ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 10.04.2024
Просмотров: 239
Скачиваний: 2
где |
|
|
|
а = BG2J(2 |
• 316,2V/;:) . |
(1-61) |
|
Для малой разности давлений с достаточной точностью можно |
|||
положить |
|
|
|
Ар/Ах |
= |
dpldx. |
|
Тогда (1-60) примет вид |
|
|
|
— р {dpldx) |
= а/Ах, |
|
|
или |
|
|
|
— pdp = |
(а/Дх) tfo:; |
(1-62) |
|
Интегрируя последнее уравнение в пределах от рх |
до р 2 и от xt |
||
до х 2 (см. рис. 1-18, б), находим |
|
|
|
|
pl-p22 |
= 2 |
a ( ^ |
^ - y |
(1-63) |
Из рис. 1-18, б следует, |
что (лг2— х^/Ах |
представляет |
собой число |
||
лабиринтов г. |
|
|
|
|
заменяя В и |
Тогда, принимая |
во внимание |
последнее условие и |
|||
а из (1-58), (1-61) и (1-63), получаем окончательно |
|
||||
Gy T |
= 316,21*/, V( |
р\-Pi |
)/(/>, 01 z). |
(1-64) |
Если в последнем лабиринте возникает критическая скорость, то расход пара через щель этого лабиринта (а следовательно, через все
уплотнение) |
|
|
|
|
|
|
Gy T |
= 316,2ap . / s T /p> J t = |
3 1 6 > 2 a l i / ^ p'jfaVi), |
(1-65) |
|||
где рх и vx— |
соответственно |
давление, бар, и удельный объем пара |
||||
в камере последнего лабиринта Е, |
м3 /кг. |
|
||||
Расход пара |
через предшествующие (z — 1) лабиринты |
в соответ |
||||
ствии с (1-64) |
|
|
|
|
|
|
|
G y i |
= 316,2 к/У |
( p f - p ' j / f o M z - l ) } . |
(1-66) |
||
Приравнивая |
правые части |
уравнений (1-65) и (1-66), |
получаем |
|||
|
|
«2pl = |
|
|
(p2-pl)/(z-\), |
|
откуда |
|
|
|
|
|
|
|
|
р2х = р]1[аЦг-\)+Ц. |
(1-67) |
|||
Подставляя значение р2 |
из |
(1-67) в (1-65), находим |
|
|||
|
Gy T |
= 316,2 a(i/s |
У |
{ [ a » ( z - l ) + 1 1 / 7 , 0 , } . |
(1-68) |
Для решения вопроса о том, в каких случаях нужно применять уравнение (1-64) и в каких — (1-68), нужно найти критическое давле-
39
ние пара в последнем лабиринте. Для любого газа можем принимать Ркр= ТкрРж- Заменяя в (1-67) рх значением из последнего условия, получаем
P K P = T K P P I K 1 / [ « 2 ( Z - 1 ) + 1] |
(1-69) |
Подставляя в это уравнение численные значения Y „ p и а, можем определить р , ф . Например, для перегретого пара можно принять у к р = = 0,55 и а = 0,649; тогда, подставляя эти значения в (1-69) и произ ведя вычисления, получаем
р к р = 0,55р1 1/1/[0,6492 (г — 1) + |
1] = 0,85рх / Уг + 1,375. (1-70) |
||
При заданных ри |
рг и числе лабиринтов z утечки Gy T |
определяются |
|
следующим образом. |
Если величина |
давления ркр, |
полученная из |
Рис. 1-19. |
Коэффициент расхода |
|л |
для учета |
утечки в лабиринтовых |
уп |
|
лотнениях |
|
(1-70), окажется |
меньше |
р2, |
то |
||||||
скорость |
потока |
в |
последнем |
||||||
лабиринте |
меньше |
критической |
|||||||
и расход пара Gy T |
нужно |
опре |
|||||||
делять по (1-64). Если же |
|
ркр> |
|||||||
р2, |
то |
в последнем |
|
лабиринте |
|||||
скорость будет |
критическая и |
||||||||
расчет |
утечек |
следует произво |
|||||||
дить по (1-68). |
|
|
|
|
|
||||
|
Нужно |
заметить, |
что |
при |
|||||
критических |
скоростях |
потока |
|||||||
в |
последнем |
лабиринте |
утечки |
||||||
через |
зазоры |
получаются |
боль |
||||||
шими, |
за |
счет чего заметно сни |
жается |
экономичность турбины. |
||||||||
Поэтому |
при |
конструировании |
|||||||
лабиринтовых |
|
уплотнений |
под |
||||||
бирают |
такое |
|
число |
лабирин |
|||||
тов z, |
чтобы |
|
в |
последнем |
|
ла |
|||
биринте |
былэ с < |
с к р , |
что зна |
||||||
чительно |
|
может |
уменьшить |
||||||
утечки. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Коэффициент |
расхода |
[ |
для |
||||||
учета утечки |
из |
лабиринтовых |
|||||||
уплотнений |
принимается в |
Азави |
|||||||
симости |
от |
конструкции |
|
лаби |
|||||
ринтов, |
их |
толщины |
и зазора |
||||||
по рис. |
1-19. |
|
|
|
|
|
|
Потери через внутренние зазоры в реактивных турбинах. На
рис. 1-2 показана схема реактивной турбины. Направляющие лопатки закрепляются непосредственно в корпусе, а рабочие — в стенках ба рабана ротора. Таким образом, как между направляющими лопатками и барабаном ротора, так и между рабочими лопатками и корпусом турбины образуются радиальные кольцевые зазоры. Величина за зора Ьг выбирается с таким расчетом, чтобы при работе турбины
40
движущиеся части |
не задевали за неподвижные. Так как по обе сто |
||||||||
роны направляющих и рабочих лопаток имеется |
перепад давлений, |
||||||||
то через зазоры 8Г будет |
протекать некоторое количество пара, не со |
||||||||
вершая |
полезной |
работы. |
|
|
|
|
|
||
При расчетах тепловую потерю через радиальные зазоры прибли |
|||||||||
женно можно определять по формуле |
|
|
|
|
|||||
|
|
|
/zVT |
= [ V ( / s i n a i ) ] 0 o - / 2 ) , |
|
|
(1-71) |
||
где ai — угол |
наклона |
потока, выходящего из сопловых лопаток, |
|||||||
град; Ьг — величина радиального зазора, |
мм; / — высота |
направляю |
|||||||
щих лопаток, |
мм; /0 — энтальпия |
пара |
перед сопловыми |
лопатками, |
|||||
кДж/кг; i2— энтальпия |
пара за |
рабочими лопатками |
с учетом всех |
||||||
потерь, кроме утечек, кДж/кг. |
|
|
|
|
|
||||
Так |
как |
обычно в |
реактивной |
ступени |
ai ~ |
fe. то (1-71) |
пригодна и для оценки утечки через зазоры между рабочими |
лопатка |
ми и корпусом, т. е. для ступени в целом. |
|
Потери от влажности пара. В турбинах конденсационного типа |
|
несколько последних ступеней обычно работает в области |
влажного |
пара, в результате чего образуются капельки воды. Эти |
капельки |
под действием центробежной силы отбрасываются к периферии. Одно временно они получают ускорение от частиц пара основного потока, движущегося со скоростью с4 . Таким образом, на сообщение ускоре ния капелькам воды расходуется некоторое количество энергии. Вследствие того что абсолютная скорость пара с4 значительно больше: скорости частичек воды cie, направление вектора относительной ско рости wiB входа капель воды на рабочие лопатки отлично от направле ния входа пара. Капельки воды движутся под углом к спинкам рабо чих лопаток, вследствие чего последние испытывают удары о капли воды. Удары капелек воды в спинки лопаток не проходят бесследно для работы ступени. С одной стороны, входные кромки рабочих лопа ток, как показал опыт эксплуатации паровых турбин, подвергаются износу. С другой стороны, требуется некоторое количество энергии на преодоление тормозящего действия, оказываемого на рабочие ло патки частичками воды.
В области влажного пара в связи с частичным выделением влаги работу совершает не все количество пара, проходящего через ступень, а только часть его. Та часть пара, которая в процессе расширения превращается в воду, определяет основную составляющую потерь от влажности. С достаточной для практических целей точностью потери от влажности пара можно определять по уравнению
hM = (l-x)hi, |
(1-72) |
где hL — использованный перепад тепла на ступени с учетом всех по терь, кроме потери от влажности, кДж/кг; х — средняя степень су хости пара в ступени:
х = {xi 4- х2)12,
где Xi и х2 — степени сухости пара соответственно перед соплами и за рабочими лопатками.
41
Потери в выпускном патрубке. Отработавший пар турбины отво дится через выпускной патрубок с некоторой скоростью. Для создания скорости затрачивается перепад давления.
В паровых турбинах с противодавлением скорости пара в выпуск ных патрубках относительно невелики (4Q-—60 м/с). В конденсацион ных турбинах скорости в выпускных патрубках достигают значений ЮО-г-120 м/с. Кинетическая энергия, с которой пар покидает турбину, обусловливается потерей давления. Величина потерь давления в вы пускном патрубке при расчетах турбомашин
ДРп =р2 — Ргк == ^(сп /100)2 р2 к, |
(1-73) |
где pz — давление пара за лопатками турбины; р2к — давление пара
при |
входе в конденсатор; сп — скорость пара в выпускном патрубке; |
X = |
0,07ч-0,1 — коэффициент. |
Тепловые потери в турбине повышают теплосодержание отрабо тавшего пара, уменьшая полезно использованное тепло.
§ 1-10. Внешние потери
Механические потери. Эти потери обусловливаются затратой час ти энергии на преодоление сопротивлений в опорных и упорных под шипниках, включая опорные подшипники генератора или другой машины, соединенной с валом турбины, на приводы системы регули рования и главного масляного насоса. В турбинах с водяными уплот нениями или водяным охлаждением конца вала на преодоление вред ных сопротивлений дополнительно затрачивается часть энергии. Водя ные (гидравлические) затворы устанавливаются на паровых турбинах,
100 200 |
500 |
woo |
1500 для нижних хриВых |
||
W00 |
5000 |
10000 |
15000 |
20000 |
25000 |
Рис. 1-20. Механический к. п. д. в зависимости от мощности турбины и ее числа оборотов
чаще для охлаждения концов вала турбины. Отечественные заводы
СССР в настоящее время, как правило, не применяют водяные уплот нения. Механические потери в турбоагрегате учитываются механиче ским к.п.д. TJm , и сумму механических потерь можно определить опыт ным путем.
42