Паровые турбины. Газотурбинные установки. Двигатели внутреннего сгорания, страница 20

В многоступенчатых турбинах тепловой перепад разделяется по числу ступеней и в среднем будет близким к величине, определяемой по формуле:

                                                        ,               (1.73)

где Ht, α, Z – теоретический тепловой перепад всей турбины с учетом динамического напора перед турбиной; коэффициент возврата тепла; число ступеней давления.

Тепловой перепад одной ступени:

                                                         ,                (1.74)

где х = u/c1;

      φc – коэффициент потери скорости, который принимают в пределах 0,97 – 0,98.

Если число ступеней z, то можно записать:

                                                .       (1.75)

или так

                                     .                                                                (1.76)

Уравнение (1.76) называют характеристикой Парсонса турбины. Значение y как и КПД турбины зависит прежде всего от отношения u/c1. Для высокоэкономичных турбин y = 1500 – 1700.

По уравнению (1.76) можно выбрать число ступеней турбины

                                               ,      (1.77)

где Uср – средний диаметр проточной части турбины.

Приближенно

                                                    ,           (1.78)

где d1, dп – диаметры первой и последней ступеней турбины.

В современных активных многоступенчатых турбинах предусматривается первая регулирующая ступень, в которой происходит относительно большое снижение давления пара, т.е использование большого теплопадения. В зависимости от величины этого теплопадения регулирующую ступень выполняют одноступенчатой и с двумя ступенями скорости (диск Кертиса). Выходная скорость после регулирующий ступени не может быть использована и поэтому ее КПД ниже, чем у последующих ступеней давления, однако удобство регулирования турбины при переменной нагрузке восполняет этот недостаток. Кроме того, при большом снижении давления и температуры пара в регулирующей ступени корпус турбины будет находиться в более благоприятных условиях работы и конструкция его упростится.

Процесс расширения пара в многоступенчатой турбине на диаграмме h–S для отдельных групп ступеней давления с достаточной точностью может быть изображен в виде прямых линий, как это показано на рис 1.21 Относительный внутренний КПД для всей турбины выразится отношением использованного теплопадения Н1 к располагаемому Н0:

                                                             .                    (1.79)

Численная величина относительного внутреннего КПД многоступенчатой турбины зависит от объемного количества пара, протекающего по ней. При увеличении объема пара высота сопел и лопаток повышается, их скоростные коэффициенты при этом соответственно увеличиваются, а потери тепла пропорционально уменьшаются. Поэтому мощные турбины обычно характеризуются более высоким КПД. Повышение температуры пара увеличивает его удельный объем, и КПД турбины при этом возрастает. Повышение давления пара связано с уменьшением его удельного объема и понижением КПД турбины. Обычно, как это видно из рис. 1.21, для отдельных групп ступеней турбины относительные внутренние КПД различны. При современном состоянии турбостроения значения относительного внутреннего КПД η0i согласно практическим данным, в среднем составляют для крупных турбин 0,83 – 0,88, для турбин средней мощности 0,7 – 0,8 для турбин маломощных 0,6 – 0,7.

 
Рис. 1.21. Процесс расширения пара в многоступенчатой турбине на диаграмме h-s
Последняя ступень конденсационной турбины, где пар находится под наиболее низким давлением, пропускает наибольший объем пара. Пропускная способность ступени определяется площадью кольцевого сечения, запитого лопатками, и выходной скоростью пара. При принятой окружной скорости высота лопатки ограничивается прочностью металла, из которого она изготовлена. Скорость пара с2, чтобы не увеличивать выходных потерь, не должна превышать 120 – 240 м/с.