Потери в соплах паровых турбин

До сих пор рассматривались потери в соплах, в каналах рабочих лопаток, а также потери кинетической энергии с уходящим паром из рабочих лопаток- Все эти потери, связанные с течением пара в соплах и рабочих лопатках, приводят к уменьшению к. п. д. на рабочих лопатках диска Vo-л- Однако помимо перечисленных выше потерь, в ступени паровой турбины имеются дополнительные потери, которые не связаны с основным потоком пара и должны быть подсчитаны отдельно. Основными из этих потерь являются потери на трение и вентиляцию и потери от утечек пара. [c.214]

Потери и расход пара в паровой турбине. Мощность и КПД турбины. Рабочий процесс турбины сопровождается неизбежными потерями. Потери принято разделять на внутренние и внешние. Внутренние потери — это потери внутри корпуса турбины, они уменьшают используемый теплоперепад. Кроме потерь в соплах к внутренним потерям относятся потери в каналах рабочих лопаток, возникающие вследствие ударов частиц пара о кромки лопаток и трения частиц пара о поверхности лопаток и друг о друга (потерянная энергия также превращается в теплоту, повышая энтальпию пара) потери от влажности пара в последних ступенях турбины, возникающие вследствие того, что частицы влаги в паре движутся медленнее сухого пара (особенно вредно разрушающее действие частиц влаги на входные кромки рабочих лопаток, поэтому степень сухости пара в последних ступенях не должна быть менее X = 0,77. .. 0,90) потери, связанные с утечками пара через зазоры между диафрагмами и валом или рабочими лопатками и корпусом (у реактивных турбин) выходные потери, обусловленные тем, что пар по выходе из турбины обладает еще некоторой кинетической энергией. [c.250]

В этом уравнении все величины, за исключением и е, известны из теплового расчета. Поэтому, задаваясь е, можно определить или, задаваясь 1х, определить е. В газовых турбинах обычно е = 1. Слишком малые значения и е в паровых турбинах ведут к большим потерям в соплах. Для активной ступени рекомендуется выполнять 10 мм, а е 0,1-7-0,15. [c.168]

У паровых турбин в ступенях, где протекает влажный пар, возникают потери, обусловленные тем, что в процессе расширения степень влажности пара возрастает и частицы влаги укрупняются, образуя капли. Поскольку абсолютная скорость движения капель воды при выходе из сопла меньше, чем скорость пара, относительная скорость капель во- [c.336]

Современные мощные паровые турбины с дроссельным парораспределением имеют несколько параллельно включенных регулировочных клапанов, в которых дросселируется весь поток пара, подводимого к соплам первой ступени. Турбину выполняют, как правило, с полным подводом потоки пара, прошедшие через разные клапаны, смешиваются перед нею в паровпускной части турбины. Потери давления во всех клапанах независимо от их открытия одинаковы, при этом безразлично, параллельно или последовательно изменяется положение клапанов. [c.133]

При подводе пара к турбине за- счет гидравлических потерь в трубопроводах и парораспределительных органах давление пара перед соплами турбины будет несколько меньшим по сравнению с давлением за паровым котлом. [c.363]

Влияние толщины выходных кромок сопловых решеток Акр на характеристики ступеней исследовалось на ступенях № 6—9 (см. табл. 5-1). Ступени испытывались с одним рабочим колесом и постоянными зазорами в проточной части. При работе турбинной ступени на влажном паре картина обтекания выходных кромок решетки суш,ест-венно изменяется. Точка отрыва парового пограничного слоя смещается вниз по потоку, образуя па выходной кромке сопла диффузорный участок. Основной поток пара в этом случае обтекает кромку сопла, заостренную стекающей пленкой влаги. Потери энергии, связанные с обтеканием толстой кромки, уменьшаются, но увеличиваются потери на дробление стекающих пленок и капель (см. 4-5). По-види-мому, с ростом толщины кромки наступает также более раннее дроб- [c.104]

В многоступенчатых турбинах пар или газ расширяется в последовательно расположенных ступенях давления (см. рис. П.20 и П.36), поэтому весь перепад энтальпий в них распределяется на ряд ступеней давления. Выбирая определенное число ступеней, можно в каждой ступени получить достаточно малые перепады энтальпий, а следовательно, и малые скорости истечения Сг 1см. формулу (ПЛ6)]. Тогда можно выбрать и сравнительно малые окружные скорости и, однако так, чтобы отношение ы/Сх было достаточно большим — близким к тому, которому соответствует максимальное значение т1ол. В результате получатся высокие значения относительного внутреннего к. п. д. ступени, так как станут сравнительно небольшими основные потери в ступени потери в соплах — вследствие малых значений с потери с выходной скоростью и на рабочих лопатках — вследствие приближения отношения м/с к значению, отвечающему максимуму Цол (см. рис. П.31) потери вентиляционное и на трение диска о пар в активных ступенях паровых турбин с парциальным подводом пара — вследствие малых значений и. Это подтверждает рис. 11.34, на котором нанесена кривая Ст. в в зависимости от /с вследствие сравнительно небольших значений Ст. в кривая т)о, приближается к кривой т]ол с соответствующим возрастанием максимума т о, (потери от утечек, не зависящие от i / , не учтены). [c.175]

В турбине Лаваля при снижении частоты вращения вала при j = = onst растет абсолютная скорость выхода пара с рабочих лопаток с2 И, как следствие этого, к. п. д. турбины быстро падает. Для уменьшения выходных потерь со скоростью С2 и понижения частоты вращения вала Кертис предложил турбину с двумя ступенями скорости. На рис. 6.2,6 представлены схема этой турбины и графики изменения абсолютной скорости и давления пара в проточной части турбины. Пар с начальными параметрами ро и То расширяется до конечного давления pi в соплах 2, а на рабочих лопатках 3 и 3 происходит преобразование кинетической энергии движущегося потока в механическую работу на валу 5 турбины. Закрепленные на диске 4 турбины два ряда рабочих лопаток 3 и 3 разделены неподвижными направляющими лопатками 2, которые крепятся к корпусу I турбины. В первом ряду рабочих лопаток 3 скорость потока падает от i до j, после чего пар поступает на неподвижные лопатки 2, где происходит лишь изменение направления его движения, однако вследствие трения пара о стенки канала скорость парового потока падает от с2 до с. Со скоростью с пар поступает на второй ряд рабочих лопаток 3 и снова повторяется идентичный процесс. Поскольку преобразование кинетической энергии в механическую работу на валу турбины Кертиса происходит в двух рядах рабочих лопаток, максимальное значение г ол получается при меньших отношениях k/ j, чем у одноступенчатой турбины. А это значит, что частота вращения вала турбины (колеса) Кертиса может быть снижена по сравнению с одноступенчатой турбиной. Анализ треугольников скоростей показывает, что оптимальный к. п. д. турбины Кертиса достигается при входной скорости пара t i вдвое большей, чем у одноступенчатой турбины. Это означает, что в турбине с двумя ступенями скорости может быть использовано большее теплопадение /loi, чем в одноступенчатой. [c.302]

В разработанных и прошедших стендовые испытания ПТУ [116, 132 конденсирующие инжекторы использовались лишь для конденсации рабочего тела энергетического контура и незначительного повышения давления конденсата до уровня, обеспечивающего безкавитационную работу циркуляционного насоса. Применять их для повышения давления рабочего тела вплоть до максимального давления прямого цикла считалось энергетически невыгодным, а потому на паровом сопле конденсирующего инжектора срабатывался минимально требуемый перепад энтальпий, определяемый условием обеспечения сверхзвукового течения на срезе парового сопла с тем, чтобы существенно не уменьшать разность энтальпий на турбине. Можно предположить, что такое распределение перепада энтальпий между турбиной и конденсирующим инжектором назначалось из-за высоких эксергетических потерь, присущих последнему, и в результате применения принятого в энтропийном методе анализа циклов принципа равно ценности эксергетических потерь в элементах энергоустановок Следствием этого является основной недостаток рассматриваемых ПТУ, состоящий в сокращении полезной мощности турбогене ратора, часть которой используется для привода циркуляцион ного насоса, так как на вход насоса при невысоком давлении поступает суммарный расход рабочего тела обоих контуров ПТУ [c.28]

Проблема влажного пара возникла с момента появления паровых турбин. В значительной части они работали на влажном паре, который расширялся до глубокого вакуума. Расчет таких турбин производился в предположении протекания процессов в условиях термодинамического равновесия. В процессе дальнейшего развития турбостроения было обнаружено несоответствие между расчетами и результатами опытов. Так, в опытах Ф. Бендемана [88] расход влажного пара соплами оказался приблизительно на 2% выше, чем по расчету, даже без учета потерь на трение. Полученный результат не отвечал представлениям того времени. Были предприняты новые исследования А. Лошге [98] и др., и вновь был получен тот же результат. [c.7]

Поток влажного пара в соплах имеет потери, не отраженные коэффициентом скорости, полученным по фиг. 13 для перегретого пара. По мере изменения состояния пара в связи с динамикой процесса в турбине начальное состояние перегретого пара может перейти в среду влажного пара. При начальной конденсации появляющиеся капельки влаги имеют ту же скорость, что и пар, но при дальнейшем падении давления их скорость отстает от скорости пара. Присутствие влажных капель понижает скорость пара, так как капли получают ускорение за счет расхода кинетической энергии. Понижение скорости в дополнение к вязкостным эффектам ведет к понижению скорости двухфазной смеси. Исходя из этого Гудинаф дает следующее выражение для изменения коэффициента скорости, полученного по фиг. 13, имея в виду учет дополнительных сопротивлений влажной паровой среды. Предлагаемый им коэффициент скорости для влажного пара имеет такой вид [c.34]

Критическое отношение давлений, определяемое как отношение статического давления к давлению полного торможения на входе в канал или сопло, с ростом потерь уменьшается и увеличивается с ростом степени неравновесности. Однако основную роль играют потери кинетической энергии, а не степень неравновесности, так клк последняя величина при отношении давлений, равном Ёкр, и предельно нераБНоьес-ном процессе снижается лишь на. 3—4%. Термодинамическая (равновесная) теория, как это нетрудно видеть из формулы (1-7,3), при замене, fei на /гд дает увеличение значения Ёкл с ростом влажности, причем при переходе через линию х= значение t , ,. показатель адиабаты п и скорость звука адц меняются скачкообразно. При предельно неравновесном процессе расширения Ек,, остается равным е-кр для перегретого пара. Важно отметить, что формулы (1-72) и (1-73) получены для паровой фазы, когда влияние жи,дкой фазы учитывается только через степень неравновесности у, и, главное, через коэффициент суммарных 1 о" рь L Такой подход при определении Екр для среды в целом будет неверным или же весьма приближенным. Дело в том, что определение скоростей через располагае.мые теплоперепады (рис. 1-5) может привести к весьма разнообразным значениям коэффицне1Гтов потерь, в том числе и меньшим нуля. Это может иметь место, если, например, скорость паровой фазы определяется по предельно неравновесному процессу (Hoi), а теоретическая скорость —по равновесному процессу Нан (для среды в целом). Аналогичные расхождения возникнут также при расчетах расходных характеристик решеток и экономичности ступеней турбин. [c.18]

К внутренним относятся потери в клапанах св ежего пара, перепускных клапанах, в соплах, на ]забочих лопатках, с выходной скоростью, на трение диска в паре и др. К внешним потерям относятся механические потер1И от преодоления трения в опорных и упорных подшипниках, а также потери от утечки пара через концевые лабиринтовые уплотнения. Потери тепла в паровой турбине учитываются ее коэффициентом полезного действия. Различают следующие коэффициенты полезного действия турбоагрегата. [c.126]

Занос солями каналов сопл и лопаток приводит к сужению их сечения и как следствие этого к увеличению перепада давлений на диски и диафрагмы ступеней. Увеличение теплового перепада на диафрагмы приводит к повышению напряжений в них и увеличению утечек через диафрагменные уплотнения. Увеличение перепада на рабочих лопатках и дисках вызывает перегрузку упорного подшипника паровой турбины. Кроме того, повышение реакции ступени неизбежно вызывает увеличение утечек через разгрузочные отверстия >в дисках и чёрез бандаж рабочих лопаток. Выпадение твердых осадков в каналах сопл и лопаток увеличивает шероховатость стенок каналов, вследствие чего возрастают профильные потери облопа-чивания, особенно в головных ступенях. Занос солями лабиринтовых уплотнений приводит к уменьшению размеров камер между. гребешками и ухудшению эффективности работы этих элементов. При этом могут увеличиться утечки как через концевые, так и через диафрагменные уплотнения. Все это приводит к заметному ухудшению к. п. д. турбины даже при незначительной величине солевого заноса. [c.104]

В современных паротурбинных установках ТЭС и АЭС располагаемый теплоперепад турбины составляет 1000—1600 кДж/кг. Создать экономичную одноступенчатую турбину при таких теплоперепа-дах и достигнутом в настоящее время уровне прочности металлов невозможно. Действительно, скорость пара на выходе из сопл одноступенчатой турбины в этих условиях составит 1500—1700 м/с. Для экономичной работы одноступенчатой турбины необходимая окружная скорость лопаток на среднем диаметре при оптимальном отношении скоростей м/Сф = 0,65 должна составить 1000—1100 м/с. Обеспечить прочность ротора и лопаток при таких окружных скоростях практически невозможно. Кроме того, число М в потоке пара в этом случае составит 3,0—3,5, что приведет к большим волновым потерям энергии в потоке. Поэтому все крупные паровые турбины для энергетики и других отраслей народного хозяйства выполняют многоступенчатыми. В этих турбинах пар расширяется в последовательно включенных ступенях, причем теплоперепады таких ступеней составляют небольшую часть располагаемого теплоперепада всей турбины. Поэтому окружные скорости лопаток в ступенях многоступенчатой турбины составляют 120—250 м/с для большинства ступеней ЧВД и ЧСД турбины и достигают 350—450 м/с для последних ступеней конденсационных турбин при стальных лопатках и 600 м/с при титановых лопатках. Числа М в потоке для большинства ступеней меньше единицы. [c.122]

Для приближенного построения процесса в h, 5-диаграмме из задания на расчет известны параметры пара перед стопорным клапаном — точка О на рис. 5.3. Для того чтобы найти состояние пара перед соплами первой ступени турбины (регулирующей при сопловом парораспределении) — параметры в точке О на диаграмме, оценивают потери давления при течении в паровом сите, в стопорном и ре1улирующих клапанах по формуле [c.145]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...