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

170 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

79793. Совершенствование автоматизации информационных технологий отдела комплектования ГАТО 465.5 KB
  Автоматизированная архивная технология рассматривается как составная часть архивного дела и на современном этапе его развития может быть представлена как совокупность методов и процессов обработки информации, осуществляемых архивными учреждениями с использованием средств электронной вычислительной техники.
79795. РАЗРАБОТКА ПРОГРАМНОГО ПРИЛОЖЕНИЯ ДЛЯ ОБУЧЕНИЯ ИНТЕРНЕТ-ТРЕЙДИНГУ 892 KB
  азработанное программное приложение импортирует и отображает реальные биржевые котировки, дает пользователям возможность следить за их изменениями, создавая имитацию онлайн действия. Реализован механизм подачи заявок на покупку/продажу биржевых активов и представление данных о ходе торгов в виде таблиц, позволяющих пользователям получать данные о своих торгах, контролировать состояние доступных средств, а также свою прибыль.
79796. Проектирование телефонной IP сети 1.09 MB
  Использование цифровых систем передачи объясняется существенными достоинствами передачи: высокой помехоустойчивостью, слабой зависимостью качества передачи от длины линии связи, стабильностью электрических параметров каналов связи
79797. База данных Учебная часть РПТ 1.54 MB
  Применение ЭВМ в учебном процессе является естественным продолжением многолетнего процесса внедрения в обучение технических средств. Обладающие высоким быстродействием, большой памятью, способностью перерабатывать информацию, поступающую одновременно от многих пользователей, ЭВМ являются мощным средством повышения эффективности труда.
79798. Испытание и сертификация очень легкого самолета ХАЗ-30 2.2 MB
  Найдены расчетные скорости полета, маневренные перегрузки и перегрузки при полете в неспокойном воздухе. Построена огибающая предельных режимов самолета, определены значения максимальной и минимальной перегрузок. Построены эпюры внутренних силовых факторов, осуществлена проверка правильности построения указанных эпюр. В сечении крыла с исходя из условий статической прочности подобраны сечения силовых элементов
79799. Совершенствование управления прибылью и рентабельностью «ИП Иващенко Д.В» 5.34 MB
  Понятие значение и виды прибыли организации. Актуальность мероприятия направленные на увеличение прибыли ИП Иващенко Д. Повышение эффективности использования прибыли. Рикардо впервые сформулировали факторную модель формирования прибыли как результат использования производственных ресурсов: материальных труда и капитала.