными.

Внутренний КПД ступени

- потери, учитываемые КПД на окружности

- сумма внутренних потерь

C учетом выходной скорости:

Маркировка турбин

К – конденсационная

Р – турбина с противодавлением

П – конденсационная с регулируемым производственным отбором пара при

Т – конденсационная с регулируемым теплофикационным отбором пара при

ПТ – конденсационная с промышленным и теплофикационным регулируемым

отборами пара.

ПР – турбина с противодавлением и промышленным отбором пара.

· Первое число за буквенным обозначением – номинальная мощность [МВт]

· Следующее число – номинальное давление пара перед турбиной [кгс/ ]

· Для турбин с промышленным регулируемым отбором и противодавлением через дробь указывается давление пара перед турбиной, в отборе и противодавление[кгс/ ]

· Последняя цифра (если есть) – номер заводской модификации.

· Для турбин АЭС часто через дробь после номинального давления указывается частота вращения.

Конденсационные турбины Харьковского турбинного завода имени С.М. Кирова.

К – 220 – 44

К – 500 – 65/3000

К – 500 – 60/1500

Для К – 500 – 65/3000 применяется многоцилиндровая компоновка.

6.5. Осевые усилия на ротор турбины

Возникают от:

- разности статических давлений пара перед рабочими лопатками и за ними;

- разности статических давлений пара на выступающие части ротора;

- динамического воздействия парового потока на рабочие лопатки.

Воспринимаются упорным подшипником. Для того, чтобы исключить перегрузку упорного подшипника и не делать его упорную поверхность чрезмерно большой, необходимо соответствующим образом сбалансировать осевое усиление за счет разгрузочных устройств.

6.5.1. Барабанный ротор (цельнокованый ротор) активно-реактивной турбины.

Статическое усилие пара на рабочие лопатки, обусловленное наличием реактивности, вызывается разностью давлений пара перед рабочими лопатками и за ними, т.е.

Эта разность давлений создает осевое усилие на рабочий венец

- средний диаметр к -ой ступени

- высота лопатки к -ой ступени

Осевое усилие от статической разности давлений:

Аналогично найдем осевое усилие от динамического воздействия парового потока на рабочие лопатки:

Полное осевое усилие, действующее на лопатки, будет равно

Самым радикальным способом разгрузки от осевых усилий является применение двухпоточной конструкции.

Осевое усилие внутри цилиндра уменьшают с помощью установки разгрузочного диска («думмиса»)

Так как пар в турбине (см. рис. 1) протекает слева направо, то суммарное осевое усилие будет тоже действовать слева направо.

Наружный диаметр думмиса равен , а диаметр вала равен . При этом .

В связи с этим на венец первой ступени будут действовать силы, как на рис.2:

- На кольцевой участок венца, расположенный вне радиуса думмиса, действует сила , вызванная разность давлений и и направленная слева направо.

- На кольцевую площадь действует также сила , создавая силу разгрузки, направленную справа налево.

Чем больше разность диаметров и , тем больше сила разгрузки

Слева на думмис действует сила

действует слева направо и компенсирует силу разгрузки . Поэтому камеру думмиса А связывают трубопроводом с камерой отбора или выхлопным патрубком, где давление значительно ниже, чем в первой ступени.

Таким образом сила разгрузки результирующая:

А суммарное осевое усилие, воспринимаемое упорным подшипником

При расчете турбины, работающей на номинальном режиме, разгрузочный диск (думмис) проектируют так, чтобы

6.6. Компоновка многоступенчатой паровой турбины. Принципиальные схемы паротурбинных установок.

Современные паровые турбины выполняют не только многоступенчатыми, но и многоцилиндровыми. Такое выполнение турбины вызвано стремлением увеличить мощность турбины при сохранении экономичности.

Увеличение единичной мощности агрегата приводит к большим выгодам. Удельная стоимость агрегата с ростом самой мощности уменьшается, т.к. массо-габаритные показатели растут непропорционально мощности.

Например: К – 200 – 130, N=200МВт, l=2, 5м; m=560т.

К – 1200 – 240, N=1200МВт, l=70м, m=1900т.

Принципиально можно выполнить турбину с любым расходом пара и, следовательно, любой мощности. Важно, чтобы эта турбина была экономичной, что достигается при малой потере с выходной скоростью. Это значит, что площадь для выхода пара должна быть достаточно большой.

Так как с другой стороны , где d –диаметр последней ступени, - длина последней лопатки. То увеличения площади выхода пара можно добиться, если увеличивать:

- диаметр ступени

- длину лопатки

- и то, и другое

Это приводит к тому, что центробежные усилия в лопатке растут и приближаются к тому опасному пределу, при котором может произойти её обрыв.

При заданной частоте вращения машины прочность лопаток последней ступени однозначно определяет площадь для выхода пара.

Введение регенерации повышает мощность однопоточной турбины, так как имеется возможность увеличить расход пара через ступени, предшествующие отбору на регенерацию, на величину самого отбора. А расход пара через последнюю ступень сохраняется.

Дальнейшее увеличение мощности турбины возможно при выполнении многоцилиндровой конструкции:

- ЦВД – цилиндр высокого давления, в котором пар расширяется до 20 40 кгс/

(2 ) и направляется на промежуточный перегрев.

- ЦСД – цилиндр среднего давления, где пар расширяется до 2

(0, 2 )

- ЦНД – цилиндр низкого давления.

Количество ЦНД определяется мощностью, давления в конденсаторе и назначением турбины.

К – 500 – 65/3000

Размеры последних ступеней варьируются в пределах:

При

Существенное увеличение мощности достигается за счет снижения частоты вращения турбины, т.к. центробежные силы пропорциональны квадрату частоты вращения, то переход с n=3000 об/мин на n=1500 об/мин позволит увеличить в 4 раза.

Для турбин АЭС, работающих на насыщенном паре, теплоперепад значительно меньше, чем для турбин обычного типа из-за пониженных начальных параметров пара. Поэтому для получения одной и той же мощности турбины насыщенного пара требуется значительно больший его расход. Это приводит к увеличению высот лопаток в первых ступенях и, следовательно к переходу на пониженную частоту вращения.

Принципиальная схема ПТУ см. рис. 13 на стр.47 «Расчет проточной части паровых турбин» В. Гольба, В. Белозеров

БОУ – блочная обессоливающая установка

ЭУ – эжектор уплотнений

ЭО – эжектор основной

ПП – промперегреватель

Д – деаэратор

Тема №4. КПД осевой ступени турбомашины.

12 3 4 Следующая ⇒