Внутренний относительный кпд турбинной ступени

Внутренняя работа и внутренний КПД турбинной ступени

Определив все внутренние потери в ступни, можно записать выражение для внутренней работы (удельной внутренней работы, производимой 1 кг/пара)

(2.8.12)

где — сумма потерь энергии на окружности;

— сумма внутренних потерь, без учета .

Внутренний КПД турбинной ступени — это отношение внутренней работы к располагаемому теплоперепаду в ступени

(2.8.13)

Внутренний КПД, учитывающий все внутренние потери энергии, является более полной характеристикой экономичности ступени.

Он, как и КПД на окружности, существенно зависит от скоростной характеристики (отклонение скоростей). Характер этой зависимости показан на рис.59, из которого видно, что характер зависимости аналогичен зависимости .

Процесс преобразования энергии пара на диаграмме h-s для реактивной турбинной ступени с учетом внутренних потерь изображен на рис.60.

От действия личного состава в значительной мере зависит поддержание КПД турбинных ступеней и всей турбины на расчетном уровне, определенном ее конструкцией. Рассмотрим эксплуатационные факторы, влияющие на внутренние потери энергии и КПД турбинных ступеней.

Из всех внутренних потерь энергии следует выделить потери в направляющих (q_α) и рабочих (q_s) решетках, которые имеют наибольшую величину, а также подвержены наибольшему влиянию эксплуатационных факторов, зависящих от действий личного состава. Величина профильных и концевых составляющих этих потерь энергии определяется состоянием поверхности лопаток, ротора и внутренних поверхностей корпуса турбины в районе проточной части.

При эксплуатации турбин состояние поверхности лопаток определяется процессами коррозии, эрозии, а также величиной солеотложений, которые увеличивают шероховатость поверхности лопаток, ротора и корпуса, изменяют конфигурацию профилей лопаток и межлопаточных каналов, турбулизируют пограничный слой, изменяют характер движения парового потока и существенно увеличивают потери энергии. Процессы коррозии, эрозии и солеотложений связаны с параметрами пара.

Коррозионный износ является основным видом износа элементов проточной части турбины, как во время ее работы, так и при бездействии. При работе турбоагрегата факторами, ускоряющими коррозионные процессы, являются повышение содержания кислорода и солей во втором контуре. Личному составу необходимо строго соблюдать установленный эксплуатационными документами водный режим второго контура, поддерживая нормы по кислородосодержанию. Нормальная величина кислородосодержания обеспечивается поддержанием воздушной плотности конденсационной установки и систем, связанных с ней и находящихся под вакуумом, обеспечением нормальной работы концевых уплотнений турбин, деаэрационных устройств и ионообменных фильтров, поддержанием установленной величины переохлаждения конденсата в конденсатосборник (допустимое переохлаждение конденсата на более 1-2 С 0 ). Установленные нормы содержания солей во втором контуре при работе турбоагрегата обеспечиваются поддержанием водяной плотности теплообменных аппаратов, охлаждаемых забортной водой (главного конденсатора, конденсаторов эжекторов, холодильных машин и др.), недопущением скопления воды в трюме турбинного отсека, откуда вода повышенной солености может попасть во второй контур. Необходим периодический контроль кислородосодержания и содержания солей в установленных точках по приборам и путем лабораторного химического анализа.

При бездействии паротурбинной установки коррозия внутренних полостей турбин также имеет место. Ее интенсивность может быть даже значительно большей, чем при работе установки. Основным условием предупреждения коррозии при этом является качественное осушение (удаление влаги и влажного воздуха) из внутренних полостей турбоагрегата и связанных с ним систем после вывода ПТУ из действия и периодически в период бездействия.

При хранении ПТУ необходимо исключать попадание влаги во внутренние полости конденсаторов и турбин, обеспечивать герметизацию их от отсечного воздуха, содержащего пары воды и кислорода, поддерживать рекомендованные правилами эксплуатации температуру и влажность воздуха в турбинном отсеке (температура не менее 10 С 0 , влажность не более 85%).

При длительном хранении герметизация внутренних полостей турбин от отсека обеспечивается путем установки на вал турбины специальных приспособлений для укупорки.

Процессы эрозии от действия капель воды характерны для лопаточного аппарата последних ступеней турбин, работающих в области влажного пара. Увеличение влажности пара в последних ступенях турбины и распространение влажно-парового на другие ступени связано с уменьшением температуры пара перед маневровым устройством и приводит к росту потери энергии от влажности, а также резкому ускорению эрозионного износа лопаток. Для предотвращения этого необходимо следить за поддержанием установленного значения температуры пара перед маневровым устройством. Существенное влияние на интенсификацию эрозионных явлений оказывают повышение солесодержания рабочего тела и коррозионные процессы во втором контуре. Продукты коррозии и солеотложений, двигаясь в паровом потоке с большой скоростью, ускоряют эрозионный износ лопаточного аппарата. Известны случаи большого аварийного засоления второго контура, когда проточная часть турбины в такой степени забивалась солями и продуктами коррозии, что невозможно было провернуть турбину.

Для сохранения расчетного значения внутреннего КПД турбоагрегата необходимы грамотная его эксплуатация на основе глубокого понимания физических процессов, строгий контроль за указанными выше параметрами во время работы и при бездействии ПТУ.

Источник

3.5 Относительный внутренний кпд ступени

Рассмотренный ранее относительный лопаточный КПД ступени η_о.л характеризует качество ее решеток и потери энергии с вы­ходной скоростью. В ступени есть и другие потери, которые на­зывают дополнительными. К ним относят:

потери трения диска и лопаточного бандажа ξ_тр;

потери, связанные с парциальным подводом пара в ступени ξ_п;

потери от протечек пара в зазорах между статором и рото­ром ξ_у;

потери от влажности ξ_вл.

Учитывающий все эти потери КПД называют относительным внутренним КПД ступени

Потери трения диска и лопаточного бандажа. Трение между вращающимся диском и окружающим его паром возникает из-за того, что при вращении диск захватывает находящиеся вблизи от него частицы и сообщает им ускорение. При этом возникают силы аэродинамического сопротивления, на преодоление которых затрачивается мощность, называемая мощностью трения Р_ТР. Мощность, затрачиваемая на преодоление трения при вращении, будет тем больше, чем плотнее среда, в которой вращается диск, а также больше его поверхность и окружная скорость. Потери мощности на трение диска можно оценить по следующей фор­муле:

(3.37)

где d и u — средний диаметр ступени и окружная скорость на этом диаметре; v — удельный объем пара.

Коэффициент k_тp в этой формуле зависит от режима течения в камере между диском и неподвижными стенками, т. е. от чис­ла Re=ud/v, размеров камеры, шероховатости поверхности дис­ка, наличия разгрузочных отверстий в нем и др. Обычно k_тp сту­пеней паровых турбин составляет (0,45-0,8) • 10 -3 .

Относительные потери трения диска и бандажа ступени ха­рактеризуются отношением мощности трения диска к распола­гаемой мощности ступени и определятся по формуле

.

Следует отметить, что эти потери существенно зависят от ре­жима работы ступени: они пропорциональны кубу отношения скоростей.

Потери, связанные с парциальным подводом пара. В турбин­ных ступенях иногда приходится применять парциальный подвод пара. Так как в парциальных ступенях пар подводят не по всей окружности, а только по ее части е, то на части дуги окружности 1-е в каналах рабочих решеток отсутствует актив­ный поток пара и рабочая решетка работает как вентилятор. Мощность, затрачиваемая на вентиляцию «застойного» пара и отбираемая от ступени, пропорциональна расходу пара, участ­вующему в вентиляционном процессе, и работе, затрачиваемой на вентиляцию.

Количество вентилируемого пара пропорционально площади, не занятой сопловыми лопатками (1—e)πdl₂, и скорости u и об­ратно пропорционально удельному объему пара v₂ в камере дис­ка, а работа вентиляции 1 кг пара пропорциональна квадрату скорости u₂. Таким образом, потеря мощности на вентиляцию

Рис 3.12 Установка защитного кожуха в корпусе турбины:

1-рабочие лопатки, 2-защитный кожух, 3-корпус турбины

Коэффициент k зависит от режимных и геометрических (раз­меров и формы камеры, в которой движутся лопатки) парамет­ров. Значительно снизить потери мощно­сти на вентиляцию можно, если на уча­стке 1—е, где нет подвода пара, закрыть рабочие лопатки 1 (рис. 3.12) защитным кожухом 2, который устанавливается в корпусе 3 турбины. При этом коэффици­ент k уменьшается в 2—3 раза.

тносительные потери энергии от вен­тиляции можно получить из формулы (3.39):

, (3.40)

где e_кож — доля окружности, занимаемая противовентиляционным кожухом; m — число венцов (рядов рабочих лопаток) в ступени.

Помимо вентиляционных потерь в парциальных ступенях имеются также потери, связанные с необходимостью удалять застойный пар из рабочих каналов, когда они подходят к активной дуге подвода. В этих концевых зонах, кроме того, нарушается структура по­тока, что также приводит к дополнительным потерям. Обе эти группы потерь являются суммарными потерями на концах дуг подвода пара и называются сегментными потерями:

(3.41)

где F₁ — площадь выхода из сопловой решетки, В₂ и l₂ — шири­на и высота рабочих лопаток, i — число сопловых сегментов.

Таким образом, дополнительные потери, связанные с парциальностью, представляют собой сумму вентиляционных и сег­ментных потерь:

.

Потери от утечек. Лабиринтовые уплотнения. Потери от уте­чек связаны с протечками пара через зазоры в ступенях. Так как этот пар не совершает полезной работы в ступени, то его энер­гия является потерянной. Потоки утечек пара в ступени турбины показаны на рис.3.13.

Рис 3.13 Потоки утечек пара в турбинной ступени

Рис 3.14 Лабиринтовые уплотнения

а–ступенчатое, б-прямоточное; 1-корпус турбины, 2-гребни уплотнения, 3-вал

Основными являются: утечки пара между диафрагмой и валом (диафрагменная утечка); между диафрагмой и диском у корневого диаметра лопаток(корневая утечка); между бандажом вращающихся лопаток и корпусом турбиныΔD_п.у (периферийная утечка); через разгрузочные от­верстия в диске ΔD_отв. Кроме того, утечки могут возникать из-за недостатков конструкции турбины, в стыках между деталями (например, в разъеме половин диафрагм) и др.

Для уменьшения протечек через зазоры между статором и ротором турбины устанавливают лабиринтовые уплотнения, представляющие собой последовательный ряд узких кольцевых щелей и расширительных камер. Лабиринтовые уплотнения мо­гут быть ступенчатыми (рис.3.14,а) или прямоточными (рис.3.14,б). Кольцевые гребни уплотнения 2, располагающиеся между неподвижным корпусом 1 и вращающимся валом 3, раз­деляя зазор δ на ряд камер шириной s. В узкой кольцевой щели поток ускоряется и его давление падает, а в камере за щелью скорость потока практически снижается до нуля. При этом кине­тическая энергия гасится, переходя в теплоту, а энтальпия по­вышается до начального уровня. В следующих щелях и камерах процесс повторяется. Таким образом, давление по мере прохож­дения потока утечек через камеры уплотнения уменьшается. Энтальпия пара при этом во всех камерах постоянна, так как теп­лота из уплотнения не отводится. Процессы изменения давления и энтальпии пара в h,s-диаграмме в лабиринтовом уплотнении с тремя гребнями показаны на рис. 3.15.

Если воспользоваться уравнением (2.29) определения расхода пара через сопло, то достаточно сложными преобразованиями при ряде допущений можно получить следующую формулу определения расхода утечек через лабиринтовое уплотнение:

,

где µ_y — коэффициент расхода уплотнения, зависящий от формы и размеров гребня; F_y — кольцевая площадь зазора; р_о, v_o— дав­ление и удельный объем пара пе­ред уплотнением; ε=p₁/p₀— от­ношение давления пара за уплот­нением к давлению перед ним; z — число гребней.

Рис 3.15 h,s—диаграмма процессов изменения давления в энтальпии пара в лабиринтовом уплотнении

Рис 3.16 Зависимость относительного внутреннего коэффициента от отношения скоростейu/c_ф

Коэффициент k_y ступенчатого уплотнения равен 1, а прямо­точного— больше 1 и зависит от размеров, формы и числа гребней.

Снижение КПД ступени от утечек можно оценить, считая, что полностью теряется энергия массы пара ΔD_y, проходящего через уплотнение. При отсутствии утечек эта энергия могла быть пре­образована в ступени в механическую энергию с коэффициентом полезного действия η_о.л. Следовательно, относительные потери диафрагменной утечки

. (3.44)

Потери от корневой и периферийной утечек определяют ана­логично.

Суммарные потери от утечек

. (3.45)

С учетом потерь трения, парциальности и от утечек КПД сту­пени, работающей на перегретом паре

Зависимость η_о.л от отношения скоростей u/c_ф показана на рис.3.16. Построим на этом графике зависимости ξ_тр, ξ_п и ξ_у от u/c_ф. После вычитания этих потерь из коэффициента η_о.л получим зависимость . Как видно из рис.3.16, дополнительные потери не только снижают эффективность ступени, но и уменьшают оптимальное отношение скоростей_. Следовательно, теплоперепад ступени необходимо выбирать боль­шим, чем подсчитанный по формуле (3.36), в которой не учиты­ваются потери трения, парциальности и от утечек.

Источник