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

Величина потерь энергии в сопле определяется по (1-21) и (1 -21'). Вся энергия расширения пара за пределами косого среза сопла яв­

ляется потерянной.

Потери с выходной скоростью. По выходе с рабочих лопаток пар обладает абсолютной скоростью с2. В многоступенчатых турбинах ско-

ростная энергия отработавшего пара ступени может быть полностью или частично использована в соплах последующей ступени. Для воз­ можности использования энергии от выходной скорости необходимо, чтобы зазор между рабочими лопатками предшествующей ступени и соплами следующей ступени был небольшим для безударного поступ­ ления пара в сопла и хорошего обтекания лопаток.

В случаях уменьшения электрической мощности конденсационной турбины уменьшаются тепловые перепады на 2—3 последних ступе­ нях. Отношения и/са растут, особенно на последней ступени, появляет­ ся ударный вход пара на рабочие и сопловые лопатки указанных сту­ пеней. В таких случаях кинетическая энергия от выходной скорости не может использоваться в соплах следующей ступени.

При большом зазоре между рабочими лопатками и соплами после­ дующей ступени энергия выходной скорости полностью теряется. Та­ ким образом, энергия выходной скорости полностью теряется, напри­ мер, по выходе из рабочих лопаток регулировочного колеса, в ступени перед камерой отбора, при резком увеличении диаметра и за лопат­ ками последней ступени.

Величина потерь энергии с выходной скоростью в тепловых еди­ ницах определяется по (1-47).

Выходные потери hB повышают теплосодержание отработавшего пара и откладываются на i—s-диаграмме после потерь hc и Лл или после всех внутренних потерь в ступени, если h3 используются в соп­ лах последующих ступеней.

Потери с выходной скоростью в последней ступени для турбин ма­ лой и средней мощностей при малых вакуумах обычно не больше 1—2% располагаемого теплоперепада в турбине. В турбинах большой мощности и в турбинах, работающих с глубоким вакуумом, эти потери могут достигать 3—4%, а иногда и больше.

Потери на трение дисков, вентиляцию и выколачивание. Между вращающимся диском и окружающим его паром возникает трение. Вращающийся диск захватывает находящиеся Еблизи частицы рабо­ чего тела и сообщает им ускорение. На преодоление трения и сообще­ ние ускорения затрачивается определенное количество работы. Рабо­ та, затрачиваемая на преодоление указанных сопротивлений, вновь обращается в тепло и повышает теплосодержание.

При парциальном подводе рабочего тела на длине дуги, не занятой соплами, происходит вихревое движение в каналах лопаток. Оно обус­ ловливает вентиляционные потери, которые складываются в основ­ ном из следующих составляющих: трения и удара рабочего тела о лопатки; вентиляторного действия лопаток; прерывистого поступле­ ния рабочего тела на лопатки парциального диска. Кроме того, при парциальном впуске потока только та часть лопаточных каналов диска заполнена паром, которая в данный момент находится напротив со­ пел. Все остальные каналы лопаток заполнены нерабочим телом. При подходе этих каналов к соплам рабочий пар затрачивает часть энергии на выталкивание нерабочего пара. Потери энергии на выталкивание называют потерями на «выколачивание». На преодоление указанных

34

где WT .B — мощность, затрачиваемая на трение диска и вентиляцию, кВт; X— коэффициент, значение которого для воздуха и высокопере­ гретого пара принимают равным 1,0, для перегретого пара — в пре­ делах 1,1 ч- 1,2 и для насыщенного пара — 1,3; d — диаметр диска, измеренный посередине лопаток, м; г — число ступеней скорости на колесе; е —степень парциальное™ впуска пара; /2 — высота лопатки,

где G — расход пара через ступень, кг/с; /гт .в — повышение теплосодер­ жания пара, эквивалентное затраченной работе на преодоление тре­

дисков с парциальным подводом, работающих в среде высокого дав­ ления. Для ступеней в части низкого давления турбины с полным подводом величина /гт .в невелика. Для последней ступени паровых конденсационных турбин величиной / i T . B можно пренебречь.

В реактивных турбинах при отсутствии дисков и с полным подво­ дом пара к лопаткам потерями от трения обычно пренебрегают, так как при барабанной конструкции они незначительны, а потери на вен­ тиляцию отсутствуют.

Потери через внутренние зазоры в активных турбинах. На рис. 1-18, а представлена схема ступени давления активной турбины. По обе стороны диафрагмы, закрепленной в корпусе, устанавливается разность давлений за счет расширения пара в соплах. Так как рабочие диски вращаются вместе с валом, а диафрагмы закреплены в корпусе турбины неподвижно, то между ступицей диска и диафрагмой имеется зазор (щель). Вследствие разности давлений по обе стороны диафрагмы через зазор протекает некоторое количество пара, минуя сопловой аппарат и не совершая полезной работы. Утечка через зазоры диаф­ рагм вызывает повышение теплосодержания пара, выходящего из ступени, и представляет потерю, которую можно учесть при построе­ нии процесса на i—s-диаграмме. Для уменьшения утечки между

внутренней расточкой диафрагмы и ступицами дисков устанавли­ ваются специальные лабиринтовые уплотнения (рис. 1-18, б).

Потери тепловой энергии через зазоры между диафрагмой и валом турбины зависят от многих факторов: числа гребней уплотнения; ве­ личины радиальных зазоров; наличия или отсутствия разгрузочных отверстий в дисках последующих ступеней и т. д.

В)

ми равняется Git/, где г/— энтальпия пара за соплами. Тепловая энер­ гия пара, протекающего через зазоры диафрагмы, определяется из соотношения Gy T /4 . Для принятой схемы уплотнений диафрагмы оба

36

потока пара встречаются перед рабочими лопатками ступени. При

венства следует, что энтальпия смеси потоков t C M > i Y . Однако это сме­ шение потоков пара будет вызывать потери тепловой энергии на изме­ нение скорости пара, поступающего из уплотнений к рабочим лопат­ кам. Протечки пара в количестве Gn p через верхний зазор между корпусом турбины и ленточным бандажом также являются потерями тепловой энергии и понижают мощность турбины.

Разгрузочные отверстия в дисках и реактивность на рабочих лопат­ ках сильно усложняют расчеты определения тепловых потерь через зазоры уплотнений в диафрагмах. С достаточным приближением можно положить, что величина Gy T (t4 —i2 ') компенсирует тепловые потери: на поворот струи пара, поступающего к рабочим лопаткам; на протечки пара через радиальные зазоры между корпусом турбины и ленточным бандажом; на все комбинации потерь, которые связаны с протечками пара через отверстия в дисках, где /2 '— энтальпия пара за рабочими лопатками с учетом всех потерь, кроме утечек из уплот­ нения диафрагм.

Все величины, входящие в (1-53), кроме Gy T , известны из теплового расчета ступени. Gy T определяется следующим способом. Давление пара перед диафрагмой равно р ь а за рабочим диском — р 2 . Следова­ тельно, весь перепад давлений от р 4 до р 2 (ступень чисто активного ти­

с, которую пар приобретает в щели в результате расширения, полностью теряется в камере А вследствие удара о стенки камеры и вихреобразования. Вследствие этого теплосодержание, понизившееся при рас­ ширении, вновь повышается до начального значения it (рис. 1-18, в). В следующей щели давление снижается от р' до р". Скорость с, кото­ рая также возникает в щели при расширении пара, в камере В снова теряется, за счет чего энтальпия вновь повышается до начальной величины. То же самое происходит и в следующих лабиринтах. За последней щелью лабиринтового уплотнения давление падает до р 2 , а энтальпия из-за потерь повышается до it. Здесь пренебрегаем потерей тепла через вал турбины и обойму уплотнений.

На рис. 1-18, в схематично представлена часть i—s-диаграммы, по­ казывающей тепловой процесс расширения рабочего тела в лабирин­ тах диафрагмы при р = const. Линиями ААи ВВи СС4 и т. д. изобра­ жается адиабатическое расширение в зазорах (щелях). Отрезки изо­ бар AiB, BtC, CiD и т. д. показывают повышение энтальпии за счет гашения скорости в камерах.

Для любой щели можно применить уравнение неразрывности струи

37

Так как через каждую щель проходит одно и то же количество рабочего тела Gy T , то, считая площади кольцевых зазоров fs для всех щелей одинаковыми, можно записать

Дли уплотнений с разными диаметрами это уравнение будет при­

щем^зазоре должны возрастать тепловые перепады (см. рис. 1-18, б). Таким образом, максимальная скорость потока достигается в послед­ нем лабиринте, и она может достичь величины, равной критической скорости. При определении утечек через лабиринтовые уплотнения нужно иметь в виду два случая: 1) скорость потока в зазоре последнего

где (д. — коэффициент расхода, учитывающий не только потери при расширении в щели, но и степень использования скорости из предыду­ щего зазора; v — средний удельный объем пара между указанными давлениями; р ' и р"—давления, бар.

Коэффициент (х зависит от конструкции лабиринтовых уплотнений. Величина утечек пара через щель

2 V316.2

Так как точки А, В, С и т. д. (см. рис. 1-18, в), характеризующие состояние пара в каждой лабиринтовой камере, лежат на линии /4 = = const, то изменение состояния в лабиринтах с достаточной точно­ стью подчиняется закону

38