|
|
Лекции по турбинам. Литература 1 А. В. Щегляев Паровые турбины. 2 Б. М. Трояновский Турбины для атомных электростанций
22. Потеря от парциальности впуска. (на выколачивание)
На выколачивание из рабочего канала застойной жидкости в парциальных турбинах тратится энергия, которую можно подсчитать из следующих формул
В, - ширина рабочей ступени и высота лопатки, см; Fd – площадь выходного сечения сопел, см2
, tл – шаг лопаток; m = 0,5; ε – степень парциальности
Потеря на выталкивание определяется как
, располагаемый теплоперепад
Вследствие указанных потерь адиабатический перепад тепла составит Н0 вместо Н’0
Действительный процесс турбины схематично изображен на is диаграмме линией А0АВСD
23. Потери на лучеиспускание
Потери на лучеиспускание в расчете турбины вследствие своей незначительности обычно учитываются только в порядке округления к.п.д. турбины.
Для малых турбин потери составляют меньше 1 %. Для больших турбин меньше 0,5 %.
24. Потеря давления при впуске и выпуске пара
Потеря давления пара при впуске обуславливается дросселированием пара при прохождении через стопорный вентиль.
Для дроссельного регулирования принимают
где - давление перед стопорными клапанами
При наличии соплового регулирования можно принимать
При выпуске пара необходим перепад давлений для преодоления гидравлических сопротивлений конденсатора и на создание скорости выходящего пара.
В конденсационных турбинах скорость пара в выпускном патрубке составляет Сх=100 ÷ 150 м/сек.
Потерю давления между турбиной и конденсатором определяют по формуле
где Рх – давление в конденсаторе; Р2 – давление за лопатками
25. Механические потери в турбине
Сюда относятся:
Трение в подшипниках
0,5 % мощности турбина
расход мощности на приводные механизмы
а) масляные насосы
0,5 %
б) конденсационные насосы
1-3 %
3) потери на автоматическое регулирование
0,5 %
Механический к.п.д. турбины составляет
- при мощности 5000 - 25000 л.с., n = 3000 об/мин → = 0,985 ÷ 0,995
- при мощности 5000 - 25000 л.с., n = 1500 об/мин → = 0,975 ÷ 0,992
- при мощности 500 - 1500 л.с., n = 3000 об/мин → = 0,95 ÷ 0,97
- при мощности 100- 500 л.с., n = 3000 об/мин → = 0,9 ÷ 0,95
26. Потери от влажности пара
Атомные реакторы, охлаждаемые водой под давлением работают в области температур 200-300 °С и выдают во втором контуре насыщенный пар с давлением 30-42 ата. В связи с этим в атомных паропроизводящих установках применяются турбины насыщенного пара (ТНП). В качестве ТНП предпочтительнее применять активные турбины, т.к. лопатки в этом случае подвергаются меньшей эрозии (из-за уменьшения угла удара частиц влаги), нежели реактивные. Кроме того к.п.д. активных турбин с увеличением влажности снижается меньше.
Более резкий поворот потока пара в активной ступени так же способствуют лучшему отделению влаги (здесь, вероятно, дело в том, что в активных ступенях С1 больше, чем в реактивных и, самое главное, что у них больше С1u и перед рабочими лопатками происходит интенсивная сепарация пара на стенки корпуса турбины).
Влажность пара в конце расширения в ТНП не должна превышать 10-12 %.
Эрозийное действие капель влаги пропорционально квадрату скорости, отсюда возникает необходимость ограничения окружной скорости до 200 м/сек. Поэтому у ТНП даже при сравнительно небольших мощностях г. Н. Д. выполняются двухпоточной (скорости С1 малы, высоты лопаток большие). Это приводит к увеличению расстояния между подшипниками, в результате чего необходимо принимать особые конструкторские решения.
Кроме того к увеличению расстояния между подшипниками турбины приводит так же увеличение расстояние между направляющими и рабочими лопатками с целью меньшего воздействия сепарируемых из потока капель на эрозию лопаток.
27. Общие представления о работе турбин влажным паром
В конденсационных турбинах перегретого пара и турбинах, работающих насыщенным
паром процесс расширения частично или полностью проходит пограничной кривой в
is – диаграмме. Т.о. в турбинах перегретого пара часть ступеней, а в турбинах влажного пара все ступени работают на двухфазной среде. Большую часть этой среды составляет паровая фаза, меньшую – жидкая.
Жидкая фаза в потоке рабочей среды может находиться:
в мелкодисперсном состоянии (в виде тумана) и двигаться совместно с паровой фазой по одинаковым траекториям.
в крупнодисперсном состоянии (в виде капель) и двигаться по собственным траекториям, зависящим от размера капель d и скорости их движения.
в виде пленок, движущихся по поверхностям профилей лопаток и стенок, а так же в виде струи, срывающихся с этих поверхностей.
Процессы, сопровождающие расширение двухфазных сред на лопатках турбинных
ступеней чрезвычайно сложны и в полном объеме не изучены на настоящее время.
Однако известно, что если на турбинные решетки поступает перегретый пар и процесс расширения начинается в зоне перегретого пара, а заканчивается в зоне ниже пограничной кривой х = 1, то как правило конденсация влаги не успевает произойти, т.е. процесс расширения происходит без возникновения жидкой фазы, и, следовательно, без выделения скрытой теплоты испарения. Температура пара становится ниже температуры насыщения, т.е. пар будет переохлажден.
Такое состояние пара носит название временного метастабильного равновесия (давление р и температураt не соответствуют друг другу). Величина переохлаждения может быть значительной. Так по опытам А. Стодолы она составляла Δt = 15-25°C, а по опытам МЭИ для сверхзвуковых сопел Δt = 30-45°C. Переход из временного метастабильного равновесного состояния в термодинамическое равновесное состояние происходит в процессе возникновения в потоке жидкой фазы – зародыша (конденсация).
Согласно кинетической теории фазовых превращений Я. И. Френкеля при тепловом движении молекул в результате флуктуации (случайного отклонения от равномерного распределения молекул) существует вероятность образования ассоциации молекул, их объединения в более крупные группы, составляющие конденсированную фазу (гетерофазная флуктуация).
Для того, чтобы образовавшийся зародыш конденсированной фазы был устойчивым, необходимо, чтобы паровая фаза была несколько переохлаждена и диаметр возникшего зародыша d должен быть не менее некоторой критической величины.
=
где: σ – поверхностное натяжение; r – скрытая теплота парообразования; ТS – температура насыщения.
Капли размером больше критического служат в перенасыщенном паре центрами насыщения.
Критический диаметр зародыша в основном зависит от степени переохлаждения Δt. Так, например, при Δt = 10°, ≈ 2∙10-3 мк, а при Δt = 25°, ≈ (0,7 – 0,8)∙10-3 мк.
Так как флуктуации в малом объеме пузырька более вероятны, то при достаточно большом значении Δt ( - мало) в некоторой точке потока может возникнуть «скачок конденсации». Теория скачков конденсации разработана Дейгем, Салтановым и др.
Вследствие запаздывания, процесс конденсации начинается не при х = 1, а при каком-то другом, более низком значении сухости х = хв.
практически для сопловых турбинных с началом процесса расширения выше х = 1 пересечение линии хв возможно только при сверхзвуковых скоростях, т.е. при срабатывании в сопле очень больших теплоперепадов. При дозвуковых скоростях конденсация пара происходит главным образом в кромочных следах за решеткой и на поверхностях вращающихся рабочих лопаток.
При входе на сопловую решетку влажного пара практически нельзя дать какой – либо общей схемы движения потока. Уже при входе на сопловую решетку пар может иметь разную степень влажности с разной дисперсностью. При этом скорость капель влаги будет отличаться от скорости пара как по направлению, так и по величине и их траектории в каналах решетки могут быть весьма различными.
Важной характеристикой течения двухфазной среды является коэффициент скольжения или разгона.
где С” – скорость пара; С’ – скорость капель.
От этого показателя зависят и экологичность ступени и эрозийная надежность и эффективность сепарации влаги. Так, например, крупные капли с d > 80 мк разгоняются в паровом потоке до ν ≈ 0,3 ÷ 0,5 и вместе с крупными каплями, возникающими в кромочных следах являются причиной эрозийного разрушения рабочих лопаток. Мелкие капли с d ≈ 1÷5 мк практически следуют по линиям тока основного потока. Их скорости мало отличаются от скорости парового потока. Примерный характер траектории водяных капель в канале сопловой решетки показаны на рисунке
I – капли d ≈ 1 мк
II – капли d ≈ 20 мк
III – капли d ≈ 200 мк
При течении влажного пара потери в решетках возрастают в первую очередь вследствие потерь энергии на разгон частиц жидкости, дробление пленки при сходе с выходных кромок и.т.д. Кроме того, частицы жидкости, попадающие на рабочие лопатки оказывают ударные, тормозящее воздействие.
28. Влияние влаги на работу турбины
Крупные капли под влиянием сил инерции сказываются у вогнутой поверхности лопаток. Поперечное движение влаги возникает также и на торцевых поверхностях каналов. Эти течения создают значительные скопления влаги в углах концов лопаток, которые срабатываются с вогнутой стороны стенок направляющего аппарата в виде крупных капель. В момент схода с лопаток скорость этих капель невелика по сравнению со скоростью пара.
Вследствие различия абсолютных скоростей пара и капель влаги последние входят в рабочее колесо с большим отрицательным углом атаки, вызывая эрозийный износ рабочих лопаток и некоторое торможение рабочего колеса. типичные для периферийной зоны последних ступеней входные треугольники скоростей представлены на рисунке.
Здесь: C1u и W1u – скорости пара и скорости мелких (до 1 мк) частиц влаги, следующих по линиям тока основного потока; C1в и W1в – скорости пленочного потока крупных капель, имеющих малую абсолютную скорость (); C’1в и W’1в – скорости срывного потока капель воды ().
Как видно из рисунка относительные скорости набегания на лопатку пленочного и срывного потоков очень велики по сравнению с относительной скоростью набегания на лопатку парового потока (W1в ≈ W’1в ≈ U) и, кроме того , влага попадает на рабочие лопатки под большими отрицательными углами атаки (i = 160° - 180°). Последнее обстоятельство приводит к эрозийному разрушению лопаток и снижению к.п.д. ступени.
Поскольку за счет центробежных сил и закрутки потока живая фаза потока концентрируется в периферийной области, то эрозийного разрушения лопаток следует ожидать в первую очередь, в периферийной части. Скорость эрозийного износа лопаток последних ступеней турбины АЕИ при отсутствии отсоса влаги (кривая 1) и при наличии отсоса влаги (кривая 2) показаны на рисунке.
Из рисунка видно, что при отсутствии отсоса влаги износ лопатки за 700 часов (29 суток) составляет 15% от номинального веса лопатки. Если же влага из полости ступени отсасывается, то износ составляет всего около 3%.
Турбина ВКТ – 100 Харьковского завода спроектирована на Р1 = 90 ата, t = 535° и Р2 = 0,035 ата имеет длину лопаток последней 21 степени l = 740 мм и окружную скорость на периферии 447 м/сек. Материал 1Х13. Расчетная влажность на выходе из направляющего аппарата последней ступени 10,7%, за ступенью – 13,6%. Толщина профиля на периферии δмах = 4 мм. Для уменьшения эрозийного действия в конструкции был предусмотрен большой осевой зазор между рабочими и направляющими лопатками (s = 60 мм) и введена отрицательная перекрыша Δ = 10 мм.
Турбина работала с пониженными параметрами пара (Р1 = 80 ата, t = 490°), что ужесточило условия работы в отношении эрозии. Через 1460 часов износ лопаток на периферии составил 40 мм. Среднее значение износа составляло
2∙10-2 мм/час.
Для качественной оценки эрозийной надежности лопаток существует целый ряд формул. В качестве примера приведу формулу Л.И. Дягтерева, выведенную в предположении чисто механического воздействия капель влаги на поверхность лопатки.
где: ; удельная сила эрозийного воздействия, МПа;
uн, β1н, С1н – скорости и углы на периферии лопатки; μn – вязкость пара, Ма∙с; δа – осевой зазор, м; σ – поверхностное натяжение воды, н/м; υ’ и υ”, м3/кг.
Для турбин, имеющих в конце расширения влажность Ук = 0,1÷0,4, Л.И. Дегтярев дает следующие сроки службы лопаток.
Таблица
, МПа
|
Срок службы лопаток, ч
|
70
65-70
50-60
40-45
30-35
25
|
до 3000
10000
15000 – 25000
50000
> 50000
эрозия не наблюдается
|
Кроме эрозийного разрушения лопаток наличие влаги в турбинных ступенях приводит и к снижению к.п.д. ступеней. Потерю от влажности обычно учитывают уменьшением внутреннего к.п.д. ступени, пологая, что к.п.д. ступени, работающей влажным паром равен к.п.д. ступени, работающей сухим паром при тех же условиях, умноженному на среднюю сухость пара в ступени.
В первом приближении можно посчитать, что на каждый процент влажности к.п.д. ступени снижается на 1,0 ÷ 1,1 %.
Потери к.п.д. кроме влажности пара зависят также и от отношения u/С1. При этом при малых значениях u/С1 (активные турбины) потери к.п.д. от влажности снижаются.
Зависимость потерь к.п.д. от влажности пара.
Влияние влажности на работу турбинной ступени и ее к.п.д рассматривалось очень многими авторами, которые для снижения к.п.д. ступени, работающей на влажном паре по отношению к к.п.д. при работе ступени на перегретом паре рекомендуют применять формулу
где х1 – начальная сухость пара перед ступенью.
По данным МЭИ: k = 2,0 ÷ 2,4 – для дозвуковых скоростей;
k = 1,7 ÷ 1,8 – для сверхзвуковых скоростей;
Для построения процесса в is – диаграмме потери от влажности определяются пака по различным опытным графикам.
На рисунке дан график коэффициента потерь от влажности для активной ступени (метод ДЖИИ).
В этом графике потеря находится в % от теплоперепада, срабатываемого на ступени.
Для ступеней реактивных турбин и активных с реакцией вводится дополнительная поправка в виде коэффициента ε, определяемою по графику.
Окончательная потеря от влажности находится по уравнению
, кДж/кг
Б.М. Трояновский (стр 68) предлагает учитывать потерю от влажности путем снижения расхода пара на ступень. Мощность рассматриваемой ступени должна подсчитаться по расходу
Здесь: G’ – расход рабочего вещества до отвода влаги; y’сеп = влажность пара в ступени в месте отвода влаги; у – влажность в расчитываемом сечении без учета сепарации; ΔGпара – количество пара, отводимое вместе с влагой; ψ – коэффициент сепарации
29. Влагоудаление в турбинах
Отводом влаги из проточной части турбины, особенно с ее последних ступеней можно в значительной мере снизить мезанические потери в влажнопаровой турбине и ослабить эрозийное разрушение лопаток. Особенно важно удаление крупнодисперсной влаги, т.к. сильная эрозия лопаток происходит под влиянием крупных капель. Они же вызывают и значительную часть механических потерь.
Отвод влаги из потока пара может быть организован внутри турбины и вне ее. В соответствии с этими методами применяются внешние сепарирующие устройства и внутренние влагоулавливающие аппараты.
30. Промежуточный перегрев пара и внешняя сепарация
В установках с ВВРД и ВВРК обычно выдается сухой насыщенный пар с начальным давлением Р0 = 3 ÷ 7 МПа (30 – 70 атм). При расширении такого пара в турбинах до давления в конденсаторе порядка Рк = 3 ÷ 5 КПа (0,03 – 0,05 ата) в конце расширения возникает влажность более 20% (кривая 1).
В тоже время известно, что с точки зрения эрозии лопаток считается допустимой влажность: ук = 10% при u < 520 м/с
ук = 16% при u < 400 м/с
Кроме того, влажность значительно снижает ηi турбины. С целью снижения влажности пара в конце его расширения можно прибегнуть к внешней сепарации пара, а так же к промежуточному перегреву острым паром. Процессы в is координатах для внешней сепарации и промежуточного перегрева показаны на рисунке.
Для организации внешней сепарации весь пар выводят из турбины, пропускают его через сепарирующее устройство и затем вновь возвращают в турбину. В высокоэффективных сепараторах можно произвести осушку пара до у2 = 0,005 ÷ 0,01. Наличие внешних сепараторов, естественно, несколько усложняет установку, вызывает дополнительные потери от сопротивления в трубопроводах и требует дополнительных капиталовложений. Однако опыт показывает, что внешняя сепарация всегда повышает к.п.д. на Δηэ / ηэ = 2 ÷ 2,5 %
Разделительное давление в схеме с одной ступенью внешней сепарацией составляет
Промежуточный перегрев острым паром снижает к.п.д. установки, но уменьшает влажность в последующих ступенях турбины и, при благоприятных условиях может дать выигрыш в к.п.д. Δηэ / ηэ = 1,2 ÷ 2,0 %.
31. Сепарация влаги в проточной части турбины
В зависимости от места удаления влаги можно различать четыре способа влагоудаления:
1. С поверхности сопловых лопаток и из каналов сопловых решеток
2. Из камер за сопловыми лопатками – в межвенцовом зазоре ступени
3. С рабочих лопаток и через камеры или каналы расположенные над рабочими лопатками
4. Из камер или специально выполненных каналоа за рабочими лолпатками
1. Отсос пленки, образующийся на поверхности сопловых лопаток может производиться через щели, расположенные в роионе входных кромок лопаток, на внутренней поверхности профиля и в районе выходных кромок.
Конструкции направляющих лопаток со щелями для удаления влаги, показаны на рисунках
Для конструкций I и II коэффициент сепарации
где ΔG – количество отведенной влаги; у – степень влажности в потоке пара в данном сечении до влагоудаления; G – расход влажного пара.
Однако даже такое низначительное удаление влаги приводит к значительным результатам. По опытам МЭИ, ур\даление 1% влаги путем внутриканальной сепарации приводит к повышению мощности ступени примерно на 1%. Для конструкции I на ψ влияет расстояние от вызодной кромки предыдущей рабочей лопатки. Ψ велико при малых δ.
Сепарация через щели у выходной кромки дает отличные результаты при малых скоростях потока в основных каналах (когда β = Р2/Р0 > 0,7). Так, например, при β = 0,9 коэффициент сепарации достиг в опытах значений ψ = 0,4.
Удаление влаги при внутриканальной сепарации должно быть принудительным. Камеры, куда отводится сепарированная влага должны быть связаны с областью пониженного давления. По данным МЭИ щели на профилях сопел практически не приводят к росту потерь энергии как при течении влажного, так и при течении перегретого пара.
2. В межвенцовом зазоре за сопловыми лопатками поток пара вследствие малых выходных углов α1 получается сильно закрученными. В силу этого, крупные тяжелые капли влаги отбрасываются на стенки корпуса турбины и могут быть удалены из потока пара. Количество влаги, отброшенной к переферии будет зависеть от пути, пройденного потоком в осевом направлении. Поэтому такой вид сепарации трубует значительных расстояний между кромкой сопла и входной кромкой рабочей лопатки. Кроме того, эффективность сепарации будет так же зависеть от конструктивного оформления щелей, удаляющих влагу.
Здесь: Gк.д. – количество крупнодисперсной влаги; ΔGв – количество отведенной влаги.
3. На рисунке показана схема удаления влаги с передней кромки рабочего колеса.
Для лучшей эвакуации влаги и повышения эрозийной надежности на передней кромки прфиля лопаткивыполняют продольные пазы из-за которых поверхность профиля преобретает как бы зубчатую форму.
Влага, попадая на спинку профиля течет по этим пазам к переферии и затем удаляется из камер над рабочими лопатками. Опыт эксплуатации Дрезденской АЭС показал, что таким способом можно удалять до 20% влаги на последних ступенях турбины.
Эксперементы БИТМ и фирме Дженерал Электрик показал, что влагоудаление зубчиковыми лопатками зависит от давления пара перед ступенью и от влажности текущего пара у0. чем выше давление и меньше влажность тем меньше ψ.
В благоприятных условиях опыта в БИТМ получали на зубчиковых лопатках увеличение коэффициента сепарации на Δψ = 0,09 против гладких лопаток.
4. Рабочие лопатки на вращающемся колесе по своей природе являются хорошим сепаратором влаги. Под влиянием центробежных и кариолисовых сил влага поднимается по поверхностям лопаток к переферии и сбрасывается с колеса обладая большими окружнными и радиальными составляющими скорости. Таким образом за рабосим колесом вблизи переферии образуются зона с повышенной концентрацией влаги. Отвод этой влаги может осуществляться через щели в корпусе, расположенные над рабочими лопатками. На рисунке показана обычная схема удаления влаги за рабочими лопатками.
Количество удаляемой жидкости в значительной степени зависит от влажности пара, от отношения u/С1t, от конструктивных особенностей самого сепарирующего устроиства и.т.д. (Кириллов, Яблонин, Трояновский, стр 76). |
|
|
Скачать 16.91 Mb.