Тепловые двигатели и нагнетатели. Контрольная 1, 2. СПбГТУРП. Вариант 12

Тепловые двигатели и нагнетатели. Контрольная 1, 2. СПбГТУРП. Вариант 12.
Тепловые двигатели: Методические указания, рабочая программа и контрольные задания для студентов заочной формы обучения. / Сост. П.В. Луканин; СПбГТУРП. СПб., 1998. 28с. ...

Тепловые двигатели и нагнетатели. Контрольная 1, 2. СПбГТУРП. Вариант 12.
Тепловые двигатели: Методические указания, рабочая программа и контрольные задания для студентов заочной формы обучения. / Сост. П.В. Луканин; СПбГТУРП. СПб., 1998. 28с.

Тепловые двигатели и нагнетатели. Контрольная 1, 2. СПбГТУРП. Вариант 12.
Тепловые двигатели: Методические указания, рабочая программа и контрольные задания для студентов заочной формы обучения. / Сост. П.В. Луканин; СПбГТУРП. СПб., 1998. 28с.

1. Относительный лопаточный КПД ступени характеризует аэродинамическое совершенство решеток и потерю энергии потока с выходной скоростью.
2. Наивысшая экономичность для активной ступени будет при , для реактивной при
2) Пусть U=const, а Cф=var.
Для ступени активного типа Cф=C1t; C1=  C1t; W1=W2t.
Проанализируйте треугольники скоростей  ол = f(U/Cф).
Выводы:
1. При заданной окружной скорости ступени U=p dn (p =3,14158…, d=const, n=const) ступень с наивысшей экономичностью может переработать вполне определенный тепловой перепад.
2.Любое отклонение режима работы ступени от режима с U/Cф=oрt неизбежно приведет к снижению КПД.
На рис. 1.5 построены кривые изменения отдельных потерь и ол в зависимости от Хф = U/Cф для одновенечной активной ступени и для двух- и трехвенечных ступенейскорости. Во всех случаях предполагаются чисто активные ступени, у которых степень реактивности ρ=0.
Потери с в сопловой решетке при неизменной степени реактивности и φ=const не зависят от Хф и сохраняются постоянными как для одновенечной ступени, так и для ступеней скорости. Также можно принять, что для любого из рассматриваемых типов ступеней потеря р в рабочей решетке первого ряда изменяется в зависимости от Хф по закону, общему для любого типа рассматриваемых ступеней. Рост этих потерь при уменьшении Хф объясняется увеличением относительной скорости w2t=w1. Таким образом, потери с и p , ограниченные в диаграмме на рис. 1.5 кривой aa`, сохраняются общими как для одновенечной ступени, так и для ступеней скорости.
В одновенечной ступени область, ограниченная кривыми aa` и bb`, представляет собой потери вс с выходной скоростью парового потока. Как отмечалось выше, эти потери достигают минимума при отношении Хф~0,46 ÷0,48, при уменьшении U/Сф существенно возрастает вс, вызывая резкое падение КПД. Применяя второй венец, т.е. ступень скорости, можно часть потерь вс превратить в полезную работу и, таким образом, повысить КПД в области малых Хф.
Потери в поворотной решетке и в рабочей решетке второго ряда изменяются по общему закону как для двухвенечной, так и для трехвенечнои ступеней скорости. Область, ограниченная кривыми cc` и dd`, представляет собой потери вс с выходной скоростью для двухвенечного диска, а область между кривыми dd` и bb` - выигрыш в КПД двухвенечной ступени по сравнению с КПД одновенечной ступени.
Как видно из диаграммы, максимум КПД на лопатках активной двухвенечной ступени скорости достигается при значениях Хф от 0,23 до 0,27 и в основном также определяется законом изменения потерь с выходной скоростью вс. Значительные потери с выходной скоростью, которые возникают в двухвенечной ступени при отношениях U/Сф, меньших, чем 0,16, можно частично использовать, применяя вторую поворотную и третью рабочую решетки, т. е. трехвенечную ступень скорости.
Кривые потерь и КПД для этого типа ступени скорости приведены на той же диаграмме на рис. 1.5 в области изменения от 0 до 0,18. Достигаемый в результате применения третьего венца выигрыш в КПД незначителен. Максимум КПД трехвенечной ступени скорости получается при значениях Хф~0,12 ÷0,18, однако по абсолютной величине КПД трехвенечного диска при Хф=0,17 в рассматриваемом примере значительно ниже максимального КПД двухвенечной ступени скорости.
На основании диаграммы на рис. 1.5 можно заметить, что применение ступеней вызывает увеличение КПД только при низких значениях Хф. Абсолютные значения максимальных КПД уменьшаются с увеличением числа венцов, и поэтому применять ступени с скорости следует лишь в том случае, когда требуется переработать значительный теплоперепад в одной ступени.
Рис. 1.5. Кривые относительного лопаточного КПД  ол и потерь энергии i в одновенечной активной ступени и ступенях скорости в зависимости от Хф = U/Cф
Вопрос Г
Способы уменьшения потерь в ступени от вентиляции.
Ответ:
Потеря на вентиляцию рабочих лопаток возникает при ε < 1 на участке холостого пробега. Застойный пар в межлопаточных каналах под действием центробежной силы начинает циркулировать (рис. 53а).
Кроме того, на том же, участке возникает трение о застойный пар сильно ребристых участков входной и выходной кромок рабочей решетки (рис. 53б).
Проводившиеся исследования показали, что потери энергии на трение и вентиляцию возрастают при увеличении:
1. плотности среды, в которой вращается диск,
2. среднего диаметра ступени,
3. длины рабочих лопаток,
4. окружной скорости ступени
и при уменьшении степени парциальности впуска ε.
Потери на вентиляцию уменьшаются с уменьшением зазора между корпусом турбины и рядом рабочих лопаток. Для уменьшения этого зазора вдоль нерабочей части колеса делаются прикрывающие щитки (рис. 53в), позволяющие уменьшить мощность, теряемую на вентиляцию в 2¸ 3 раза.
Для определения мощности, теряемой на трение и вентиляцию, предложено довольно много различных формул. Наиболее универсальная из них – эмпирическая формула Стодола, учитывающая сразу потери на трение диска и на вентиляцию рабочих лопаток:
для одно венечной ступени:  кВт
для перегретого пара λ = 1; для влажного λ = 1,2 : 1,3
ε – полная степень парциальности впуска,
εк – относительная длина дуги окружности, прикрытая щитками.
Dср – м; – см; u – м/сек;
V – м3/кг – средний удельный объем пара в районе диска.
Для двухвенечной ступени вместо величины  подставляется сумма .
Некоторые авторы предлагают рассчитывать отдельно мощности, теряемые на трение дисков Nтр и на вентиляцию рабочих лопаток Nв. Так, например, на основании опытов НЗЛ получены следующие формулы:
мощность, теряемая на трение диска
кВт
β = 8,5 : 17 – коэффициент, зависящий от расстояния между диском и стенками камеры (т.е., соседними диафрагмами); меньшее значение – при небольших расстояниях, большее – при больших.
Dср – м; u – м/сек; g = 9,81 м/сек; кг/м3
мощность, теряемая на вентиляцию для одновенечной ступени:
кВт
где  – м; Dср – м; и т.д.
коэффициент 480 – при наличии прикрывающих щитков,
900 – при их отсутствии.
Формула справедлива при   = 17 : 50 мм.
Для двухвенечной ступени:
  кВт
Dср, и  – м;
При наличии прикрывающих щитков потеря уменьшается вдвое.
Мощность, теряемая на трение и вентиляцию, переходит в тепло, которое воспринимается потоком пара.
Соответственно  кДж/кг
Потеря на трение и вентиляцию имеет существенное значение в малых турбинах (при небольших расходах пара G), а так же на первых ступенях турбоагрегатов с высоким начальным давлением пара. В ступенях мощных паротурбинных агрегатов эта потеря, как правило, мала. Особенно это относится к последним ступеням.
Вопрос Д
Тепловой расчет 2-венечной ступени скорости. Исходные данные:
Ро = 1,6 МПа; tо = 350 оС; n = 6000 об/мин; G = 7 кг/с; Р2 = 0,8 МПа; α1 = 12о; ρ1p = ρ2p = 0,02; ρп = 0,03.
Ответ:
Контрольная работа № 2
Вариант 12
Вопрос А
Типы турбинных уплотнений. В каких частях проточной части они устанавливаются?
Ответ:
В паровых турбинах различают следующие уплотнения: концевые, диафрагменные и надбандажные.
Концевые уплотнения должны обеспечивать минимальные утечки пара. При заданном перепаде давления утечки зависят от величины радиальных зазоров в уплотнении и количества уплотняющих гребешков. Чем меньше зазор, тем меньше утечка. Однако радиальные зазоры нельзя принимать слишком малыми, поскольку повышенная вибрация турбины при ее наладке, пусках и других эксплуатационных режимах приводит к задеваниям, срабатыванию гребешков и росту утечки пара.
Увеличение числа гребешков связано с увеличением длины ротора и снижением его жесткости, вследствие чего возрастают радиальные зазоры в уплотнениях во избежание задеваний. Таким образом, между числом уплотняющих гребешков и размерами радиальных зазоров имеется некоторое оптимальное соотношение. С увеличением длины вала растет расход металла, усложняется технология литья, ковки и механической обработки. Несмотря на это во многих турбинах длина концевых уплотнений достигает 30 ÷ 40 % длины вала.
Конструкция уплотнения должна обеспечивать безопасность ротора при задеваниях, нередко возникающих при эксплуатации турбины. В этой связи наиболее серьезной аварией является остаточный прогиб ротора, образующийся вследствие задеваний вала гребешками и перегрева его на части окружности. Центры масс сечений ротора, получившего остаточный прогиб, смещаются относительно оси вращения, вызывая сильную вибрацию. Такой ротор правят в специальных заводских печах.
Конструкция уплотнения должна быть такой, чтобы при случайных задеваниях гребешков количество образующейся при этом теплоты было невелико, и чтобы она отводилась без сильного разогрева вала. В современных турбинах применяется металлическое уплотнение, в основном лабиринтового типа. При этом наблюдается тенденция к упрощению уплотнения с тем, чтобы повысить его надежность.
При сравнительно невысоких температурах в местах расположения уплотнений на вал обычно насаживаются втулки, защищающие его от прогиба при задеваниях. Такая конструкция на турбинах высоких параметров пара оказалась ненадежной и в настоящее время не применяется (при высоких температурах происходит ослабление втулки на валу).
На рис. 2.1 показана конструкция концевого уплотнения ЦВД сравнительно мощной конденсационной турбины на сверхкритические параметры пара. Она иллюстрирует разницу осевых зазоров в уплотнениях в зависимости от близости к упорному подшипнику. В уплотнении, расположенном рядом с упорным подшипником (рис. 2.1, в), осевой зазор составляет 3,7 мм, а в уплотнении, установленном на противоположной стороне ЦВД, осевые зазоры достигают 7 мм (2.1, б), т.е. почти в 2 раза больше. Втулки в уплотнении отсутствуют, а уплотняющие гребешки зачеканиваются или завальцовываются по окружности в канавках ротора с помощью проволоки из нержавеющей стали (например, 12X13). Уплотняющий гребешок представляет собой кусок тонкой ленты толщиной 0,2 - 0,3 мм с профильной частью, соответствующей канавке в роторе. Лента изготавливается из жаропрочной нержавеющей стали методом холодной прокатки. Технология изготовления и установки рассмотренного уплотнения (рис. 2.1) довольно сложна, но обладает высокой надежностью. При задевании гребешков количество образующейся теплоты пропорционально площади истираемого материала. Поскольку толщина гребешков мала, то и теплоты образуется немного. Кроме того, тонкий гребень является сопротивлением для прохода теплоты к валу, большая часть которой отводится паром, идущим через уплотнение.
Для большей гарантии предупреждения прогиба вала от задеваний на его поверхности после каждого сегмента уплотнений делаются, так называемые, тепловые или компенсационные окружные канавки увеличенной глубины. Сильно разогретый участок вала между тепловыми канавками может свободно расширяться в осевом направлении, не вызывая прогиба ротора. Диафрагменные и надбандажные уплотнения в конструктивном исполнении отличаются от концевых только меньшим количеством уплотняющих гребешков.
Вопрос Б
Осевые усилия в паровой турбине и причины их возникновения.
Ответ:
Осевые усилия, действующие в проточной части многоступенчатой турбины, слагаются из двух составляющих:
1. от динамического воздействия потока на рабочие лопатки,
2. от статической разности давление при наличии реакции.
Первая составляющая н; G – кг/сек
Вторая составляющая  н;
где давление до рабочей решетки Р1 и после нее Р2 – в МПа,
шаг решетки t2 и высота лопатки  – в м,
число лопаток в венце – z2,
общее число ступеней – n.
Вопрос В
Способы отыскания оптимального решения по выбору типа и конструкции последних ступеней конденсационных турбин большой мощности.
Ответ:
Конструктивное выполнение последней ступени конденсационной турбины представляет большой интерес, т.к. размеры проходных сечений этой ступени определяют максимальную мощность, на которую может быть построена турбина.
Как известно  кВт.