ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 10.04.2024
Просмотров: 252
Скачиваний: 2
Уравнение |
мощности |
М,,р |
при |
любом числе |
отборов |
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
где z — число |
отсеков |
турбины, |
в |
пределах |
которых |
Gt = const; |
||
. Gt — расходы |
пара через |
отсеки турбины, кг/с; ht — полезно |
ис |
|||||
пользованные |
тепловые |
перепады |
по |
отсекам |
турбины, |
кДж/кг; |
г|м , |
г— к.п.д. соответственно механический и генератора. Мощность 7V9.p является расчетной мощностью.
Рекомендуемое распределение теплоперепадов на ступени по отсе
кам турбины (между давлениями в отборах пара на регенерацию) нель зя рассматривать строго обязательным. Такое распределение должно помочь учащемуся без особых затрат труда и времени более правильно решить основные задачи по конструированию проточной части тур бины.
Окончательное формирование проточной части нужно подчинить требованию высокой экономичности турбины, т. е. конструированию ступеней с высокими к.п.д. Это условие, как известно, может быть вы полнено: при оптимальных отношениях ы/са д для каждой ступени, применением высокоэкономичных профилей сопловых и рабочих лопа ток, организацией плавной проточной части, правильной организа цией осевых и радиальных уплотнений, выбором правильных пере крыш для рабочих лопаток и т. д.
В пределах цилиндра и особенно для отсека ступеней между отбо рами нельзя допускать осевых «разрывов» между ступенями, скачко образного изменения по диаметрам и высотам лопаток. Увеличение средних диаметров для последующих ступеней необходимо согласовы вать с приращением высот сопловых и рабочих лопаток.
Для роторов, особенно цельнокованых, в целях унификации типо размеров рекомендуется применять одинаковые размеры по ободам дисков (первые ступени турбины) и пазам для закрепления в них ра бочих лопаток, что упростит технологию изготовления и стоимость оборудования.
Таким образом, если в процессе распределения теплоперепадов на группу ступеней между отборами пара не удается обеспечить опти мальные отношения и/са д и плавную проточную часть, возможно из менить давления в отборах и в первую очередь удовлетворить требова ниям по экономичности турбины. В связи с этим после выполнения теплового расчета турбины необходимо внести уточнения в расчет теп ловой схемы турбоустановки.
§ 1-21. Расчет осевых усилий
Осевые усилия в реактивной турбине. Осевое усилие в реактив ной турбине складывается из следующих составляющих:
осевое давление на уступы ротора JRyCT;
осевое давление на рабочие лопатки от разности давления пара на них Rp,n;
74
осевое давление на конусную часть барабана RK.6; осевое давление от разности количества движения RK,A.
Осевое давление на уступы ротора (рис. 1-34, а) определяется по
уравнению |
|
|
|
|
|
||
RyCT |
= |
-=-[( 4 |
_ |
d?) P i + (dt- |
dt) p2+{d\- |
dl) p3 - (d\ |
- dl) p4 ± |
|
|
|
|
±(d\-d\)pa], |
|
(1-143) |
|
где plt |
p2, р 3 и |
P i |
— давления |
пара на уступы |
ротора; ра |
— атмосфер |
|
ное |
давление. |
|
|
|
|
|
Рис. 1-34. Принципиальные схемы конструкций проточной части реактивных турбин
Осевое давление на рабочие лопатки всех ступеней турбины от разности давлений (см. рис. 1-34, а)
г
Я Р - = - ^ - 2 (dli-dl) |
(р'и - pi,-) , |
(1-144) |
1 |
|
|
где dBi и d6l •— диаметры по вершинам рабочих лопаток и у их основа |
ний; РЦ и p2i — давления пара перед и за рабочими лопатками сту пеней турбины.
Осевое усилие на ротор турбины от разности количеств движения
пара |
|
z |
|
# к . д = Е G ( c u - < : „ ) , |
(1-145) |
1 |
|
где G — расход пара через лопатки ступени, кг/с; си |
и c2i — проек |
ции абсолютных скоростей пара в ступени на ось турбины; г — число
ступеней турбины. |
|
|
Общее осевое давление на ротор турбины (см. рис. 1-34, а) |
состав |
|
ляет алгебраическую сумму |
от сложения (1-143)—(1-145): |
|
Яо = |
#уст + #р.л+Як.д. |
(1-146) |
При подсчете осевого давления на ротор турбины R0 необходимо различать знаки направления действия силы: направление по ходу
75
пара принимается за положительное, а противоположное ему — за отрицательное.
Упорный подшипник воспринимает осевые усилия и фиксирует ротор турбины в осевом направлении.
Осевое равновесие ротора определяется уравнением
#0 = ^ у п д = Яуст + # Р . Л + Як.Д, |
( Ы 4 7 ) |
где F у п — рабочая поверхность упорного подшипника, см2 ; q — удель ное давление на рабочие колодки подшипника, Н/см2 .
Величина q принимается: в подшипниках сегментного типа — до
Р и с . 1-35. |
Схема конусной части |
ротора |
реактивной турбины |
1504-200 Н/см2 , а в гребенчатых подшипниках — не выше 50-=- Н-80 Н/см .
У турбин без разгрузочного поршня (см. рис. 1-34, а) все величины в (1-147) известны, кроме Fyn ид. В этом случае в зависимости от кон
струкции упорного |
подшипника |
достаточно |
принять |
q и |
опреде |
|||
лить |
Fyn. |
|
|
|
|
(рис. 1-35) |
|
|
Осевое давление на конусную часть барабана |
|
|||||||
Як.б = 7 - Е M - d ? ) |
(pi-P2) |
+ |
(dl-dl) |
( р 2 - р 3 ) |
+ |
... + |
||
|
|
+ |
(dl-a%) |
( р 8 - р „ ) ] , |
|
|
(1-148) |
|
Осевое давление на уступы ротора |
(рис. 1-34, б) |
|
|
|||||
Rye, = ~[(dl-dl)Pi-(dl-dl)p2±(dl-d!)Pa], |
|
|
|
|
(1-Н80 |
|||
где обозначения dit |
d2 и т. д. и P i , |
р 2 |
и ра аналогичны обозначениям |
|||||
рис. |
1-34, а. |
|
|
|
|
|
|
|
Подсчет осевого давления на рабочие лопатки и от разности коли чества движения производится по (1-144) и (1-145).
Общее осевое усилие на ротор с конусной частью барабана (см. рис. 1-34, б)
К = Р'упЯ' = Яуст + #р.л + Як.б + Як.д. |
( Ы 4 8 " ) |
76
В этом уравнении принимается значение q' и определяется вели
чина F y n .
Для схемы на рис. 1-34, в осевое усилие на конусную часть бара бана будет иметь отрицательный знак. У турбин с разгрузочным поршнем (см. рис. 1-2 или 1-3) осевые усилия зависят от диаметра разгрузочного поршня dn. Принимая dn, производим расчет разгруз ки упорного подшипника и соответственно подбираем приемлемые
значения Fyn и q.
Осевые усилия в активной турбине. Осевое давление в активной турбине можно определить по формуле, аналогичной (1-147):
Д 2 = Я У с т |
+ Яп.д + Д р . л + /?к.д, |
(1-149) |
|
где Ry„ — осевое давление на уступы ротора |
между |
ступицами двух |
|
соседних дисков, имеющих |
разные диаметры; |
/?п.д — осевое давление |
на кольцевые поверхности дисков всех ступеней от перепадов давле
ний за счет реакции; Rp.„ |
•— осевое давление на рабочие лопатки при |
||||||||
наличии на них перепада давлений, т. е. реактивности; RK_R — осевое |
|||||||||
давление от разности количеств движения, подсчитывается |
по (1-145). |
||||||||
Перепад давлений на диск при отсутствии и наличии |
разгрузочных |
||||||||
отверстий можно определить по уравнению |
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
z |
|
|
|
|
|
|
Ял.л = |
Яп.« + |
/ ? ; . я |
= - = - £ |
(dl-d2CT) |
( P u - р и К , |
(1-150) |
||
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
где |
dB — диаметры |
по вершинам |
рабочих |
лопаток; |
dcr—диаметры |
||||
ступиц дисков, т. е. у основания рабочей части лопаток; рп, |
р 2 ; —рас |
||||||||
четные давления пара перед диском и за |
ним; |
сц — коэффициент; |
|||||||
сц > |
1 при |
отсутствии |
разгрузочных отверстий |
в дисках, сц < 1 |
|||||
при |
наличии |
их. |
|
|
|
|
|
|
|
В зависимости от величин зазоров уплотнений диаграфрагм и зазоров между диафрагмами и ободами дисков действительные осевые давления могут быть выше на 10-^-20%, а иногда и больше, т. е. сц =
= 1,10ч-1,20 и больше. Наоборот, если есть разгрузочные |
отверстия |
|
в дисках, действительные осевые давления будут |
при сц < |
1. В зави |
симости от величины площади разгрузочных |
отверстий, |
зазоров в |
уплотнениях диафрагм и ободами дисков сц — 0,50-f-0,80.
Определение действительных перепадов давлений на диски с учетом влияния перетекания пара через осевые зазоры между диаф рагмами и дисками, а также через разгрузочные отверстия в дисках вызывает большие затруднения из-за отсутствия надежных данных о коэффициентах расхода. Из-за несовершенства расчетов осевого давления, технологических ошибок при изготовлении сопловых и ра бочих лопаток, изменения радиальных и осевых зазоров в проточной части, уплотнения диафрагм и концов вала осевое усилие на упорный подшипник может значительно превысить расчетную величину. Осе вое давление на ротор зависит от режимов работы турбины и состояния радиальных и осевых зазоров в проточной части ее. В практике эксплу-
77
атации турбин было немало случаев выплавления упорных подшип ников и связанных с этим тяжелых аварий. В последние годы найден экспериментальный метод измерения осевого давления на работающей турбине при помощи термопар. В результате этих исследований М. А. Трубилов предложил способ контроля за работой упорных под шипников по температуре белого металла на рабочих колодках. Этот способ оказался весьма эффективным и широко внедряется в практику контроля за работой турбин.
§ 1-22. Режимы работы турбин
Мощность, при которой турбина работает с наименьшим удель ным расходом тепла и, следовательно, с наибольшим к. п. д., назы вается экономической.
Длительнаяпредельно допускаемая мощность турбины называет ся номинальной. Номинальная мощность в зависимости от назначения турбины может быть равна или больше экономической на 5 Ч- 20%.
Основной тепловой расчет турбины производится на экономичес кую мощность. При этом расчете в основу распределения теплоперепадов по ступеням турбин принимаются наивыгоднейшие отношения
("/ОнМощность турбины при ее работе может изменяться во всем диа
пазоне нагрузок — от холостого хода до номинальной величины. Из менение мощности турбин осуществляется в основном за счет изме
нения |
расхода пара, |
теплоперепадов Я 0 и начальных параметров р0 |
и t0. |
|
можно изменять одним из следующих способов: |
Мощность турбин |
1) дросселированием свежего пара при впуске в турбину (дроссельное парораспределение); 2) изменением числа открытых сопел первой ре гулирующей ступени турбины (сопловое парораспределение); 3) под водом свежего пара к одной или нескольким промежуточным ступе ням турбины (парораспределение с внешним обводом).
У паровых турбин кроме регулирующих клапанов перед каждой турбиной устанавливаются один или два автоматических стопорных клапана. При подводе пара к турбине по одному паропроводу уста навливается один автоматический стопорный клапан. При больших расходах пара (400 -4- 900 т/ч и выше) пар к турбине подводится по двум-четырем паропроводам и на каждом из них устанавливается по автоматическому стопорному клапану. Во время работы турбины не зависимо от ее нагрузки эти клапаны всегда полностью открыты.
Принципиальные схемы парораспределения для турбин представ лены на рис. 1-36.
Дроссельное парораспределение (рис. 1-36, а). При дроссельном
парораспределении, которое в настоящее время |
применяется очень |
|
редко, пар подводится к соплам одновременно |
по всей |
окружности |
(е = 1) через один или два одновременно открывающихся |
дроссельных |
регулирующих клапана. Последние открываются полностью только при номинальной мощности турбины. При такой схеме парораспре деления номинальная мощность совпадает с экономической.
78