Построение процесса расширения и определение расхода пара. Определение предельной мощности турбины и числа выхлопов

20.Проходя через проточную часть турбины, пар создаёт не только окружное усилие , которое вращает ротор, но и осевое усилие , направленное вдоль оси турбины, и не создающее полезной работы, а только нагружающее упорный подшипник. Надёжность турбины в немалой степени определяется надёжностью упорного подшипника, т. к. суммарное осевое усилие составляет несколько десятков тонн.

Рассмотрим две основные составляющие суммарного осевого усилия . 1) Осевое усилие, действующее на рабочую решётку .Первое слагаемое правой части - динамическая составляющая, второе - статическая. При небольших числах Маха  динамической составляющей можно пренебречь. Статическая составляющая определяется степенью реактивности. 2) Осевое усилие, действующее на поверхность диска . Давление  между диафрагмой и диском определяется соотношением расходов через диафрагменные уплотнения и через разгрузочные отверстия в диске. При плохой работе диафрагменного уплотнения осевое усилие может существенно возрасти. Для снижения второй составляющей  в дисках ЦВД и ЦСД сверлятся разгрузочные отверстия мм, в количестве 3-5 штук.

Способы снижения осевого усилия:1. Разгрузочное отверстие в дисках, благодаря им снижается перепад давлений на дисках и осевое усилие. Число отверстий принимается не четным чтобы не ослабить диск z_р=3,5,7 и d_p=40-50мм.2 Использование двухпоточной конструкции цилидров.3. Использование цилиндров с петлевой схемой движения пара.4. В много цилиндровых турбинах потоки пара направляются в разные стороны.

Перепад давления на рабочих лопатках (P₁-P₂), так же на диски

()  зависит от степени реактивности, чем больше степень реактивности   тем больше эти перепады давления и тем больше осевое усилие. При этом вторая состов. Осевого усилия действует на поверхность диска во много раз чем первая составляющая которая действует на поверхность рабочих лопаток. Поэтому в реактивных турбинах дисковая конструкция ротора не применяется.

17. В действительности по высоте рабочих лопаток изменяются: окружная скорость, относительная скорость потока и угол потока при входе на рабочие лопатки. Таким образом, профилирование рабочих лопаток турбинной ступени с постоянным углом  по их высоте обеспечивает безударное поступление рабочего потока на лопатки только по среднему диаметру. От среднего диаметра к корню лопаток и к их вершинам углы набегания рабочего потока на лопатки будут отличаться от расчетного по среднему диаметру. Применение постоянных профилей по высоте для длинных лопаток приводит к значительному увеличению тепловых потерь и соответствующему снижению к. п. д. ступени. Турбостроительные заводы в целях обеспечения высоких значений к. п. д. турбин применяют закрученные (винтовые) профили рабочих лопаток с переменными по их высоте углами. Закрученные (винтовые) профили выполняются обычно с уменьшающимся сечением по высоте лопаток, что позволяет разгрузить их корневые сечения от высоких напряжений, возникающих от центробежных сил.

 

В инженерной практике расчета закрутки лопаток применяются различные законы— методы. Расчет закрутки лопаток методом постоянной циркуляции является наиболее распространенным m=1 C_1u*R^m=const. Впервые этот метод был применен академиком Н. Г. Жуковским для профилирования воздушных винтов и лопаток вентиляторов. Впоследствии применительно к расчету закрутки длинных лопаток паровыхи газовых турбин этот метод был разработан профессором В. В. Уваровым .

Закон постоянства циркуляции, кроме основного условия , требует дополнительных условий.

Когда m=φ² C_1z=C₁*sinά1=const

Когда m=φ²*cosά1

Закон закрутки постоянства сдельных расходов пара на высоте лопатки  Р1*С1z=const

28. Определение экономической мощности. Построение процесса расширения и определение расхода пара. Определение предельной мощности турбины и числа выхлопов. Выбор типа регулирующей ступени и  ее теплоперепада. Предварительный расчет нерегулируемых ступеней(ЧВД,ЧСД,ЧНД).

После определения диаметров и U/Ca первой и последней нерегулируемых ступеней определяем число ступеней и их теплоперепады. Строим диаграмму на которой откладываем диаметры и степени реактивности первой и последней ступеней. Делим диаграмму на части и определяем для каждой диаметр, отношение скоростей и теплоперепад и находим количество ступеней. Сумма теплоперепадов должна ровняться известному теплоперепаду. Если это условие не соблюдается то корректируем значение теплоперепадов.

В двухвенечной ступени срабатывается больший теплоперепад, чем в одновенечной. Потери с выходной скоростью невелики, но возникают дополнительные потери. КПД меньше чем в одновенечной. Чтобы увеличить КПД вводят небольшую степень реактивности.