Паровые турбины. Газотурбинные установки. Двигатели внутреннего сгорания, страница 19

где G_УТ, h₀, h₂ – количество протекающего пара, кг/сек; энтальпия пара перед диафрагмой; энтальпия пара за диском, взятая с учетом всех потерь, кроме самой утечки.

По отношению к 1 кг пара та же потеря будет равна:

                                                    ,           (1.66)

где G – общий расход пара в данной ступени, кг/с.

В реактивных турбинах утечки пара внутри ступени происходит не только в обход сопел, но и через радиальные зазоры между корпусом и рабочими лопатками.

Потеря тепла через зазор за счет утечки, ккал/кг:

                                                  ,          (1.67)

где α₁, l, h₀, h₂ – угол входа струи на рабочие лопатки; средняя высота лопатки; энтальпия пара перед ступенью; энтальпия пара за рабочими лопатками с учетом всех потерь, кроме самой утечки.

Можно воспользоваться и эмпирической формулой:

                                                        ,                (1.68)

где δ_r – величина радиального зазора.

1.20. Потери от влажности пара и в выпускном патрубке паровой турбины

Если в ступени приходит влажный пар, то следует определить потерю от влажности пара:

                                                      ,             (1.69)

где х – степень сухости пара;

      h_сух – использованный в ступени теплоперепад, определяемый после учета всех тепловых потерь, кроме потери от влажности пара.

При определении коэффициентов полезного действия ступени, работающей влажным паром, следует учитывать влияние влажности (дополнительные потери) по формуле:

                                                         ,                 (1.70)

где х – средняя сухость пара; х = 0,88 – 0,90. Таким образом, максимальной считают влажность пара, равную 10 – 12 %.

Наиболее радикальные средства для уменьшения влажности пара относится промежуточный перегрев пара.

Потеря энергии возникает и при выпуске пара из турбины. Ее величина зависти от скорости пара в выпускном патрубке.

В турбинах с противодавлением, объем выпускаемого пара невелик и при скорости выпуска 30 – 50 м/с этой потерей можно пренебречь.

В мощных конденсационных турбинах скорости пара в выпускном патрубке достигают 100 – 150 м/с, что уже уменьшает полезно используемый теплоперепад.

Падение давления в выпускном патрубке:

                                              ,     (1.71)

где Р_Л, Р_К, λ, C_n – давление пара за лопатками; которого принимают в пределах 0,07 – 0,10; скорость пара в выпускном патрубке.

Без выпускной потери теплоперепад в турбине был больше, соответственно и увеличилась бы полезная работа на лопатках. В современных турбинах выпускную потерю уменьшают соответствующим конструированием выпускного патрубка по профилю диффузора.

1.21. Внешние потери паровой турбины

Обычно к внешним потерям относят потерю от утечек пара через наружные уплотнения турбины и механические потери. Для их уменьшения конструктивно с обеих сторон корпуса турбины в местах выхода вала ставят уплотнения, чаще всего лабиринтного типа.

Утечки через эти наружные уплотнения не сказываются на состояние пара внутри турбины и поэтому относятся к внешним потерям.

Для расчета утечек через наружные лабиринтовые уплотнения G_ут используется формула:

                                               ,       (1.72)

где f, Z – площадь кольцевого зазора, м²; число лабиринтных зазоров.

Механические потери в турбине значительно меньше, чем в поршневой машине, из-за отсутствия поступательно движущихся частей и трения поршня о стенки цилиндра.

Механический КПД турбины η_м обычно принимают в зависимости от мощности. Значения η_м находятся 0,925 – 0,995.

1.22. Диаграмма h-s пара многоступенчатой турбины

Современные мощные многоступенчатые паровые турбины, как правило, выполняются активно-реактивными, т. е. в части высокого давления может быть несколько чисто активных ступеней и далее ступени с нарастающей степенью реактивности с целью выравнивания высот лопаток и плавности формы проточной части.