1084

Относительный внутренний КПД турбинной ступени

Лекция

Энергетика

Потери трения диска и лопаточного бандажа. Потери при парциальном подводе водяного пара в турбинную ступень. Потери от утечек в турбинной ступени. Лабиринтовые уплотнения. Потери от влажности водяного пара.

Русский

2013-01-06

765.5 KB

176 чел.

Лекция №7. Относительный внутренний КПД турбинной ступени

Ранее рассмотренный относительный лопаточный КПД ол турбинной ступени характеризует эффективность ее решеток и потери энергии с выходной скоростью. Совершенство и экономичность турбинной ступени с учетом дополнительный потерь в ней определяет относительный внутренний КПД 

                                                         оi=Ni/N0=GHi/(GE0)=Hi/E0.                                     (7.1)

В том случае, когда степень использования энергии с выходной скоростью вс=0 располагаемая энергия ступени Е0=. Обычно относительный внутренний КПД оi определяют по значению ол за вычетом суммы дополнительных потерь, оцениваемых следующими коэффициентами потерь: от трения диска и лопаточного бандажа трд; связанных с парциальным подводом водяного пара парц; от протечек в диафрагменных и надбандажных уплотнениях у=уд+уб; от влажности рабочей среды вл.

                                                        оi=ол-(трд+парц+у+вл).                                      (7.2)

7.1. Потери трения диска и лопаточного бандажа

Источником потерь трения диска являются затраты энергии на трение в зазоре между вращающимся диском и поверхностью тела диафрагмы (рис.7.1,а). При этом в рассматриваемом зазоре толщиной s формируются рециркуляционные образования.

                 

                                            а)                                                                                    б)

Рис. 7.1. Схема формирования потерь от трения диска (а) и зависимость

для определения коэффициента трения kтр (б)

У поверхности вращающегося диска и у неподвижной поверхности тела диафрагмы в эпюре скоростей имеют место повышенные градиенты. Вращательное движение создает в потоке градиент давления по радиусу, под действием которого у неподвижной поверхности возникает течение от периферийных сечений камеры к ее центру. У поверхности диска под действием центробежных сил, наоборот, возникает течение от центра к периферии. На поддержание рассмотренного циркуляционного течения расходуется дополнительная энергия. Кроме того, имеют место потери на трение на поверхностях диска и бандажной ленты рабочей решетки. Мощность, затрачиваемая на преодоление сил аэродинамического сопротивления, пропорциональна плотности водяного пара в зазоре, площади и степени шероховатости поверхности диска, а также значению окружной скорости:

                                                             Nтр=kтрu3d3/(2v),                                              (7.3)

где d – средний диаметр ступени, u – окружная скорость, v – удельный объем пара: kтр – коэффициент трения, зависящий от режима течения в зазоре (Reu=ud/) и относительного зазора s/rд (рис.7.1,б). Обычно диапазон значений коэффициента трения равен kтр=(0,45…0,8)10-3. Относительные потери на трение диска с учетом потерь от трения на поверхности бандажной ленты (их значения малы) по отношению к располагаемой мощности турбинной ступени определяются коэффициентом по формуле

                                            .                                 (7.4)

Видно, что потери от трения диска тем больше, чем меньше выходная площадь сопловой решетки F1 (в первых ступенях турбин, а также при высоких параметрах пара, когда объемный пропуск пара Gv1 мал).

7.2. Потери при парциальном подводе водяного пара в турбинную ступень

В турбинных ступенях с малой площадью выходного сечения их решеток используется парциальный подвод водяного пара. В современных турбинах такой подвод реализуется в регулирующих ступенях (ступенях с переменной парциальностью), в которых при открытии или закрытии регулирующих клапанов, соответственно, открываются или закрываются для доступа водяного пара сегменты сопловой решетки, установленные в сопловых коробках паровпускной части турбины. На рис.7.2 представлены общие виды и разрезы, поясняющие организацию подвода водяного пара в проточную часть турбин (на рис.7.2,а – для двухкорпусного исполнения ЦВД, на рис.7.2,б – для однокорпусного исполнения). На рис.7.2,а представлен поперечный разрез по сечению А-А паровпуска двухкорпусного ЦВД, На них видны четыре сопловые коробки, обслуживаемые соответствующими регулирующими клапанами (группой клапанов). Сопловые сегменты регулирующей ступени в такой конструкции располагаются не по всей длине окружности паровпуска, а по ее части.

Подвод пара в конструкции ЦВД с двустенным исполнением корпуса (рис.7.2,а) осуществляется по трубопроводам 3, соединяющим регулирующие клапаны с соответствующими сопловыми коробками 9. Из трубопровода пар в сопловую коробку направляется через входной патрубок 10, нижняя часть которого соединяется с горловиной коробки посредством компрессорных (поршневых) колец, обеспечивающих плотное соединение и подвижность его элементов в условиях взаимных тепловых расширений.

Рис. 7.2.а. Организация подвода водяного пара в турбину с двухкорпусным исполнением ЦВД:

1 – опорные лапы наружного корпуса ЦВД; 2 – вертикальные шпонки наружного корпуса; 3 – трубопроводы подвода пара от РК к сопловым коробкам регулирующей ступени; 4 – патрубок отбора пара в ПВД регенеративной системы ТУ; 5 – выходные патрубки ЦВД; 6 – продольные шпонки между внутренним 11 и наружным 12 корпусами; 7 – опорные лапки внутреннего корпуса; 8 – окружные (вертикальные) шпонки; 9 – объем сопловой коробки с сегментами сопловой решетки регулирующей ступени; 10 – входной патрубок; 11 – внутренний корпус; 12 – наружный корпус; 13 – коллектор системы обогрева шпилек фланцевого соединения нижней и верхней частей наружного корпуса ЦВД; 14, 15 – шпильки с колпачковыми гайками; 16 – элементы парового обогрева фланцев наружного корпуса; 17 – нижняя часть наружного корпуса; 18 – нижняя часть внутреннего корпуса; 19 – пазы (выборки) в наружном корпусе для установки опорных лапок внутреннего корпуса; 20 – фикспункт системы корпусов ЦВД, включая корпус сопловой коробки

Внутренний корпус, в расточках которого установлены диафрагмы группы турбинных ступеней левого отсека ЦВД, подвешен (свободно опирается) во внешнем корпусе 12 посредством четырех опорных лапок 7 (рис.7.2,а) в плоскости горизонтального разъема цилиндра турбины. На оси паровпуска между корпусами (сопловой коробки, внутреннего и наружного) выполнены окружные (вертикальные) шпонки 8, обеспечивающие формирование фикспункта (точка 20) рассматриваемой конструкции корпусов. От фикспункиа с соблюдением центровки внутренний корпус расширяется относительно наружного. При этом продольные шпонки 6 обеспечивают строго осевое перемещение внутреннего корпуса. Внешний корпус имеет короба 16 для парового (воздушного) обогрева фланцев и систему подвода пара для обогрева шпилек фланцевого соединения 13 нижней и верхней (крышки 12) частей корпуса. В расточке (пазе) корпуса сопловой коробки устанавливаются сегменты сопловой решетки регулирующей ступени. Призматические шпонки 5, 7, 8 и 9 фиксируют  соответствующие плоскости, в которых корпус коробки будет расширяться относительно внутреннего корпуса 11.

Технические решения по организации подвода водяного пара к проточной части турбины с одностенным корпусом ЦВД представлены на рис.7.2,б.

Рис. 7.2,б. Организация подвода водяного пара в турбину с однокорпусным ЦВД

Такая схема подвода используется в турбоагрегатах с докритическими параметрами свежего пара. Здесь регулирующие клапаны расположены непосредственно у корпуса ЦВД, от которых пар направляется в соответствующие сопловые коробки. Горловины сопловых коробок приварены к патрубкам наружного корпуса. При такой схеме расположения РК и устройств передачи усилий от сервомоторов к штокам клапанов возникают дополнительные сложности при ремонтных операциях на ЦВД паровой турбины.

Степенью парциальности турбинной ступени называют отношение длины окружности, занятой каналами сопловой решетки, через которые осуществляется доступ водяного пара к рабочей решетке, к общей длине окружности, определяемой по среднему диаметру dср:

                                                              e=z1t1/(dср).                                                      (7.5)

  При парциальном подводе пара формируются дополнительные потери, определяемые эффектами вентиляции и на концах дуг сопловых сегментов. При е1 каналы рабочих лопаток при вращении диска попеременно то заполняются потоком водяного пара из сопловых каналов, то выходят из активной части воздействия парового потока. В этих условиях рабочая решетка выполняет функции вентилятора, захватывая и перемещая часть рабочей среды, что требует затрат энергии. Эти затраты формируют потери на вентиляцию (далее вентиляционные), относительное значение которых оценивается коэффициентом вентиляционных потерь:

                                                    ,                                           (7.6)

где значение коэффициента kв=0,065, m – число венцов турбинной ступени (для одновенечной m=1, а двухвенечной m=2).

Рис. 7.3. Схема движения рабочей среды по концам дуг ее подвода в парциальной ступени

Потери на концах дуг сопловых сегментов (рис.7.3) связаны с удалением застойной части водяного пара из межлопаточных каналов рабочей решетки, когда при вращении они приближаются к дуге активного подвода пара из каналов сопловой решетки. Кроме того, в этой зоне нарушается структура основного потока, что также вызывает потери энергии. Обе составляющие потерь по концам дуг подвода пара парциальной ступени называют сегментными потерями, относительное значение которых определяют по формуле:

                                                  ,                                                (7.7)

где F1 – площадь выходного сечения сопловой решетки, В2 – ширина рабочей решетки, l2 – высота ее лопаток, i – число пар концов сопловых сегментов (обычно i=4). Для двухвенечной ступени произведение ширины и высоты заменяют суммой B2l2+0,6B21l21. В итоге дополнительные потери в ступени, связанные с парциальностью,

                                                           парц=в+сегм.                                                         (7.8)

Оптимальные значения степени парциальности оцениваются для одновенечной ступени выражением , а для двухвенечной - , где l1, м. Если при выполнении расчета оказывается, что значение еопт1, то с учетом конструкции сопловых коробок принимается для регулирующей ступени емах=0,8…0,85. При ее проектировании следует учитывать, что в рабочей решетке возникают существенные динамические нагрузки. Поэтому в оценках параметров надежности рабочих лопаток принимается уровень допускаемых напряжений изгдоп=15…25 МПа в сравнении с изгдоп=35…40 МПа  для обычных ступеней. Это обстоятельство в ряде случаев приводит к необходимости увеличения хорды профиля b2 рабочих лопаток, что снижает их относительную высоту . В итоге возрастают концевые потери в решетке. В целом уровень потерь в регулирующих ступенях из-за наличия парциальности выше, чем в ступенях с полным подводом водяного пара.

7.3. Потери от утечек в турбинной ступени. Лабиринтовые уплотнения

В турбинной ступени имеют место утечки рабочей среды через диафрагменное (Gду) и надбандажное (Gбу) уплотнения (рис.7.4,а). Кроме того, существуют утечки в корневом сечении ступени (корневая утечка (Gку) и через разгрузочные отверстия в диске (Gотв).

  

                        а)                                                                             б)                                                       в)

Рис. 7.4. Схема утечек в турбинной ступени (а), схемы ступенчатого и прямоточного типов уплотнений (б) и диаграммы изменения параметров пара в ступенчатом уплотнении (в)

Уплотнения, уменьшающие утечки, выполняют лабиринтовыми и в зависимости от конструкции могут быть ступенчатого или прямоточного типов (рис.7.4,б). Процессы изменения давления и энтальпии в таких уплотнениях показаны на рис.7.4,в. Под гребнем уплотнения поток ускоряется, а далее, в камере, происходит его изобарное торможение. Для ступенчатых уплотнений это торможение полное, а для прямоточных – частичное. Поэтому более эффективной является ступенчатая схема лабиринтовых уплотнений. Чем больше число гребней z в уплотнении, тем больше его сопротивление. При этом расход пара через уплотнение обратно пропорционален значению. Так как процесс течения в уплотнениях по состоянию водяного пара в его камерах аналогичен процессу дросселирования, то температура водяного пара вдоль уплотнения изменяется незначительно. Следует помнить, что если при истечении перегретого пара через суживающиеся сопла критическое отношение давлений кр=0,546, то для отверстия с острой кромкой кр=0,13. Тогда соотношение критических расходов при кр имеет вид Gкротв=0,85Gкрсопл. Используя аналогию истечения через отверстие с острой кромкой с истечением через сопло, можно получить упрощенное выражение для определения расхода через уплотнение в следующем виде:     

                                              ,                                             (7.9)

где у – коэффициент расхода щели уплотнения (рис.7.5,а), Fу=dуу – площадь кольцевой щели толщиной у под гребнем уплотнения, , – параметры торможения водяного пара перед уплотнением,  zz/– отношение давления на выходе из уплотнения pz к давлению торможения на входе в него. Формула (7.9) справедлива для ступенчатой схемы уплотнения.

                  

                                                                         а)                                                                        б)

Рис.7.5. Коэффициенты расхода для уплотнений с различной формой гребней (а) и

поправочный коэффициент для прямоточного уплотнения (б)

 

Для прямоточной схемы необходимо к полученному по (7.9) значению Gу ввести поправочный коэффициент kу (рис.7.5,б).

Очевидно, что для многощелевых уплотнений наибольшая скорость потока будет иметь место в последней щели. Тогда при фиксированном начальном давлении водяного пара перед уплотнением максимальный расход через него определяется условием, когда в последней щели достигается критическое значение скорости потока. Для этого условия критическое значение отношения давлений в уплотнении

                                              .                                          (7.10)

Если при расчете уплотнения окажется, что крупл, то в формуле (7.9) вместо значения следует подставлять значение крупл. В случаях использования гребней со скругленными кромками (рис.7.5) в (7.10) вместо кротв следует применять значение кр=0,546 (при истечении перегретого водяного пара).

Поскольку утечки через уплотнения приводят к потерям мощности, то коэффициенты потерь можно оценивать через снижение относительного лопаточного КПД ступени. На этой основе осуществляется оценка коэффициентов потерь от утечек.

Для диафрагменных уплотнений (рис.7.6) турбинных ступеней активного типа

                                                      ,                                                    (7.11)

где kу – поправочный множитель, значение которого для прямоточной схемы уплотнения находят по данным рис.7.5,б, а для ступенчатого уплотнения kу=1; у – коэффициент расхода уплотнения (рис.7.5,а); z – число гребней диафрагменного уплотнения (рис. 7.6); F1 – площадь выходного сечения сопловой решетки; 1 – коэффициент расхода сопловой решетки.

Рис. 7.6. Конструкция диафрагменного уплотнения
1 - паз в теле диафрагмы; 2 - пластинчатая пружина; 3 - сегмент диафрагменного уплотнения (обычно их шесть-восемь штук); 4 - гребни уплотнения; 5 - ротор; 6 - выступы на роторе; 7 - тело диафрагмы

Для  надбандажных уплотнений  (рис.7.7)

                                           ,                                      (7.12)

где dпер – диаметр по периферии рабочих лопаток; Э – эквивалентный зазор периферийного уплотнения; ср – степень реактивности на среднем диаметре ступени. Для рабочей решетки с бандажом (рис.7.7,а)

                                          ,                                              (7.13)

где коэффициент расхода для осевого зазора а принимают равным а=0,5, а коэффициент расхода r для радиального зазора r оценивают по данным рис.7.5. Для рабочей решетки без бандажа (рис.7.7,б) Э=0,75r. Для турбинной ступени реактивного типа (=0,5) определение коэффициента потерь от утечек осуществляется по формуле:

                                             .                                                (7.14)

Рис. 7.7. Зазоры в периферийной части турбинных ступеней:

а – рабочая решетка с бандажом; б -  рабочая решетка без бандажа

                                      7.4. Потери от влажности водяного пара

В последних ступенях конденсационных турбин ТЭС и в большинстве ступеней паровых турбин АЭС осуществляется процесс расширения влажного водяного пара. Его основными характеристиками являются степень сухости х=m11/(m1+m11) или степень влажности y=1-x, где m11- масса сухого насыщенного пара, m1 – масса влаги. Процессы преобразования энергии в проточной части турбинной ступени (рис.7.8,а) при движении влажного пара сопровождаются дополнительными потерями от влажности, которые определяются следующим факторами:

  •  неустойчивость равновесного состояния;
  •  запаздывание конденсации с переохлаждением;
  •  потери на транспорт влаги (разгон и торможение);
  •  изменение кинематических характеристик (треугольников скоростей);
  •  дробление и сепарация капель влаги, образование пленок.

В каналах сопловой и рабочей решеток относительно крупные частицы влаги движутся с отставанием от паровой фазы. В качестве примера на рис.7.8,б показано для двух характерных сечений по высоте турбинной ступени сравнение треугольников скоростей, в которых сплошные линии определяют кинематику сухого насыщенного пара, а штриховые линии - кинематику капель влаги. Так как скорость капель влаги с11 на выходе из сопловой решетки в абсолютном движении мала, то относительная скорость w11 на входе в каналы рабочей решетки  направлена под большим углом 11 и больше по значению, чем для паровой фазы. Поэтому при ударе капель влаги о входную кромку рабочих лопаток со стороны их выпуклой поверхности создается противодействие крутящему моменту на диске ступени, а также формируются условия для эрозионных процессов в лопатках. Существенным является отличие кинематических характеристик и для выходного треугольника скоростей. Все это отражается на эффективности турбинной ступени. В качестве приближенной оценки коэффициента потерь от влажности возможно использование формулы

                                                    вл=0,5а(y0+y2),                                                        (7.15)

где y0, y2 – степени влажности, соответственно, на входе в сопловую решетку и на выходе из рабочей решетки турбинной ступени, а=0,4…1,4 – коэффициент, зависящий от конструкции ступени и ее параметров. В предварительных расчетах обычно принимают значение а=0,8…0,9. Более точной, с учетом параметра u/cф ступени, является следующая оценка коэффициента потерь:

                                                   вл=2uф[0,9y0+0,35(y2-y0)].                                      (7.16)

Кроме ухудшения экономичности, наличие влаги приводит к эрозионному износу, прежде всего, входных кромок рабочих лопаток, а также других элементов турбинной ступени, что снижает ее надежность.

  

                                                 а)                                                                                б)

Рис. 7.8. Процессы расширения влажного пара (а) и треугольники скоростей для

основного потока и частиц влаги в характерных сечениях решеток последних ступеней (б)

На рис. 7.9 показана схема влагоудаления в последних ступенях ЦНД паровых турбин.

Рис.  7.9. Средства ее удаления влаги в ЦНД

7.5. Зависимость oi=f(u/cф) для турбинной ступени

Искомую зависимость получают вычитанием из значения ол значений ранее рассмотренных коэффициентов дополнительных потерь в ступени (7.2), которые имеют прямую зависимость от параметра uф. Зависимость oi=f(u/cф) показана на рис.7.10. Видно, что дополнительные потери не только снижают эффективность ступени, но и уменьшают оптимальное отношение скоростей (uф)опт. Отсюда следует, что теплоперепад ступени необходимо выбирать несколько большим, нежели рассчитанный без учета потерь от трения диска, утечек, парциальности и влажности. Абсолютные потери от трения диска Нтр=трдЕ0 переходят в теплоту, которая повышает энтальпию водяного пара за ступенью (рис.7.11). Аналогично осуществляется повышение энтальпии, определяемое потерями от парциальности (Нпарц=парцЕ0) и влажности (Нвл=влЕ0).

  Механизм повышения энтальпии пара за ступенью за счет утечек связан со смешением потока протечки с основным потоком, проходящим через межлопаточные каналы ступени. Энтальпия пара утечек за ступенью равна энтальпии основного потока перед ступенью, так как в уплотнениях осуществляется процесс дросселирования. Поэтому при смешении протечки и основного потока за ступенью энтальпия водяного пара повышается на Нут=утЕ0 (рис.7.11). В итоге сумма представленных ранее дополнительных потерь (Н) при построении процесса расширения пара в турбинной ступени откладывается в h,s- диаграмме на изобаре р2.

      

Рис. 7.10. Зависимости oi, ол  и коэффициентов  дополнительных потерь в от отношения скоростей u/cф ступени                                 

                  

Рис. 7.11. Процесс расширения водяного пара в турбинной ступени с учетом дополнительных потерь

                                                                                                 

Следует отметить, что для промежуточной ступени с 0вс1, т.е. когда часть энергии с выходной скоростью Нвс22/2 используется в последующей ступени, соответствующие доли откладываются в h,s- диаграмме, как это показано на рис.7.11. При этом доля энергии, теряемая в данной ступени - (1-вс)Нвс, откладывается по изобаре р2, а доля, переходящая в последующую ступень - всНвс, откладывается вертикально.             Лектор: В.Ф. Касилов


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

46153. Основы организации работы по ведению бухгалтерского учета в кредитных организациях 200.79 KB
  Введение В процессе становления рыночной экономики когда банки действуют в условиях жесткой конкуренции и нестабильной экономической ситуации бухгалтерский учет не сводится только к отражению операций банка. Основная роль его состоит в использовании бухгалтерской информации для планирования активных и пассивных операций банка. Бухгалтерский учет в банке дает возможность ответа на вопросы о состоянии и движении имущества банка денежных средств кредитов фондов о расходах и доходах финансовых результатах деятельности банка.
46154. Создание поверхности для защиты от коррозии внутренних и внешних поверхностей труб тепловых и водопроводных систем 5.53 MB
  Сбор нагрузок на колонны. Колонны предназначены для поддержания железобетонного перекрытия.396 Этажи От перекрытия и покрытия Собственный вес колонны Расчетная суммарная нагрузка Длительная Кратковременная NДЛ NКР NПОЛН 4 1 1171 1223 Расчет нагрузки колонны Подсчет расчетной нагрузки на колонну. Расчет колонны первого этажа N=3504кН; ℓ 01=2.
46155. Оценка эффективности предпринимательской деятельности ОАО «Газпром» 208 KB
  Анализ эффективности деятельности предприятия ОАО Газпром 8 2. Для повышения деловой и инвестиционной активности предприятия все более актуальна необходимость более эффективного управления ими на основе комплексной достаточно полной и объективной системы оценок их финансовохозяйственной деятельности в сложной экономической обстановке рыночных изменений в условиях динамичной внешней среды. Анализ финансовохозяйственной деятельности служит базой для принятия управленческих решений переоценить его значение для эффективного функционирования...
46156. СИСТЕМНО-СТРУКТУРНЫЕ ПОДХОДЫ К МОДЕЛИРОВАНИЮ СИСТЕМ УПРАВЛЕНИЯ 159 KB
  Суть системного подхода можно определить так: это методология научного познания и практической деятельности а также объяснительный принцип в основе которых лежит рассмотрение объекта как системы. Иерархичность познания требующая многоуровневого изучения предмета: изучение самого предмета –собственный уровень; изучение этого же предмета как элемента более широкой системы вышестоящий уровень; изучение этого предмета в соотношении с составляющими данный предмет элементами нижестоящий уровень. Можно также сказать что системный...
46157. ОСНОВЫ ТРАНСПОРТНО-ЭКСПЕДИЦИОННОГО ОБСЛУЖИВАНИЯ 1.13 MB
  Сироткин ОСНОВЫ ТРАНСПОРТНОЭКСПЕДИЦИОННОГО ОБСЛУЖИВАНИЯ КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ Учебнометодическое пособие Нижний Новгород 2010 ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНАСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ ГОУ ВПО Волжский государственный инженернопедагогический университет А. Сироткин...
46158. Социология. Общий курс. Учебное пособие 2.78 MB
  социология: общий курс. тощенко получило признание во многих вузах россии так как наука социология в нем трактуется как социология жизни.5я73 тощенко жан терентьевич социология общий курс генеральный директор в. социология как наука.
46159. Web-браузер 16.01 KB
  Среди множества разнообразных программ просмотра гипертекстовых документов наибольшее распространение получили Microsoft Internet Explorer далее Explorer и Netscpe Nvigtor далее Netscpe. Ни та ни другая компания ничего не зарабатывает на распространении своих браузеров Explorer╗бесплатная программа а Netscpe условнобесплатная программа. Далее мы будем ориентироваться на браузер Netscpe. Методы работы с браузером Explorer практически не отличаются от методов работы с Netscpe что позволит приверженцам данного программного продукта...
46160. АДМИНИСТРАТИВНОЕ ПРАВО РОССИИ 797 KB
  Формы и методы государственного управления. Формы государственного управления. Методы государственного управления Правовые акты государственного управления Административно-правовое регулирование в сферах и отраслях управления.