Файл: Нигматулин И.Н. Тепловые двигатели учеб. пособие.pdf

шего пара, а также от требований к ее экономичности. При разра­ ботке проекта новой турбины заводы используют богатый опыт в об­ ласти турбостроения и принимают более надежные и экономичные узлы ее конструкции. Турбостроительные заводы СССР изготовляют стационарные паровые турбины активного типа, допуская некоторую реактивность на рабочих лопатках, что обеспечивает плавную проточ­ ную часть и высокий к.п. д. ступеней и турбины. Реактивность на ра­ бочих лопатках современных турбин изменяется от 6-М 2% в первых ступенях с увеличением ее на последующих ступенях до 20^-35% и на последней турбинной ступени до » 5 0 % от hQ. Иностранныетурбостроительныэ фирмы строят современные турбины большой единич­ ной мощности активного типа также с увеличивающейся реактив­ ностью на рабочих лопатках и комбинированные активно-реактивные турбины. В зависимости от величины единичной мощности эти турби­

распределяется между направляющими и рабочими лопатками при­ близительно поровну. Таким образом, с точки зрения теплового процесса на ступенях активных и реактивных турбин стирается грань по распределению теплопадений на направляющих и рабочих лопат­ ках. Однако, как увидим дальше, конструктивное выполнение актив­ ных и реактивных турбин совершенно различно.

Комбинированные турбины активно-реактивного типа изготовля­ ются, как правило, с одновенечной или двухвенечной активной регу­ лирующей ступенью при последующих реактивных ступенях. Одновенечные регулирующие ступени обычно применяются в современных турбинах большой мощности и высокой экономичности. Двухвенечные регулирующие ступени широко применялись и частично исполь зуются теперь в турбинах малых и средних мощностей. Преимущество таких турбин состоит в том, что они конструктивно более простые и дешевые, но менее экономичные. Конструкции турбин рассматривают­

где Д Я К — тепловые потери в клапанах парораспределения (автомати­ ческий стопорный и регулирующие клапаны), кДж/кг; Д Я В П — тепло­ вые потери в выпускном патрубке, кДж/кг.

48

Состояния пара перед соплами первой и второй ступени определя­ ются точками А о и а ь а третьей и последующих ступеней (с учетом параметров торможения) — точками а2, а3 и т. д. Располагаемые теп­ ловые перепады на турбинных ступенях: h0, ti0, ti0' и т. д.

Полезно использованные тепловые перепады на ступенях турбины

Состояние рабочего тела за рабочими лопатками последней ступе­ ни определяется точкой Аи а за выхлопным патрубком турбины — А2.

49

Сумма тепловых потерь для любой промежуточной ступени турби­

ны

где Ав л — тепловые потери от влажности пара; для ступеней, работаю­ щих в области перегретого пара, А В Л = 0.

Относительный внутренний к.п.д. турбины

К.п.д. % для любой промежуточной турбинной ступени в зависи­ мости от конструкции проточной части определяется по (1-74), (1-75), (1-76) и (1-77).

§ 1-15. Коэффициент возврата тепла

Изобары на /—s-диаграммах расходятся в сторону увеличения энт­ ропии. Таким образом, располагаемые перепады тепла между двумя любыми изобарами с увеличением энтропии возрастают. В многосту­ пенчатых турбинах действительные процессы расширения пара в ступе­ нях происходят по ломаным линиям (см. рис. 1-23). Так как изобары

расходятся, то имеем h0 > h0i; А0 > ftoi и т " Д - Следовательно, рас­ полагаемый перепад тепла по основной адиабате будет меньше сумм

Неравенство (1-95) обусловливается возвратом части тепловых потерь, возникающих в ступенях многоступенчатой турбины, для использования их в последующих ступенях.

z

Связь между Я 0 и ^ А 0 представляется обычно в таком виде:

где hv — суммарное количество тепла в результате частичного исполь­ зования потерь.

50

Из этого, однако, было бы неправильно делать вывод, что тепловые потери в турбине являются положительным фактором, так как возвра­ щается лишь только некоторая часть тепловых потерь от общей их величины, в то время как увеличение тепловых потерь в ступенях турбины ведет к существенному понижению к.п.д. В действительности же положительным фактором служит увеличение числа ступеней в турбине, что и обусловливает явление возврата тепла. Коэффициент возврата тепла возрастает с увеличением числа ступеней турбины и ухудшением ее к.п.д. При расчете обычно принимают: а = 0,04ч-

Из этого уравнения следует, что к.п.д. проточной части многосту­ пенчатой турбины в целом выше среднего значения к.п.д. составляю­ щих ее ступеней.

§ 1-16. Характеристический коэффициент многоступенчатой турбины

В § 1-11 было показано, что к.п.д. турбинной ступени характери­ зуется отношением и/са. Это справедливо и для многоступенчатой турбины.

Перепад тепла в соплах одной ступени (без использования выход­ ной скорости из предыдущей ступени) можно выразить уравнением

Для многоступенчатой активной турбины, суммируя левые и пра­ вые части равенства, получаем

Если предположить, что отношение х одинаково для всех ступеней турбины, то

51

или чисел оборотов, что способствует повышению их к.п.д., а следова­ тельно, экономичности турбоустановки.

§ 1-17. Предельные и единичные мощности турбин

Предельной мощностью турбины можно назвать такую мощность, которая будет достигаться при заданных параметрах пара р0, Т0 и Pz, числах выхлопов отработавшего пара и числе оборотов турбины.

Уравнение мощности конденсационной турбины без отборов пара имеет вид

Из этого уравнения следует, что мощность турбины зависит глав­ ным образом от расхода пара, так как Н0 определяется параметрами пара, a rl0i, у\м и ~qr изменяются в сравнительно небольших пределах.

Для турбины конденсационного типа величина расхода пара лими­ тируется размерами рабочих лопаток последней ступени, давлением отработавшего пара и потерями тепла с выходной скоростью. По усло­ виям прочности рабочих лопаток увеличение их длины допустимо только до известного предела. Это условие определяет ограничение выходной площади рабочего венца последней ступени и лимитирует расход пара и мощность для однопоточной турбины. Таким образом,

52