Для чего турбины выполняют многоступенчатыми

Особенности работы многоступенчатых турбин

Многоступенчатые турбины имеют некоторые особенности работы, отсутствующие у турбин одноступенчатых.

1. Использование скоростной энергии выхода потока из предыдущей ступени при входе в последующую.

Выходя из межлопаточных каналов предыдущей ступени поток имеет какую-то абсолютную скорость выхода с_2пр (рис. 48) и обладает определенным запасом кинетической энергии .

Эта кинетическая энергия добавляется к той, которая получается в сопловых каналах последующей ступени за счет перепада давлении Р₀ – Р₁.

В результате, скорость потока на выходе из сопловой решетки последующей ступени будет функцией двух факторов с₁ = f(P₀ – P₁; c_2пр) т.е., увеличивается по сравнению с вариантом, когда скорость с₁ определяется только по теплоперепаду, обусловленному перепадом давлений.

Для полного использования выходной энергии предыдущей ступени необходимо, чтобы вход потока в сопловые каналы последующей был плавным, безударным. Если же это не обеспечивается, то часть кинетической энергии в результате удара о входную кромку сопловых перегородок и возникающих завихрений превращается в тепловую.

В реальных условиях во многих случаях удается использовать только часть выходной кинетической энергии предыдущей ступени , где l – коэффициент использования выходной энергии, а остальная её часть превращается в тепло.

В идеальных условиях при хорошо спроектированной проточной части l = 1. Иногда же, при определенной конфигурации проточной части, сохранить скорость потока с_2пр и его направление не удается; тогда l = 0.

Использование выходной энергии предыдущей ступени невозможно (l = 0) в следующих случаях:

1. в первой ступени турбины; если турбина многокорпусная, то в первой ступени каждого корпуса;

2. в активных ступенях, имеющих парциальный впуск пара, если степень парциальности увеличивается от ступени к ступени;

3. во всех ступенях, идущих вслед за большим скачком среднего диаметра облопатывания;

4. в ступенях, перед которыми имеется большой аксиальный зазор, используемый для отбора пара или же впуска пара в турбину извне.

В общем случае l = 0,5.

Располагаемый теплоперепад данной ступени с учетом использования выходной энергии предыдущей определится из выражения

а построение процесса (для активной ступени) дано на рис. 49.

Получая приращение располагаемой энергии, рассматриваемая ступень, однако, теряет свою выходную энергию – как в виде кинетической, так и тепловой.

Все изложенное выше относительно использования выходной энергии одинаково относится как к активным, так и реактивным многоступенчатым турбинам.

2. «Возвращенное» тепло в многоступенчатых турбинах

Как известно, изобары на диаграмме h – s не параллельны друг другу а расходятся в сторону увеличения энтропии (рис. 50).

Поэтому располагаемый теплоперепад между двумя одними и теми же изобарами при сдвиге действительного процесса вправо от основной адиабаты увеличивается. В результате, сумма располагаемых теплоперепадов отдельных ступеней всегда больше располагаемого теплоперепада турбины в целом.

; и т.д.

т.е.

Увеличение фактического располагаемого теплоперепа­да оценивается «коэффициентом возвращенного тепла» R.

Оценка коэффициента возвращенного тепла для уже построенных паровых турбин показывает, что R = 1,03 ¸ 1,08.

Данный коэффициент увеличивается:

1. с увеличением степени расширения в турбине,

2. с увеличением потерь энергии в отдельных ступенях турбины, т.е. со снижением КПД турбины,

3. с увеличением числа ступеней в турбине,

4.с увеличением начального давления пара.

3. Характеристический коэффициент (характеристика) многоступенчатой турбины

В многоступенчатых турбинах, так же, как и в одноступенчатых, существует зависимость КПД от соотношения скоростей, но она значительно сложнее.

Соответствующие выражения были предложены двумя различными авторами и носят их имя:

Характеристика Стодола

Характеристика Парсонса

В этих выражениях в числителе – сумма квадратов окружных скоростей на среднем диаметре облопатывания всех ступеней (от 1 до n).

В знаменателе – общий располагаемый теплоперепад, определяющий скорости истечения пара с поправкой на реальность процесса (R).

Характеристика Стодола – это осредненная величина характеристики всех ступеней данной турбины.

Таким образом, характеристика X₁ многоступенчатой турбины связана с характеристиками отдельных ступеней турбины и, следовательно, с КПД всей турбины в целом

В зависимости от степени реактивности ступеней существует наивыгоднейшее значение характеристик X₁ и X, обеспечивающее наивысший КПД.

Данные коэффициенты позволяют ориентировочно судить о степени совершенства турбины.

Далее, если необходимо спроектировать турбину с наивысшим КПД, для которой заданы параметры пара и осредненная степень реакции по ступеням, то принимая оптимальную характеристику Х₁ можно найти значение , а следовательно, при некотором выбранном значении средней окружной скорости u и нужное число ступеней в турбине.

И еще, если две турбины примерно одинаковой мощности и одинаковой осредненной степени реакции в ступенях, имеют одинаковые характеристики, то, независимо от числа ступеней в этих турбинах и окружных скоростей, их окружные КПД будут равны. При этом распределение теплоперепадов между ступенями не имеет значения.

Общие выводы по многоступенчатым турбинам

Применение многоступенчатых турбин приводит к повышению их КПД по следующим причинам:

1. В каждой ступени может быть выдержано наивыгоднейшее значение характеристики X₁, обеспечивающее получение максимального окружного КПД,

2. Небольшие теплоперепады в каждой ступени позволяют применять сходящиеся сопла, имеющие меньшие потери, более простые в технологическом отношении и работающие устойчиво на переменных режимах,

3. Выходная скорость из каждой ступени (кроме последней) не является потерянной, а может быть использована в последующей ступени, повышая тем самым общий КПД турбины,

4. Наличие потерь энергии в данной ступени частично компенсируется увеличением действительных располагаемых теплоперепадов следующих ступеней за счет «возвращенного тепла», что также повышает общий КПД турбины.

Источник

Лекция 1. Многоступенчатые паровые турбины

Рабочий процесс многоступенчатой паровой турбины

1. Основные предпосылки создания многоступенчатых турбин.

1.1. В целях повышения экономичности паротурбинных установок стремятся повысить параметры пара перед турбиной, понизить давление и температуру конденсации пара, использовать промежуточный перегрев пара. Это приводит к увеличению располагаемого теплоперепада на турбину.

1.2. В целях снижения себестоимости турбин, их металлоемкости и капитальных затрат на строительство электростанций стремятся создать турбины большой единичной мощности. Мощность турбины зависит от расхода пара, располагаемого теплоперепада и внутреннего КПД турбины, .

В современных турбинах располагаемый теплоперепад составляет 1000 – 1600 кДж/кг. Если осуществить расширение пара в одной ступени, то фиктивная скорость пара составит

м/с.

Для активной ступени скорость пара на выходе из сопел при этом составит 1350 – 1750 м/с, а для реактивной – 1000 – 1250 м/с.

Для создания экономичной ступени требуется обеспечить на среднем диаметре ступени оптимальное отношение скоростей . Из теории ступени и из треугольников скоростей следует, что оптимальное значение х_ф для любой ступени составляет

.

Обеспечить прочность ротора и лопаток при таких окружных скоростях практически не представляется возможным, а в лопаточном аппарате при указанных скоростях потокабудут очень большие потери (М =3,0 – 3,5).

Использование многоступенчатых турбин позволяет распределить располагаемый теплоперепад между ними и уменьшить и окружные скорости (в ЦВД они составляют 120 – 250 м/с, в последних ступенях ЦНД – 350 –400 м/с), и скорости потока (число М в большинстве ступеней меньше единицы).

2. Преимущества многоступенчатых турбин:

2.1. За счет уменьшения теплоперепада, приходящегося на одну ступень, удается оптимизировать теплоперепады, т. е. получить оптимальное отношение скоростей (u/c_ф), умеренные значения М и следовательно, высокий КПД каждой ступени.

2.2. С ростом числа ступеней растет высота сопловых и рабочих лопаток. Действительно, с уменьшением окружной скорости можно уменьшить диаметр ступеней ( ). Из формулы следует, что с уменьшением диаметра растет высота лопаток. Этот рост еще существенней, поскольку с уменьшением теплоперепадов на ступени уменьшается скорость истечения из сопел и это тоже приводит к росту площади . Увеличение высоты лопаток благотворно сказывается на внутреннем КПД ступеней, в первую очередь ЦВД. При достаточной высоте лопаток (более 20 мм) уменьшаются концевые потери, утечки в зазорах и есть возможность осуществить полный подвод пара по всей окружности и тем самым уменьшить потери от парциального подвода пара.

2.3. В многоступенчатой турбине энергия выходной скорости предыдущей ступени может быть использована в последующей ступени. Эта энергия повышает располагаемую энергию последующей ступени.

2.4. В многоступенчатой турбине тепловая энергия потерь предыдущих ступеней частично используется в последующих ступенях за счет явления возврата теплоты (см. ниже).

2.5. Конструкция многоступенчатой турбины позволяет осуществить отборы пара на регенерацию, промперегрев, в регулируемые отборы.

3. Недостатки многоступенчатых турбин:

3.1. Усложнение и удорожание конструкции.

3.2. Увеличение утечек пара в концевых и диафрагменных уплотнениях.

3.3. Дополнительные потери в перепускных трубах, дополнительных клапанах, входных и выходных патрубках (при многоцилиндровой конструкции).

4. Коэффициент возврата теплоты.

Потери энергии в каждой ступени, как это следует из h, s-диаграммы, вызывает повышение температуры пара перед последующими ступенями. Это приводит к увеличению теплоперепадов на последующих ступенях.

Тогда , где — действительные располагаемые теплоперепады на ступенях, — располагаемый теплоперепад на турбину по основной изоэнтропе, — возвращенная теплота.

.

Допуская, что КПД всех ступеней одинаков и равен , и обозначая коэффициент возврата теплоты q, получим

,

т.е. КПД турбины выше КПД отдельных ступеней.

Коэффициент возврата теплоты лежит в пределах 0,02 – 0,1 в зависимости от H₀, числа ступеней и их КПД.

Лекция 2. Основные конструктивные схемы многоступенчатых турбин

1. Использование активных и реактивных ступеней. Преимущества и недостатки каждого типа ступеней

1.1. Активные ступени: больший срабатываемый теплоперепад (уменьшается число ступеней), возможность использования парциального подвода пара, меньшая зависимость КПД при переменных режимах.

1.2. Реактивные ступени: более высокий КПД на расчетных режимах.

При оптимальных значениях

,

т. е. реактивная ступень срабатывает при равных размерах и максимальной эффективности в 2 раза меньший теплоперепад.

2. Активные турбины камерного (диафрагменного) типа (примеры)

3. Реактивные турбины с роторами барабанного типа (примеры)

Нам важно ваше мнение! Был ли полезен опубликованный материал? Да | Нет

Источник

Многоступенчатые газовые турбины.

При использовании ГТ для привода ОК ТРД эффективная работа ОК и ГТ примерно равны. В современных ТРД ОК имеют πк>6. Для привода таких ОК оказывается достаточным двухступенчатой ГТ, имея в виду, что газ в ГТ расширяется не полностью (расширение продолжается в реактивном сопле). В ТВД газ в турбине расширяется до атмосферного давления, поэтому в ТВД требуется от 3 до 6 ступеней ГТ. Примерно такое же число ступеней имеют и турбины ТРДД.

Степень расширения газа в ГТπ_т*= р₃*/р₄*. Общая степень расширения газа в многоступенчатой ГТ равна произведению π*_ст в отдельных ступенях.

Адиабатный КПД многоступенчатой ГТ больше, чем ξ*ад.ст за счет так называемого «возврата теплоты» (теплота, выделяющаяся при трении, подводится к газу). В ГТ, в отличие от ОК, эта теплота при дальнейшем расширении снова превращается в полезную работу как в той ступени, в которой была затрачена работа на трение, так и в следующих ступенях. В результате L_ад.т >ΣL_ад.ст.Для многоступенчатых ГТ современных ГТД ξ_ад.т = 0,92-0,94.

Конструктивные компоновки осевых ГТ

Конструктивные компоновки ГТ определяются формой проточной части, а также числом ступеней и каскадов.

По мере понижения давления при переходе от ступени к ступе­ни плотность газа падает. В соответствии с уравнением расхода падение плотности должно быть компенсировано либо увеличением осевой составляющей скорости газа, либо увеличением площади поперечного сечения проточной части (высоты лопаток). Увеличение осевой скорости ведет к росту числа М на выходе из турбины, что приводит к росту потерь за турбиной. Увеличение высоты лопаток приводит к росту габаритов и массы турбины. Поэтому в выполненных конструкциях многосту­пенчатых турбин обычно реализуется компромиссный вариант: увеличение осевой скорости от ступени к ступени сочетается с одновременным увеличени­ем высоты лопаток.

Проточная часть многоступенчатой ГТ в соответствии с уравнением неразрывности должна быть расширяющейся и может быть выполнена при постоянных среднем, наружном или внутреннем диаметрах ступеней. Каждая из этих схем проточной части ГТ имеет свои достоинства и недостатки.

В первой схеме работа турбины распределяется между ступенями практически поровну и взаимная компоновка ступеней является наилучшей.

Во второй схеме из-за уменьшения среднего диаметра величина срабатываемого теплоперепада снижается от первой ступени к последней, однако упрощается технология изготовления корпуса ГТ и его компоновка с выходным устройством. Применение схемы с постоянным внутренним диаметром позволяет получить минимальное количество ступеней ГТ и наименьшую длину лопаток последних ступеней. В реальных конструкциях учет указанных факторов приводит к применению комбинированных схем проточной части.

Рис. 36. Типичные формы проточной части многоступенчатых турбин

1 – с постоянным наружным диаметром; 2 – с постоянным средним диаметром; 3 – с постоянным внутренним диаметром; 4 – с возрастающими внутренним и внешним диаметрами

Силовая схема ГТ составляет часть общей силовой схемы двигателя и ее особенности определяются числом и расположением опор роторов ГТ. Так, например, в двухвальном ГТД ротор турбины ВД имеет обычно один подшипник, который может располагаться как перед дисками, так и за дисками ГТ (оба варианта имеют свои достоинства и недостатки). Ротор ТНД при этом одно- или двухопорный; в последнем случае одна из опор размещается за дисками, а вторая – внутри ротора ВД (межвальная опора). Конструкция с межвальной опорой позволяет упростить силовую схему корпуса, но возникают трудности с обеспечением смазки и охлаждения подшипника.

Роторы осевых турбин

Основными элементами конструкции роторов ГТ являются рабочие лопатки, диски и валы. В межлопаточных каналах, образуемых рабочими лопатками, осуществляется преобразование энергии газового потока; диски служат для размещения лопаток и воспринимают нагрузки, возникающие при вращении ротора; валы обеспечивают передачу крутящего момента к ОК или редуктору, а также служат для размещения подшипников, через которые производится передача нагрузок на корпус двигателя.

Ввиду больших по сравнению с ОК уровней действующих температур и нагрузок, в конструкции роторов ГТ не применяется барабанная схема. Основные виды силовых схем: дисковая, в которой крутящий момент с каждого диска передается на вал ГТ, и барабанно-дисковая, где передача крутящего момента осуществляется через барабанные участки, выполненные заодно с диском или в виде отдельных деталей.

Рабочая лопатка – одна из наиболее ответственных и напряженных деталей ГТД. Ее основными элементами являются перо (профилированная часть) и хвостовик, обеспечивающий крепление рабочей лопатки к диску.

Рис. 37. Рабочая лопатка турбины

Исключительное распространение в ГТ получил хвостовик елочного типа, что объясняется прежде всего рациональным использованием материала в соединении лопатки и диска. Это дает возможность обеспечить передачу значительных нагрузок при относительно небольших размерах хвостовика и разместить необходимое количество лопаток.

Рабочие лопатки современных ГТ имеют в концевой части пера бандажные полки, которые способствуют повышению вибропрочности и уменьшению перетекания газа через радиальные зазоры. Существует два основных способа полочного бандажирования: кольцевое, когда объединяются в кольцо все лопатки РК, и попарное, когда две соседние лопатки устанавливаются в один паз диска и прижимаются друг к другу при вращении изгибающими моментами.

Рис. 38. Попарное бандажирование рабочих лопаток турбины

Статоры осевых ГТ

Основными элементами конструкции статоров ГТ являются сопловые лопатки, корпусы СА, предназначенные для размещения сопловых лопаток, и корпусы опор, обеспечивающие силовую связь между корпусами подшипников и наружным корпусом ГТД. В задней части ГТ располагается обтекатель диска турбины (стекатель).

В зависимости от наличия или отсутствия связи сопловых лопаток между собой различают соответственно рамные и консольные конструкции СА (консольная схема применяется относительно редко).

Корпусы СА представляют собой тонкостенные оболочки с фланцами в местах монтажных и технологических раъемов (продольных или поперечных). В большинстве случаев применяют поперечные разъемы с кольцевыми фланцами, существенно повышающими жесткость корпусов.

Организация стока поверхностных вод: Наибольшее количество влаги на земном шаре испаряется с поверхности морей и океанов (88‰).

Общие условия выбора системы дренажа: Система дренажа выбирается в зависимости от характера защищаемого.

Источник

IX. Многоступенчатые турбины

1. Необходимость многоступенчатой конструкции.

Располагаемый теплоперепад турбины, зависящий от начальных (Р₀, t₀) и конечных параметров (Р_к), для современных конструкций составляет 800 ÷ 1800 кДж / кг. Создать экономичную одноступенчатую турбину при таких теплоперепадах и достигнутом в настоящее время уровне прочности металлов невозможно. Так скорость пара на выходе из сопл в этом случае достигала бы . Для экономичной работы такой одноступенчатой турбины необходимая окружная скорость рабочих лопаток на среднем диаметре при оптимальном отношении скоростей u / c_ф = 0,5 должна составить u = (750 ÷ 1000) м/с.

Обеспечить прочность ротора и рабочих лопаток при таких окружных скоростях практически невозможно. Кроме того, число Маха в потоке пара в этом случае составит М = 3 ÷ 4, что повлечет за собой большие волновые потери энергии в потоке.

Условия прочности вращающегося ротора в области высоких температур ограничивают окружную скорость величиной u = 180 ÷ 200 м/с.

Если принять , то скорость потока должна быть равна С_ф = u / x_p = 200 / 0,5 = 400 м/с и таким образом максимальный теплоперепад, который возможно переработать в одной ступени с достаточной экономичностью, составит:

Это значение значительно меньше располагаемого теплоперепада всей турбины, что и предопределяет ее многоступенчатую конструкцию.

2. Преимущества многоступенчатой турбины.

1.) С применением значительного числа ступеней можно для каждой ступени выбрать такой небольшой теплоперепад, чтобы при умеренных окружных скоростях обеспечить оптимальные значения u / c_ф, при которых КПД отдельных ступеней достигает максимального значения.

2.) Уменьшение теплоперепада ступени и связанное с этим уменьшение диаметра ступени (при заданной частоте вращения)

3.) В многоступенчатой турбине энергия выходной скорости предыдущей ступени используется в сопловых лопатках последующей ступени, повышая, таким образом, располагаемую энергию последующей ступени. Поэтому потери энергии с выходной скоростью в промежуточных ступенях равны нулю. Выходная скорость теряется полностью обычно в регулирующей и в последних ступенях турбины и ее отдельных цилиндров.

4.) В многоступенчатой турбине тепловая энергия потерь предыдущих ступеней частично используется для выработки полезной энергии в последующих ступенях за счет явления возврата теплоты в турбине.

5.) Конструкция многоступенчатой турбины позволяет осуществить отборы пара для регенеративного подогрева питательной воды и промежуточного перегрева пара, что существенно повышает абсолютный КПД турбины.

Рис.1. Диаграмма отборов пара турбины К – 800 – 240 ЛМЗ.

3. Недостатки многоступенчатой турбины.

1.) С увеличением числа ступеней усложняется конструкция турбины, и возрастает стоимость ее изготовления. Для мощных энергетических турбин это окупается за счет повышения КПД турбоустановки.

2.) В многоступенчатой турбине возрастают потери от утечек пара через переднее концевое уплотнение, и возникают утечки в диафрагменных уплотнениях. Чем больше турбина имеет ступеней, тем выше давление пара перед передним концевым уплотнением. Кроме того, общий КПД турбины снижают потери энергии в перепускных паропроводах между корпусами турбины, а также гидравлические потери энергии в стопорных и регулирующих клапанах, устанавливаемых перед турбиной и перед ЧСД в турбинах с промперегревом пара.

4. Коэффициент возврата теплоты.

Одним из преимуществ многоступенчатой конструкции является использование части потерь энергии предыдущих ступеней в виде полезной работы в последующих ступенях.

Потери энергии переходят в теплоту и, таким образом, повышают энтальпию пара за ступенью. В области перегретого пара это приводит к повышению температуры пара за ступенью, а в области влажного пара к увеличению степени сухости пара х.

Проанализируем процесс расширения пара в h-s диаграмм

При внимательном рассмотрении h-s диаграммы можно убедиться в том, что с увеличением энтропии s вертикальные расстояния между изобарами увеличиваются. Применительно к расширению пара в проточной части турбины это означает, что реальный располагаемый теплоперепад некоторой ступени больше, чем располагаемый теплоперепад этой же ступени при протекании процесса расширения по изоэнтропе 0 – к . Таким образом, сумма

располагаемых теплоперепадов всех ступеней за счет возникающих в них потерь оказывается больше, чем располагаемый теплоперепад турбины , и потери энергии как бы частично возвращаются (3÷5 % располагаемого теплоперепада). Это явление называют возвратом теплоты.

Вернемся к рис.2. использованный теплоперепад отдельной ступени Н_i можно представить в виде:

.

Тогда для всей турбины:

.

Если предположить, что КПД всех ступеней одинаковы , то:

,

где Q_в.т. – часть теплоты, вызванной потерями в ступенях, которая может быть использована в последующих ступенях.

Сравнивая два выражения для , получим выражение для определения КПД всей турбины :

,

где — коэффициент возврата теплоты, определяющий долю потерь, которая может быть использована в последующих ступенях турбины.

Для приближенной оценки коэффициента возврата теплоты можно воспользоваться формулой:

,

5. Потери энергии в паровпуске и в выходном патрубке турбины.

Прежде, чем пар поступит к соплам регулирующей ступени, он проходит стопорный и регулирующий клапаны, в которых происходит потеря давления и, таким образом, потеря энергии.

При правильно выполненном стопорном клапане и элементах паровпуска потеря давления на расчетном не превышает 3÷5 % от начального.

Пару, выходящему из последней ступени, необходимо преодолеть аэродинамическое сопротивление выходного патрубка. Осуществляется это за счет кинетической энергии С₂ 2 /2 потока пара, выходящего из последней ступени. Однако, как правило, кинетической энергии С₂ 2 /2 не хватает на преодоление аэродинамического сопротивления патрубка, и поэтому за последней ступенью устанавливается давление Р’_к > P_к. тогда конечной точкой процесса расширения пара в проточной части будет точка B, а на выходе из патрубка – точка D (см. рис.3).

Нам важно ваше мнение! Был ли полезен опубликованный материал? Да | Нет

Источник