Глава 3. Потери энергии. Кпд ступени

1. КЛАССИФИКАЦИЯ ПОТЕРЬ

Потери энергии в турбине обычно разделяются на две группы. К' первой группе относятся так называемые внутренние потери, которые .влияют на состояние пара при его расширении внутри турбины. Эти потери обусловлены главным образом преобразованием части кинетической энергии пара в теплоту, что вызывает повышение его энтальпии.

Внутренние потери турбины включают потери кинетической¹ энергии в стопорном и регулирующих клапанах, в каналах сопловых и рабочих лопаток, с выходной скоростью, на трение диска рабочего колеса, от парциального впуска пара, через внутренние зазоры ступени, от влажности пара и в выходном патрубке. Перечисленные потери определяют величину относительного внутреннего КПД турбины Т]_ы. Внутренние потери, без учета потерь энергии в клапанах и выходном

патрубке, характеризуют относительный внутренний КПД проточной части турбины 7У_ы.

Ко второй группе потерь относятся внешние потери. Они не влияют на параметры пара при его расширении в турбине и поэтому называются внешними потерями.

Внешние потери включают механические потери и потери от утечек пара через концевые уплотнения вала. Механические потери характеризуются механическим КПД 7)_м .

Внутренние потери энергии являются основными потерями турбины. '

2. ПОТЕРИ В КЛАПАНАХ И ВЫХОДНОМ ПАТРУБКЕ

2. Г. Потери в клапанах

Поступающий в турбину пар проходит через запорные и регули­рующие органы: стопорный и регулирующие клапаны. Эти клапаны, установленные перед турбиной, являются ее составными конструктив­ными узлами. Таким образом, состояние свежего пара перед турбиной с давлением Р₀, температурой t₀ и энтальпией h₀ характеризуется его состоянием перед стопорным клапаном.

При протекании через клапан скорость пара, обычно лежит в пределах 50-100 м/с и доходит до 150 м/с. Значительная часть кинети­ческой энергии пара при прохождении через клапан теряется. При ' этом энтальпия пара до и после клапана принимается неизменяющей- ся (h = const).

кинетической энергии

Рис. 3.1. Регулирующий клапан с коническим диффузором

Для частичного повышения давления за счет уменьшения пара конструкция клапана обычно предусматривает конический диффузор (рис. 3.1). Применение диффузора позволяет увеличить скорость в минимальном сечении клапана до 150 м/с и тем самым уменьшить его поперечные размеры.

Процесс протекания пара в системе клапан-диффузор в h-S диаграмме условно можно изобразить следующей схемой (рис.3.2).

Пусть на входе в клапан параметры пара Р₀ и t₀ (точка 0); давление Р), устанавливается в минимальном сечении с диаметром dj, где средняя теоретическая скорость:

г ^G'^v"

¹¹ n-d[! 4'

зз

Пренебрегая потерями от входа в клапан до этого сечения, можно принять, что точка 1₁ - характеризует параметры пара в конце изоэнтропного расширения.

В диффузоре происходит восстановление давления до Р₀, сопровождаемое потерями кинетической энергии ho = / 2 , в связи с чем состояние пара за диффузором определяется не точкой 2_t, а точкой 2. Если восстановление давления характеризуется увеличением энтальпии на 2 , то потери в диффузоре на Ah_d — £_д ■ C\_t /2. На выходе из диффузора скорость пара равна Со и с учетом полной потери энергии A h_e=C²₀/2 = {_ec-Cl_t/2 состояние пара на входе в сопловую решетку регулирующей ступени отвечает точке (У с параметрами Pq и ho.

Потеря давления в клапанной системе оценивается по формуле:

С‘ ^ 1

АР -Р - Р' - Е

^1Л1 к Но ¹ О Ьк

2 • V_n

Рис. 3.2. Процесс протекания папа в клапанной системе

(3.1)

в тепловых единицах она будет

с] ;

равна: Ah = <5 ——. Значение 2

коэффициента. потерь - д_к зависит от конструкции клапанной системы и обычно составляет 0,4-0,8.

При предварительных расчетах' турбин потери давления от дросселирования при ‘ полностью открытых клапанах (от состояния пара перед стопорным клапаном до входа в регулирующую ступень) рекомендуется принимать в пределах ;

лр.=р„-К=т*ш>Щ

Меньшие значения АР_к обычно назначаются при больших мощностях турбины. Кроме стопорного и регулирующих клапанов на входе в турбину, на паропроводе после промежуточного перегревателя устанавливаются

отсечной и регулирующий клапаны. В турбинах для комбинированной выработки тепла и электрической энергии каждый регулируемый отбор пара обеспечивается соответствующими регулирующими органами - клапаном или поворотной диафрагмой.

Во время работы турбины регулирующие клапаны и поворотные диафрагмы могут быть открыты полностью или частично. Стопорные и отсечные клапаны обычно находятся только в двух положениях - они или закрыты или полностью открыты.

3-.2.2. Потери в выходном патрубке

На'экономичность турбины, особенно конденсационного типа, значительное влияние оказывает конструкция выходного патрубка. Это связано с тем, что из последней ступени конденсационной турбины пар выходит с большой скоростью С2 =200-300 м/с. Потеря с выходной скоростью в этом случае составляет А/г_в =20-45 кДж/кг и может в некоторых турбинах доходить до Е,_в — Ah_e /Н₀= 0,04. Поэтому как частичное восстановление давления в патрубке, так и дополнительная потеря давления в нем могут весьма существенно ска­зываться на экономичности турбины. - . i

Включение в выходной патрубок диффузорного участка для частичного восстановления давления даже для турбин конденсационного типа не всегда целесообразно из-за увеличения осевых размеров патрубка и металлоемкости турбины. В противодавленческих турбинах скорость пара С2 за последней ступенью, как правило, меньше, чем в конденсационных турбинах и обычно восстановление давления не предусматривается. Поэтому давление пара P_z за последней ступенью чаще всего больше давления отработавшего пара Р_к за выходным патрубком.

Потеря давления в выходном патрубке может быть оценена по следующей эмпирической формуле:

Ар -р -Р

^ П ¹ Z ¹ к

100

(с V Л\ — \ -р_к.

где X = 0,07 - 0,10 - опытный коэффициент.

Скорость пара за выходным патрубком принимается С_п = 40-60 м/с для противодавленческих турбин и Сд = 100-120 м/с для турбин конденсационного типа. Значительные по величине скорости Сд, при­нимаемые для конденсационных турбин, обусловлены необходимостью получения приемлемого сечения выходного патрубка из-за существенно больших удельных объемов пара V_n по

3. сравнению с противодавленческими турбинами. Это вытекает из

   уравнения неразрывности G-V_n=F_n-C_n, написанного для

   рассматриваемого сечения патрубка.

   ho

   

   h

   АН,

   к

   

   В h-S диаграмме потери давления в клапанах АР и

   выходном патрубке /1Р откладываются по перпенди­кулярам от изобар Р_д и Р

   и таким образом находятся давления пара перед

   регулирующей ступенью Рд

   и за последней ступенью Р_z

   перед

   ,/

   Р_к (рис. 3.3). В тепловых едини- >_п чах потери в клапанах и вы­ходном патрубке выражаются разностью энтальпий:

   

   С учетом потерь АН_к

   Рис. j.3. Потери в клапанах и и АН_п располагаемый выходном патрубке в h-S диаграмме теплоперепад проточной

   части турбины:

   H_c=H_e~(AH_K+AH_n) = h,-h_zr

   Этот теплоперепад при расчете турбины распределяется по ее

   ступеням.

   ПОТЕРИ В СОПЛАХ, НА РАБОЧИХ ЛОПАТКАХ И С ВЫХОДНОЙ СКОРОСТЬЮ

Потери в соплах, на рабочих лопатках и с выходной скоростью составляют группу потерь, которые определяют эффективность (качество) работы лопаточных аппаратов ступени. Эти потери характеризуются относительным лопаточным КПД Г]₀

1. Потери в соплах

Потери кинетической энергии в каналах сопловых лопаток в основном зависят от ударного воздействия пара при входе на лопатки, трения частиц пара о поверхности лопаток и относительно друг друга,

поворота потока из-за изогнутости профилей, увеличения толщины пограничного слоя на поверхности каналов в направлении движения пара, вихревых течений в кромочном следе и концевых явлений у торцевых стенок (на ограничивающих поверхностях статора и ротора турбины). Эти потери приводят к тому, что на выходе из каналов сопловых решеток действительная скорость пара С\ становится меньше теоретической скорости Сц. Снижение скорости С/ по отношению к С и учитывается коэффициентом скорости ф— Сj /СЦ.

В соответствии с опытами коэффициент ф в основном зависит от геометрии сопловых лопаток (длины, толщины входных и выходных^ 'кромок профилей и их изогнутости, протяженности канала), состояния поверхности лопаток и скорости пара.

В зависимости от качества поверхности каналов при расчете турбинных ступеней принимается: ф — 0,92+0,94 для грубо отлитых сопел, ф — 0,95+0,96 для тщательно отлитых сопел и ф = 0,96+0,975 для фрезерованных сопел.

Большое влияние на коэффициент ф оказывает длина сопловой лопатки, с уменьшением которой величина ф снижается. Это видно на рис. 3.4, на котором-приводится опытная зависимость ф от длины сопловых лопаток £ _t при примерно одинаковом состоянии их

Рис.3.4. Зависимость коэффициента принимать длину сопло-

скорости ф от длины сопловой лопатки £j ^{вои лопатки не} менее

10 мм.

В расширяющихся соплах (соплах Лаваля), при противодавлениях выше расчетного, возможно появление скачков уплотнения и, как следствие этого, дополнительных потерь энергии, связанных с волновыми сопротивлениями. В этом случае коэффициент ф принимается несколько ниже рекомендованных значений. Заметим также, что если расширение пара продолжается за пределами косого среза сопла, то эквивалентная этому расширению кинетическая энергия полностью теряется.

поверхностей. Особенно заметное снижение ф и, следовательно, увеличе­ние потерь в каналах сопловых лопаток, начи­нается с длины I j = 50 мм. В этой связи при про­ектировании турбинных -ступеней рекомендуется

2. Потери на рабочих лопатках

Потери кинетической энергии на рабочих лопатках учитываются коэффициентом скорости y/ = W₂/W_2t. Физическая сторона этих потерь аналогична потерям в каналах сопловых решеток.

Для оценки потерь на рабочих лопатках активных ступеней можно пользоваться опытными кривыми (рис. 3.5). Здесь изменение уу дано в зависимости от длины лопатки £₂ и угла поворота потока в решетке А/3 — 180° —((3, + (3₂ ) .В соответствии с этими кривыми при данном значении £ ₂ с увеличением А[3 коэффициент у/ умень­шается; при постоянном угле поворота Af3 наиболее интенсивное снижение у/ начинается с £ ₂~ 50 мм. Во избежание больших потерь при малых длинах рабочих лопаток рекомендуется принимать £ ₂ не менее 12мм.

С увеличением степени реакции р коэффициент скорости

Рис.3,5,'Зависимость коэффициента скорости ц/ от длины сопловой лопатки £ ₂ и .угла поворота потока для активной ступени

возрастает. Это обусловлено в

основном тем, что каналы. рабочих лопаток в этом случае выполняются конфузорными. , и течение пара в них становится ускорен­ным. В результате это Ро уменьшается толщина погранич­ного слоя и связанные с ним потери энергии.

Поэтому, ориентируясь на кривые рис. 3.5, коэффициент у/ для ступеней с умеренной степенью реакции р = 0,06 - 0,12 принимается на 1,5 - 1,0 % выше, чем для активных ступеней. Для реактивных ступеней {р= 0,4 - 0,6) величина у/ достигает 0,96-0,97. Потери энергии на рабочих лопатках во многом зависят от правильно выбранного соотношения между основными геометрическими параметрами решетки профилей. В частности, для уменьшения потерь рекомендуется шаг решетки t_p увязывать с внутренним радиусом кривизны профиля Г и углами (3_1Г и (3_2Г по формуле:

‘_f = . „ ^Г . „ ■ (3.2)

sin р_]Г + sin р_2Г

3. Потери с выходной скоростью

Для рассматриваемой ступени, абсолютная скорость С2, с которой пар выходит из рабочих лопаток, характеризует потерю с выходной скоростью АИ_д ~ С\ / 2. В многоступенчатой турбине эта энергия может быть полностью или частично использована в последующей ступени. Для этого необходимо, чтобы осевой зазор 8 ,

между предыдущей и последующей ступенями был небольшим для обеспечения безударного входа пара.

При снижении мощности конденсационной турбины потери с выходной скоростью возрастают на ступенях в части низкого

Рис.3.6. Выходные треугольники скоростей ступени:

7 -на расчетном режиме; - на

режиме сниженной мощности

1

давления. Это связано с уменьшением теплоперепадов, особенно на 2-3 последних ступенях. В этом случае скорость пара Cj заметно отклоняется от направления . оптимального (безударного) обтекания, соответствующего расчетному режиму (рис.3.6), что приводит к частичной или полной потере на ударкинетической энергии С\² / 2.

Энергия выходной скорости полностью теряется при больших осевых- зазорах 8 между двумя смежными ступенями. Это означает, что независимо от режима работы турбины она полностью теряется за регулирующей ступенью, за ступенями перед камерами регулируемых и регенеративных отборов пара, при резком увеличении диаметра проточной части турбины и за рабочими лопатками последней ступени.

Потери энергии с выходной скоростью Ah_t повышают энтальпию пара за ступенью и на h-S диаграмме обычно откладываются после потерь А/?_си Ah или после всех остальных

внутренних потерь, если энергия выходной скорости используется в последующей ступени.

Для последних ступеней конденсационных турбин малой и средней мощности, работающих при сравнительно неглубоких

вакуумах, потери с выходной скоростью Ah_B обычно составляют

1-2 % от располагаемого теплоперепада Но; в конденсационных турбинах большой мощности они достигают 3-4 %.

4. ПОТЕРИ НА ТРЕНИЕ ДИСКА И ОТ ПАРЦИАЛЬНОСТИ

   1. Потери на трение диска о пар имеют значение для турбин ак­тивного типа с дисковой конструкцией ротора. В реактивных турбинах с барабанной конструкцией ротора потери от трения настолько малы, что ими обычно пренебрегают.

      При вращении диска рабочего колеса заполняющий камеру пар также приводится во вращение вокруг оси турбины. Кроме этого, пар •приобретает вихревые движения в меридиональной плоскости: под действием центробежных сил частицы пара движутся от центра к периферии вблизи диска и от периферии к центру вблизи неподвижной поверхности диафрагмы. На поддержание этого движения затрачивается энергия, характеризующая потери на трение торцевых поверхностей диска Ah_m(). Относительная.величина этих

      потерь оценивается по формуле:

      4т*

      Ah,

      'т.д _

      К

      т.д

      

      (3.3)

      Потери на трение диска

где К_т - коэффициент трения; d - средний диаметр ступени; Fi - выходная площадь сопловой решетки и Хф - отношение скоростей.

Коэффициент трения К_{т д} зависит главным образом от числа

' п ^и’^г я

Рейнольдса Ке ■ = , режима течения в осевом зазоре О _д между

V

поверхностями диска и - диафрагмы, относительного зазора S_d=S_d!r и шероховатости поверхности диска. В зоне обычных для паровых турбин чисел Re_M и зазоров 8_д коэффициент К_тд= (0,454), 80)10-³.

Относительные потери на трение о пар свободных цилиндричес­ких поверхностей на ободе диска и наружной поверхности лопаточно­го бандажа определяются по приближенным зависимостям, аналогич­ным формуле (3.3):

где Y.B - суммарная длина свободных цилиндрических поверхностей диска; d₆ - диаметр бандажа; Т.в_б - осевая ширина бандажа (для двухвенечного диска суммируется ширина двух бандажей). Коэф­фициенты трения принимаются равными К_тп~М0‘³ и К_т6= 2-10"³. Суммарные относительные потери на трение диска:

‘у 111 ~~ ^т.д ^т.п ^т.6 •

Нередко потери <^_тп и ^_тб ввиду относительной малости не рассчитываются.

Абсолютное значение потери на трение диска:

лл„=£.А*-

2. Потери от парциальное™

Потери от парциальное™ имеют место только-в турбинных сту­пенях, у которых пар подводится к рабочим лопаткам не по всей ок­ружности, а лишь на ее части. Такие ступени называются парциаль­ными. Парциальный подвод пара в основном обусловлен малыми длинами лопаток ступени. Он характерен также для регулирующих ступеней.

Отношение длины дуги, занятой соплами, к длине окружности на среднем диаметре ступени называется степенью парциальное™

z,-t_c

е - ——f, (3.6)

к-а

где Z_c- число сопел; t _с- шаг сопловой решетки по окружности среднего диаметра d.

В парциальных ступенях динамические усилия, действующие на рабочие лопатки, значительно больше (примерно в два раза), чем при полном подводе пара (6=1). Это приводит к увеличению хорды про­филей рабочих лопаток в_р, снижению их относительной длины

и

ir __ тг

bm.n /«

Г _ 1У* Ьщ.б ^1У>~т.б

d Y.B

ъ

d₆ -ЦВ_Ё

К

х.

■ х,

(3.4)

(3.5)

1₂

—, следовательно, к повышению концевых потерь на рабочих лопатках.

Потери энергии от парциальности Ah_n включают потери на вентиляцию Ah_em и потери на концах дуг сопловых сегментов Ah_c (потери на выколачивание).

При парциальном подводе пара (е<1) каналы рабочей решетки при вращении диска то заполняются паром, поступающим из сопел (на" рабочем участке в), то выходят из зоны его действия (на не­рабочей дуге 1-е). При этом на участке Нерабочее колесо, перемещая пар, заполняющий его каналы, работает как вентилятор. Кинетическая энергия этого пара из-за трения и вихреобразования теряется и составляет основную часть потери на вентиляцию.

Относительная потеря на вентиляцию оценивается по эмпирической формуле:

(3.7)

где К_вт=0,065 - опытный коэффициент; т - число венцов в ступени.

Согласно опытам, значительное снижение потери на вентиляцию достигается, если на участке l-в рабочие лопатки закрыть защитным кожухом (рис. 3.7). В этом случае лопатки взаимодействуют с небольшой массой пара, заполняющей жожух, и затрата энергии на ее вращение уменьшается.

При наличии защитного кожуха, занимающего долю окружности е , потери на вентиляцию:

Потери на концах дуг сопловых сегментов возникают в силу необходимости удалять (выколачивать) застойный’ пар из каналов

Рис.3.7. Защитный кожух для уменьшения вентиляционных потерь

рабочих решеток, когда они при

вращении подходят к сопловым сегментам. На • ускорение застойного пара расходуется

П 5 часть энергии активного пара,

5 3.8-4.8 вытекающего из сопел. Кроме

того, выходящий из сопловой решетки активный пар вызывает неравномерность потока в

гтгте крайних каналах рабочей решетки

ДЛЯ

из-за смешения его с застойным паром. Это также приводит к потери части энергии активного пара.

&h_c._c _ B₂-l₂+ 0,6 • В₂ • l₂

К

■^хФ^-в₀._л

(3.9)

Для оценки потерь, возникающих на концах дуг подвода пара, используется полуэмпирическая формула:

где К = 0,25 - опытный коэффициент; В₂ и Bl - ширина первого и второго ряда рабочих решеток двухвенечной ступени; /₂ и 1₂ длина первого и второго ряда рабочих лопаток; число пар концов сопловых сегментов (число групп сопел); F = П ■ d • /, • е • sin а, - выходная.площадь сопловой решетки.

Таким образом, величина

4п = С + £.г

представляет собой относительную потерю, вызванную парциальным подводом пара.

Абсолютная потеря от парциальности: Ah_n = £_п • h_Q.

4. ПОТЕРИ ЧЕРЕЗ ВНУТРЕННИЕ ЗАЗОРЫ СТУПЕНИ

Потери энергии через внутренние зазоры ступени дисковой конструкции связаны в основном с утечками пара в уплотнении диафрагмы, радиальном зазоре бандажа рабочих- лопаток и разгрузочных отверстиях в диске колеса. В реактивной ступени утечки пара имеют место через радиальные зазоры у концов сопловых и рабочих лопаток, вследствие относительно большой разности давлений перед и за лопатками.

1. Активная ступень

В активной ступени часть пара AG_jy-(рис. 3.8) из общего коли­чества G , поступающего в ступень, из-за разности давлений

Р₀ — Р,, проходит через радиальный зазор 8_у между гребешками диафрагменных уплотнений 2 и валом ротора турбины 1 и, протекая между диафрагмой 3 и диском 4, поступает в разгрузочные отверстия 5. Эти отверстия позволяют выравнять давления по обе стороны диска и уменьшить осевое усилие на упорный подшипник. Вследствие того, что давление Р, >Р₂ (при степени реакции /5>0), часть пара в количестве AG_2y и AG_3y проходит через радиальный зазор 5_гр над бандажом и разгрузочные отверстия диска рабочего колеса. Таким

образом, определенное количество пара, протекая через ступень, не совершает полезной работы.

Рис.3.8. Схема перетекания Рис.3.9. Ступенчатое лабиринтовое

пара в активной ступени уплотнение и изменение давления

по его длине:

1 - сегмент уплотнения; 2 - гребешок:

3 -участок вала; 4-расширительная камера

Для уменьшения утечки пара в ступени широкое распространение получили лабиринтовые уплотнения. Схема такого уплотнения показана на рис. 3.9. Оно состоит из ряда закрепленных в диафрагме кольцевых сегментов с гребешками, разделяющих пространство между валом и диафрагмой на ряд последовательно расположенных камер.

Пар, проходя через'узкое сечение (щель),. образуемое концом гребешка и валом, приобретает на выходе из него скорость, кинети­ческая-энергия которой, вследствие вихреобразования и трения частиц пара о стенки расширительной камеры, полностью теряется и пе­реходит в теплоту, повышая энтальпию пара. По мере движения пара вдоль уплотнения его давление уменьшается, а удельный объем возрастает.

Для любой щели уплотнения уравнение неразрывности запишется:

AG_]y - u-Fy-c, (З.Ю)

где У и С - удельный объем и скорость пара на выходе из щели; F_y = К ■ d_v ■ 5у - площадь проходного сечения; d_y и 5_у - диаметр и радиальный зазор уплотнения.

Поскольку через каждую щель проходит одно и то же количество пара AG_iy, то, считая для всех щелей F_y = const, из (3.10) имеем:

A G_IV с

= const. (3.11)

F_y и

В соответствии с (3.11) при увеличении объема О скорость пара С возрастает от одного гребня к другому, и соответственно растет

теплоперепад П₀ — — (линия ЕЕ,' рис. 3.10), вызывающий ускорение

пара в каждом зазоре лабиринта. При

Рйс.3.10. Процесс расширения пара лабиринтовом уплотнении

полном гашении кинетической энергии в камере лабиринта (по изобаре EF) энтальпия пара h₀ в процессе его расшире­ния в уплотнении остается постоянной. Точка К характеризу­ет состояние пара за уплотнением.

Уравнение (3.10)

является исходным для получения расчетной формулы по определению, утечки пара через лабиринтовое уплотнение. При ступенчатом уплотнении (рис.3.9), когда кинетическая энергия пара полностью гасится в камере расширения, получим:

(3.12)

Ну ■ Fy

где /Uy ~ 0,74-0,9 - коэффициент расхода, зависящий от конструкции и толщины гребня уплотнения и величины радиального зазора: Р_/

£ — — - отношение давлений; Р₀ и Р, - давления перед и за

уплотнением; Z - число гребешков уплотнения.

В соответствии с (3.12) с уменьшением £ возрастает разностьPj, что приводит к ростуAG,_y. В этом случае для уменьшения AG,_y необходимо увеличиватьZ. Для диафрагменного лабиринтового уплотнения Е =0,854-0,90.

Ступенчатый тип уплотнения является наиболее эффективным. Однако он применяется только там, где осевые смещения вала относительно неподвижных тонких гребней невелики, например, вблизи упорного подшипника; при значительном смещении возникает опасность осевых задеваний и повреждения вала и уплотнения. На значительном расстоянии от упорного подшипника вал при ступенчатом уплотнении должен иметь большие осевые размеры между выступами или выполняться гладким в виде прямоточного уплотнения (рис. 3.11), которое менее эффективно, поскольку исключается поворот потока и к следующему зазору пар подходит со значительной начальной скоростью.

’ О 002 Ц04 006 O_r08

Рис. 3.11. Схема прямоточного уплотнения (а) и кривые для определения поправочного

коэффициента к_у (б)

^ \ Вал тур^иньс.

На рис 3.11 приводятся кривые для определения поправочного коэффициента К_у, на который следует умножить утечки пара AG_iy, подсчитанные по формуле (3.12), с тем,, чтобы получить расход пара при прямоточном уплотнении.

Формула (3.12) может быть приведена к другому, более приближенному виду:

AG,_y

•С,(3.13)

jiy ' Ку ' Fy

/и,-F,- -J~Z где /Л₁ и Fj - коэффициент расхода и выходная площадь сопловой ■ решетки; G - расход пара через ступень.

Наибольшее влияние на утечку пара через уплотнение оказывает зазор 8_у, определяю­щий площадь F_y — 7Г ■ d_y • З_у,

форму и число гребешков. При изготовлении турбины радиальный зазор стараются выполнить как можно меньшим (обычно 8_У~0,00] • d_y); однако условия эксплуатации не позволяют принимать их ниже 0,3-0,6 мм. При меньших зазорах возможны задевания вала о гребни уплотнения, вызывающие большие местные напряжения и изгиб ротора турбины.

Стремление уменьшить диаметр уплотнения d_y и, следовательно, радиальный зазор S_y приводит к изменению конструкции активной ступени с диафрагмой. При невысоких значениях степени реакции разность давлений Р_х - Р₇ по обе стороны рабочего колеса в таких ступенях невелика, но вследствие относительно большой площади диска осевое усилие, действующее на него, получается значительным. Для уменьшения осевого усилия в полотне диска обычно предусматриваются специальные разгрузочные отверстия.

Несмотря на небольшой перепад давления в рабочей решетке активной ступени бандаж лопаток все же выполняется с уплотняющим устройством. В соответствии с формулой (3.13) это связано с желанием уменьшить утечки пара изнза сравнительно большого диаметра уплотнения при небольшом числе гребешков, размещаемых на бандаже малой ширины.

Утечка пара над бандажом оценивается по формуле:

к

d'

■G ■

(3.14)

ЛС?,у

Му ' ^КУ

Vz

где р,- степень реакции на среднем диаметре d\. /₂- длина рабочей лопатки.

Имея в виду, что суммарные утечки AG_y характеризуются в основном величинами AG_iy и ДG_3y, абсолютная потеря энергии от утечек определяется приближенным соотношением:

л, AG_V

A/?_v ='-—-

G

а ее относительная величина:

е _ _ AGy

^#У “ К “ G ’

2. Реактивная ступень

В ступенях турбины реактивного типа разность давлений Р| — Р₂ существенно выше в сравнении с активными ступенями и осевые усилия столь значительны, что дисковая конструкция ротора турбины практически исключается. В этом случае ротор обычно имеет барабанную конструкцию (рис. 1.3 и 3.12) и уплотнение сопловых лопаток осуществляется на диаметре барабана, примерно в два раза большем, по сравнению с диафрагменными уплотнениями активной турбины. Поэтому в ступенях с большой степенью реакции утечки через радиальные зазоры обычно выше, нежели в активных ступенях.

8„

. \h,-h₂\ (3.15)

l₂ ■ sin p₂

где h₇ - энтальпия пара за рабочими лопатками без учета потерь на

Лк, =■

Ij ■ sin а,

■ (h₀ hj) + -

rp

Оценка утечек пара в сопловых и рабочих лопатках реактивной ступени может осуществляться по формуле (3.14). Нередко используется также следующая приближенная зависимость:

утечки.

При одинаковой величине радиальных зазоров сопловых и рабочих лопаток [8_ГС = 8_гр ) формула (3.15) упрощается:

Лк_у = -—^£—(h₀-h₂). (3.16)

1, - sin а,

Величина радиального зазора выбирается с таким расчетом, чтобы на любом эксплуатационном режиме не было задеваний вращающихся элементов турбины о ее неподвижные части (обычно

8_Г *0,01-/).

4. ПОТЕРИ ОТ ВЛАЖНОСТИ ПАРА. ЭРОЗИЯ РАБОЧИХ ЛОПАТОК

Рис. 3.12. Ступень реактивной турбины:

1-сопловая Лопатка; 2-корпус турбины; 3-рабочая лопатка; 4-барабавный ротор

В конденсационных турбинах ТЭС последние ступени работают в области влажного пара. В турбинах насыщенного и слабоперегретого пара, применяемых на АЭС, число ступеней, работающих на влажном паре, значительно больше.

Влажный пар, являясь двухфазной средой, состоит из паровой и жидкой фаз. Жидкая фаза может находиться в

мелкодисперсном состоянии - в виде тумана, в крупнодисперсном состоянии - в виде капель различного размера (с диаметром крупных капель до 80-100 мк и больше), в виде пленки, движущей­ся по поверхностям лопаток и внутренним поверхностям статора и ротора турбины, ограничиваю­щих с торцов межлопаточные каналы и, наконец, в виде струй,

срывающихся с этих поверхностей и образующих срывные капельные потоки.

Исследования показывают, что если ступень работает на влажном паре, то в ней возникают потери от влажности.

Основными причинами, снижающими КПД ступени от влажности, являются:

1. потери энергии в решетках из-за образования водяной пленки и кромочного капельного потока, внутреннего трения между фазами, появления скачков конденсации; .

2. потери энергии на разгон влаги, особенно крупнодисперсной, движущейся со скоростью, значительно меньшей скорости пара;

3. ударное, тормозящее воздействие капель, попадающих на рабочие лопатки;

4. унос вместе с влагой части пара, при наличии сепарирующих устройств внутри проточной части турбины.

Наибольшее влияние на КПД ступени оказывают кромочные потери и потери на разгон жидкой фазы.

Для оценки абсолютной потери от влажности можно пользоваться формулой:

(3.17)'

где у₀ и у₇ - влажность пара перед и за ступенью,; Н- внутрен­ний теплоперепад ступени без учета потерь от влажности.

Широко используется также эмпирическая формула, оценивающая относительные потери от влажности:

(3.18)

где a = 0,5ч-1,0 - опытный коэффициент.

Близкие результаты формулы (3.17) и (3.18) дают йри CZ = 0,85.

. В соответствии с опытными данными, повышение влажности на 1% снижает относительный КПД ступени Т)_ы на 0,5-1,0 %.

Ударное воздействие капель на рабочие лопатки приводит не только к снижению КПД ступени из-за затраты части энергии пара на преодоление тормозящего действия влаги (рис.3.13), но и к эрозии поверхности лопаток.

Причиной эрозии является сложное, взаимосвязанное ударное и кавитационное воздействие влаги, в результате которого поверхность лопатки становится неровной, с выступами и полостями (кавернами); происходит как бы выщербление металла.

Наибольшая эрозия рабочих лопаток получается от воздействия крупнодисперсных капель, срывающихся с выпуклой поверхности профиля сопловой решетки (срывные капельные потоки), и крупных

капель, образующихся при дроблении водяной пленки, сходящей с выходных кромок сопловых лопаток (кромочный капельный поток). При этом следует иметь в виду, что, если паровая фаза выходит из сопловой решетки под углом ОС, со скоростью С_;, то, в соответствии с опытами, крупные капли кромочного потока движутся со скоростью С!кр~ (0,05-Ю,15)-С₇ при ОС_1Кр = а₁+(2-Ю⁰), а скорость капель срывных потоков С_/ср=(0,3-Ю,7) С, при СС_/ср= 40-70°.

Рис. 3.13. Входные треугольники скоростей паровой и жидкой фаз для периферийной зоны ступени большой верности

В соответствии с этими данными на рис. 3.13 представлены типичные входные треугольники скоростей для частиц паровой фазы и кр^пнодисперсных капель кромочного и срывных потоков для периферийной зоны: последних ступеней конденсационной турбины. Они показывают, что срывные и особенно кромочный капельные потоки попадают на рабочие лопатки с относительными скоростями w_t№ и W _1Ср существенно большими, чем скорость паровой фазы ^и углах Pixpt и Рiqp, значительно меньшими скелетного угла профиля (PiKP<Picr<Pi~Pi_r)■ В результате этого на небольшой участок Лв профиля ударяют крупные капли кромочного и срывных потоков, обладающие большой кинетической энергией. При этом плотность капель кромочного потока примерно в 10, а срывных в 5 раз больше плотности капель на выходе из сопловой решетки. Подобная плотность потока крупнодисперсной влаги в относительном движении способствует эрозионному износу поверхности лопатки.

Поскольку за счет центробежных сил и закрутки потока жидкая фаза, особенно крупнодисперсная, концентрируется на периферии, то

Перечисленные меры предусматривают в основном уменьшение влажности пара, что д.ряде случаев оказывается недостаточным^ Поэтому при работе лопаток в области повышенной влажности пара обычно применяется противоэрозионная защита их поверхности.

наибольшая эрозия наблюдается у концов рабочих лопаток на входной кромке выпуклой стороны профиля.

На переменных режимах работы конденсационных турбин при частых пусках и остановках наблюдается эрозия выходных кромок рабочих лопаток последних ступеней. Эрозионный износ происходит в области, либо непосредственно прилегающей к корню лопатки, либо отстоящей от него на небольшом расстоянии.

Эта эрозия является следствием обратных вихревых течений, возникающих в последних ступенях конденсационных турбин при малых объемных расходах пара. Наличие в обратных течениях крупнодисперсной влаги и вызывает эрозию выходных кромок лопаток. ■ ■

Уменьшение эрозийного износа рабочих лопаток осуществляется, путем снижения перед ними влажности пара за счет повышения его начальной температуры, применения сепарирующих устройств внутри проточной части турбины, увеличения осевого зазора между сопловыми, и рабочими лопатками, уменьшения окружной скорости и, следовательно, относительной скорости жидкой фазы.

Весьма распространенной защитой является установка на части лопатки, подвергающейся эрозии, пластинок из стеллита (рис.3.14), имеющего очень большую твердость и высокое сопротивление эрозии (применяется в турбинах ЛМЗ и ТМЗ). Стеллит представляет собой сплав на основе кобальта (60-65 %) с содержанием 25-28 % хрома, 4-5 % вольфрама, а также кремния, углерода и железа. Крепление стеллитовых пластинок к лопатке осуществляется с помощью сварки токами высокой частоты.

Некоторые заводы, например ХТЗ, применяют электроискровую обработку изнашиваемых участков лопатки, в процессе которой на ее поверхность переносится более твердый материал электрода. В Рис.3.14. Стеллитовые качестве электродов используется стеллит, накладки на рабочих феррохром (сплав, содержащий 70% хрома), лопатках никельбор (сплав на Никелевой основе,

содержащий 11% бора и 12% алюминия). В процессе электроискровой обработки из-за малых объемов оплавления и быстрого охлаждения на лопатке образуется закаленный легированный поверхностный слой, имеющий высокое сопротивление эрозии. Большими достоинствами

этого способа являются его простота, дешевизна и возможность использования при ремонте турбины.

Опыт эксплуатации паровых турбин показал, что активное использование всех форм защиты позволяет избежать опасного эрозионного, износа рабочих лопаток последних ступеней как при высоких периферийных окружных скоростях U _н =540+580 м/с и умеренной влажности пара у _к= 1+9 %, так и при меньших значениях U_н (не более 400 м/с) и повышенной влажности У _к = 12+16 %.

4. ВНЕШНИЕ ПОТЕРИ

3.7.1. Механические потери