Паровые турбины. Газотурбинные установки. Двигатели внутреннего сгорания, страница 18

                                                         .                (1.60)

Потери энергии на рабочих лопатках реактивных ступеней, ккал/кг:

                                                         ,                (1.61)

где  – коэффициент потери энергии в реактивных лопатках.

1.18. Потери с выходной скоростью пара, на трение дисков, вентиляцию и выколачивание

При выходе из рабочих лопаток пар имеет абсолютную скорость С₂, которой соответствует кинетическая энергия на 1 кг пара, ккал/кг:

                                                           .                  (1.62)

Для данной ступени это количество энергии остается неиспользованным и представляет потерю.

Неиспользованная выходная скорость погашается при рассеивании струи и ударе о неподвижные детали турбины, за счет чего энтальпия выходящего из ступени (или турбины) пара увеличивается на величину h_в.

При использовании выходной скорости в последующей ступени выходная потеря для турбины в целом не пропадает. Величина h_в в большой степени зависит от отношения U/C₁. Потеря h_в будет минимальной, когда в скоростном треугольнике выхода угол α₂ = 90°.

В последних ступенях мощных конденсационных турбин проходит пар очень большого удельного объема. Чтобы пропустить его при недопустимо больших диаметров дисков и высот лопаток увеличивают выходную скорость. В результате большая выходная потеря.

В отдельных случаях выходная потеря может составлять 4 – 7% общего теплоперепада в турбине. Потеря на трение появляется из–за того, что вращающийся диск увлекает за собой частицы пара, на что затрачивается какая–то часть энергии.

Потеря на вентиляцию обусловлена вихревыми движениями пара, возникающими при вращении диска. Если углы рабочих лопаток β₁ и β₂ между собой не равны, то такие несимметричные лопатки сами по себе оказывают вентиляционное воздействие, перемещая пар в направлении оси турбины.

Как потеря на трение, так и вентиляционная уменьшаются, если между вращающимся диском и корпусом турбины имеется минимальный зазор.

Для подсчета названных потерь предложен ряд эмпирических формул, из которых наибольшее применение получила формула Стодола, кВт:

                                 ,                                                                (1.63)

где N_ТВ, λ, d, z, l₂, u, γ₁ – мощность, затраченная на трение и вентиляцию, кВт; коэффициент, который зависит от параметров пара (для пара высокого перегрева λ = 1; среднего перегрева λ = 1,1 – 1,2; для влажного пара λ = 1,3); расчетный диаметр диска, М; число венцов лопаток на диске; средняя высота лопаток, см; окружная скорость, м/сек; удельный вес пара (берется по состоянию пара при его выходе из сопла).

Первое слагаемое формулы (1.63) в квадратных скобках учитывает потерю на трение, и второе – потерю на выколачивание и вентиляционную потерю.

Мощность, затрачиваемая на преодоление трения диска и вентиляционного действия лопаток, превращается в тепло и увеличивает теплосодержание выходящего из струи пара, ккал/кг:

                                                        ,               (1.64)

где G – количество пара, кг/сек.

В реактивных турбинах названными потерями пренебрегают, так как они не велики (степень парциальности ε = 1).

1.19. Потери через внутренние зазоры в ступенях паровой турбины

Между диафрагмами и валом в ступенях давления активных турбин обычно имеются зазоры, через которые просачивается пар в обход сопел, не совершая работы.

Для уменьшения утечки в зазорах ставят обычно лабиринтные уплотнения. Конструктивно лабиринтное уплотнение, состоящее из тонких гребешков из мягкого металла, образует ряд камер. Если гребешки соприкоснутся с валом, нагрева вала е произойдет вследствие малой толщины гребешков и мягкости их металла. С увеличением числа лабиринтов, перепад давлений в каждом из них уменьшится, т. е. уменьшаются скорость и расход пара.

Потери тепла за счет утечки пара через внутренние зазоры, ккал/с:

                                                    ,            (1.65)