Паровые турбины

В результате по мере движения пара через уплотнение его давление уменьшается от Р_1у до Р_2у.

Расход пара через уплотнение определяется давлением перед последним гребешком, которое тем меньше, чем больше гидравлическое сопротивление предшествующих гребней.

Протечка пара через диафрагменное уплотнение определяется соотношением:

,



где G - расход пара через ступень;

z - число гребешков;

м₁ - коэффициент расхода сопловой решетки;

F₁ - площадь выходного сечения сопловой решетки;

F_y - площадь для прохода пара под последним гребешком;

м_y - коэффициент, зависящий от формы и размеров гребешка и зазора под ним;

k_y - поправочный коэффициент, зависящий от конструкции уплотнения. Для ступенчатого уплотнения (рис.2), в камерах которого происходит полное гашение скорости,

k_y = 1.

Однако, ступенчатые уплотнения не могут применяться там, где в процессе эксплуатации могут быть относительно большие смещения ротора, т.к. в этом случае могут возникнуть осевые задевания. Тогда используют прямоточные уплотнения, в камерах которых не происходит полного гашения скорости и таким образом протечка больше (k_y > 1), чем в ступенчатых уплотнениях.

Из формулы видно, что протечка через диафрагменное уплотнение (G_1y) обратно пропорциональна квадратному корню из числа уплотняющих гребешков (z) и прямо пропорциональна площади для прохода пара: F_y =р·D_y·д_1, где D_y - диаметр уплотнения.

Уменьшение зазора д₁ в уплотнении ограничивается возможностью задеваний ротора о статор.



Рис.4.

При этом в месте касания происходит местный разогрев периферийного слоя металла ротора. В результате теплового расширения металла в месте касания возникает прогиб ротора, что приводит к еще большему задеванию. После останова и остывания ротор получит так называемый остаточный прогиб. Такой ротор приходится подвергать правке - сложной операции, осуществляемой в заводских условиях.

Как правило, выбирают д₁ = D_y / 1000 ? 0,3 ч 0,6 мм. Диаметр уплотнения также стараются уменьшить, однако его минимальное значение ограничивается вибрационными характеристиками валопровода.

Рис.5. Процесс течения пара в уплотнении в h - s диаграмме.

Состояние пара перед первой щелью характеризуется точкой О^I. Отрезок О^Iа^I соответствует расширению пара в первой щели. Точка а^I характеризует состояние пара в первой щели. Располагаемый теплоперепад первой щели равен кинетической энергии потока в этой щели.

В процессе изобарного торможения в камере за первой щелью (а^IО^II) кинетическая энергия потока переходит в теплоту. В результате этого энтальпия пара перед второй щелью (точка О^II) становится равной энтальпии перед первой щелью - h₀. Далее процесс повторяется, при этом располагаемые теплоперепады, приходящиеся на каждую последующую щель, увеличиваются, т.к. скорости пара возрастают согласно уравнению неразрывности:

,

где F_y = р·d_y·д_y - площадь щели (одинакова для всех щелей);

G_y = const - расход;

v - удельный расход (увеличивается).

Таким образом, состояние пара в камерах уплотнения характеризуется точками О^II ,О^III, 1 , которые располагаются на линии h₀ = const, соответствующей процессу дросселирования. Состояние пара в сужениях (щелях) уплотнения характеризуется точками а^I , а^II, а^III, расположенных на линии а - б, которая соответствует процессу течения пара с трением в трубе постоянного сечения и называется линией Фанно.

Температура пара вдоль уплотнения изменяется незначительно.

Расход пара через уплотнение обратно пропорционален квадратному корню из числа щелей z:



.

,

где м_y - коэффициент расхода щели уплотнения, зависящий от

формы уплотняемого гребешка;

F_y - площадь зазора в уплотнении;

- давление и удельный объем перед уплотнением;

о = Р₁ / Р₀ - отношение давления за уплотнением к

давлению перед уплотнением.

Процесс течения пара в прямоточном уплотнении отличается тем, что в камерах между гребнями поток тормозится не полностью. Часть кинетической энергии расходуется на ускорение потока, поэтому расход пара через щель прямоточного уплотнения значительно больше, чем ступенчатого:

,

где k_y - поправочный коэффициент (рис.4).



25. Конструкция упорного подшипника

Рис.9: 1 - вал турбины; 2 - отверстия в установочном кольце; 3, 5 - упорные сегменты; 4 - упорный диск (гребень); 6 - уплотнения; 7 - перепускной маслопровод; 8 - коллектор; 9 - ребра качания.

Конструктивно упорный подшипник чаще всего размещают в корпусе вместе с одним из вкладышей опорного подшипника.

В современных турбоагрегатах применяют сегментные упорные гидродинамические подшипники скольжения.

На валу турбины 1 выполняют упорный диск 4(гребень), который через масляный слой опирается в зависимости от направления осевого усилия на сегменты 3 или 5, поворачивающиеся около ребер качения 9. Масло для смазки подводится от насоса в коллектор 8, из которого по отверстиям 2 в установочном кольце подается к сегментам 3.

Между упорным сегментом и гребнем образуется масляная пленка, препятствующая их контакту (сухому трению).

Маслоснабжение сегментов 5 второго ряда осуществляется перепуском масла по маслопроводу 7 в камеру этих сегментов.



26. Способы уменьшения осевого усилия

(1.) Для уменьшения осевого усилия, передаваемого на упорный подшипник, применяют так называемый разгрузочный поршень, которым является первый отсек переднего кольцевого уплотнения с увеличенным диаметром уплотнительных щелей.

Диаметр «поршня» d_п выполняют больше, чем диаметр вала d₁ под диафрагмой второй ступени. В результате на кольцевую поверхность, расположенную вне окружности диаметра d_п, будет действовать осевое усилие R_д, обусловленное разностью давлений (р'₁ - р₂) и направленное по потоку пара, а на кольцевую поверхность

Рис.3

будет действовать давление р₂ за ступенью, и в результате возникнет разгружающая сила:

,

действующая справа налево и направленная против основного осевого усилия R_у, действующего слева направо.

Чем больше разность диаметров d_п и d₁, тем больше разгрузочная сила.

Т.к. d_п> d₂ - диаметра вала, выходящего из цилиндра, на ротор будет действовать дополнительная нагружающая осевая сила:

,

вызванная давлением р_х.

Рис.4

Для уменьшения р_х камеру отбора из уплотнения соединяют с промежуточной ступенью или выходным патрубком.

Суммарное осевое усилие, действующее на ротор, определяется:

.

Как правило, в турбинах активного типа разгрузочный поршень имеет небольшой диаметр; в турбинах реактивного типа, где осевые усилия велики, разгрузочный поршень выполняют большого диаметра, сравнимого с диаметром ступеней турбины.

(2.) Использование симметричной конструкции цилиндра.

Рис.5

Обычно таким образом выполнены ЦНД.

Такая конструкция неприемлема для турбин с малым объемным пропуском пара, из-за слишком малых высот лопаток в ЦВД.

У турбины К-500-65/3000 ХТЗ все цилиндры выполнены таким образом:

Рис. 6

(3.) Использование противоточного цилиндра, в котором пар после прохождения через несколько ступеней поворачивает на 180є и движется в обратном направлении (рис.6).

Однако, при этом возникают дополнительные потери с выходной скоростью пара в первой группе ступеней, а также потери из-за поворота потока пара.

Рис.7

(4.) Противоположное направление потоков пара в соседних цилиндрах (рис.7).

Рис.8

В турбинах с промежуточным перегревом при переходных режимах усилия R₁ и R₂, взаимно уравновешенные для стационарного режима, могут существенно отличаться (R₁?R₂), т.к. из-за большой инерционности парового объема трубопроводов промежуточного перегрева давление перед ЦСД изменяется не одновременно с изменением давления перед ЦВД. Поэтому роторы ЦВД и ЦСД должны быть уравновешены каждый в отдельности. Это является недостатком данной конструкции.

27. Осевые усилия в паровой турбине

Пар, расширяясь в проточной части турбины, не только создает на роторе полезный вращающий момент, определяемый окружными усилиями, действующими на рабочие лопатки, но и воздействует на ротор в осевом направлении. Осевые усилия воспринимает на себя упорный подшипник.

Для того, чтобы обеспечить надежную работу турбины и, в частности, ее упорного подшипника, необходимо определить осевое усилие.

Рассмотрим осевые усилия, действующие на одну из промежуточных ступеней активного типа.

1.) От рабочих лопаток на ротор турбины передается осевое усилие R^I_a , которое может быть определено по результатам теплового расчета ступени:

Рис.1

.

Здесь разность давлений (р₁ - р₂) зависит от степени реактивности ступени (с). Чем больше с, тем больше R^I_a ,поэтому при выборе степени реактивности необходимо учитывать, что работа подшипника усложняется. Составляющая (С₁sin б₁ - C₂sin б₂) - разность осевых проекций скоростей для чисел Маха М_1t < 0,7 , - как правило, близка к нулю и, поэтому ею часто пренебрегают.

2.) Если давление р₁' больше р₂ , то возникает вторая составляющая осевого усилия от кольцевой части полотна диска:

,

где d_k = d - l₂ - корневой диаметр.

Давление р₁' между диафрагмой и диском зависит от соотношения трех расходов: диафрагменной протечки G_у, корневой протечки G_к, и протечки через разгрузочное отверстие G_отв. Разгрузочные отверстия позволяют снизить перепад давления на полотно диска, однако в дисках последних ступеней (ЧНД), где абсолютные значения осевых усилий невелики, а механические напряжения в дисках высоки, разгрузочные отверстия не выполняют, чтобы не создавать концентраций механических напряжений в дисках.

3.) Если имеется уступ ротора между втулкой диафрагменного уплотнения и ступицей диска (т.е. [d₂-d₁]), то появляется третья составляющая осевого усилия:

4.) При ступенчатом диафрагменном уплотнении возникает осевое усилие вследствие разности давлений по обе стороны каждой ступеньки высотой Д. И четвертая составляющая осевого усилия в ступени запишется в виде:

,

где d_у - средний диаметр уплотнения.

Рис.2



Полное осевое усилие, действующее на ротор, находится суммированием всех составляющих в каждой ступени, а также усилий, действующих на уступы ротора, расположенные вне проточной части ступеней:

где i - порядковый номер составляющей осевого усилия.

.

28. Диаграммы режимов турбин

Диаграммой режимов паровой турбины называют графическое изображение зависимости между электрической (или внутренней) мощностью турбины и расходом пара. В ряде случаев добавляются и другие параметры : например, отбор пара , противодавление и т.д.

Наиболее просто диаграмма режимов выглядит для конденсационной турбины, не имеющей отборов пара для регенеративного подогрева питательной воды, ее математическое описание:

,

где G - расход пара через паровую турбину;

Н₀^т - располагаемый теплоперепад паровой турбины;

з_оэ - относительный электрический КПД.

При фиксированных начальных параметрах (Р₀, t₀) и давлении в конденсаторе P_к, электрическая мощность зависит от расхода линейно, с точностью, с которой з_оэ имеет постоянное значение.

Отклонение линейной зависимости при малых значениях Р_э объясняется значительным уменьшением КПД, который станет = 0 при Р_э=0, т.е. при холостом ходе турбоагрегата, когда энергия пара, поступающего в турбину в количестве G_хх, тратиться только на поддержание ее номинальной частоты вращения (расходуется на преодоление трения в подшипниках)

Рис.4. (и о паровую среду).

Отношение х = G_xx/G₀ называется коэффициентом холостого хода. Чем больше мощность турбоагрегата, тем меньше х (для турбины 300 МВт х = 0,03).

Диаграмма режимов турбины с противодавлением связывает уже не два параметра (G и Р_э), а три, добавляется еще величина противодавления Р₂.

Рис.5. Диаграмма режимов турбины

Р - 40 - 130 /31 ТМЗ.

1 - 3,6 МПа;

2 - 3,4 МПа;

3 - 3,2 МПа;

4 - 3,1 МПа;

5 - 3,0 МПа.

Еще более сложный вид имеет диаграмма режимов турбины с регулируемым отбором пара, связывающая три параметра: расход свежего пара G, электрическую мощность Р_э и отбор G_т.

Рис.6. Упрощенная диаграмма турбины с регулируемым отбором пара (нет регенеративных отборов).

Обозначения на рис.6:

Р_э.о - номинальная электрическая мощность;

Р_э.max - максимальная электрическая мощность;

G_max - максимально допустимый расход;

a - b - работа турбины на конденсационном режиме (G_т = 0). В этом случае максимальная мощность совпадает с минимальной (точка b).

e' - k' - чисто теплофикационный режим (противодавление) G_к = 0, G = G_т. На практике такой режим не допустим, т.к. происходит перегрев ЧНД. В этом случае через ЧНД проходит небольшой (5ч10 %) вентиляционный пропуск пара G_{к min} (линия e - k).

Линии постоянного расхода пара в отбор (G_т = const) - это прямые, параллельные линии G_т = 0 (a - b).

Линии постоянного расхода пара в ЧНД (конденсатор) G_к = const, параллельно линии G_к = 0.

bcf - область перегрузки (нерегулируемая зона)

Изменения скорости потока за соплом при изменении давления Р₁ могут быть представлены виде годографа скоростей .

; ; отношение давления;

; к_возд=1,4.



В режиме предельной расширительной способности косого среза (Р₁=Р_{1 пр}) осевая составляющая скорости равна скорости звука в потоке за соплом.

, т.е. ;

; .

Отсюда уравнение для предельной степени расширения потока в косом срезе:

,

т.о. зависит от угла и свойств пара (газа). При достигается максимальный угол отклонения потока за суживающимся соплом:

.

Использовать суживающиеся сопла для получения сверх звуковых потоков (путём расширения в косом срезе) целесообразно только в том случае, если угол отклонения в косом срезе



в этом случае суживающиеся сопла работают устойчиво.

При потери в суживающихся соплах (волновые потери) возрастают и целесообразнее использовать расширяющиеся сопла.

Для расширяющиеся решёток, по аналогии с суживающимися, из уравнения неразрывности можно получить формулу для определения угла отклонения в косом срезе:

.

Расширение пара в косом срезе происходит и в рабочих лопатках:

.

Размещено на Allbest.ru

...