Принцип действия и устройство колес со ступенями скорости

а). Причины использования многоступенчатых паровых турбин

Рассмотрим конкретный пример. К турбине подводится свежий пар, который имеет следующие параметры: давление Р₀ = 30·10⁵ н/м² и температуру t₀ = 300°С. Давление за турбиной устанавливается примерно равным давлению в конденсаторе Р_z = 0,2·10⁵ н/м². В соответствии с диаграммой h-s этими параметрами пара определяется адиабатный теплоперепад

h_a = h_o – h_z≈900·10³ дж/кг, (4.1.1 )

где h_о – энтальпия, определяемая на диаграмме h-s состоянием пара в точке пересечения изобары Р₀ и изотермы t₀;

h_z – энтальпия пара в конце адиабаты расширения .

Пусть поставлена задача на заданные параметры пара спроектировать турбину, проточная часть которой должна состоять из одной активной ступени.

В случае число активной турбинной ступени (ρ = 0, h_as = 0) весь теплоперепад (4.1.1 ) должен срабатываться в соплах, так как h_a = h_ad.

При условии С₀≈0, приняв значение φ= 0.95-0.97, получили бы величину абсолютной скорости пара на выходе из сопел

м/с. (4.1.2)

Оптимальное отношение скоростей активной ступени, как это отмечалось, составляет величину

. (4.1.3)

Таким образом, чтобы при заданном теплоперепаде (4.1.1) активная турбина работала с максимальным значением КПД на окружности , окружная скорость вращения рабочих лопаток, согласно формулам (4.1.2) и (4.1.3), должна быть равна

u = ξ_оптС₁ = 0,5·1300 = 650 м/с (4.1.4)

При вращении турбины на рабочие лопатки действуют центробежные силы, вызывающие в материале лопатки растягивающие напряжения. Наибольшие напряжения возникают в поперечном сечении лопатки, непосредственно примыкающем к ротору. Для лопаток постоянного сечения эти напряжения вычисляются по формуле

, (4.1.5)

где ρ_м – плотность материала лопаток;

λ – отношение среднего диаметра ступени к высоте рабочей части лопатки.

Подставляя величину окружной скорости (4.1.4) в формулу (4.1.5), получим, что для стальной лопатки при λ = 10 напряжения растяжения превосходят допустимые напряжения современных турболопаточных материалов в три раза. Иными словами, не представляется возможным подобрать материал для рабочих лопаток, вращающихся с окружной скоростью u=650 м/с. Отсюда следует, что выполнить турбину, проточная часть которой состояла бы из одной активной ступени, при заданных параметрах пара и величине теплоперепада (4.1.1), не представляется возможным.

Существующие в данное время материалы, используемые для изготовления турбинных лопаток, позволяют иметь в соответствии с формулой (4.1.5) окружную скорость

u≤300÷350 м/с (4.1.6)

Если попытаться добиться цели, выполнив турбину в виде одной реактивной ступени с ρ=0,5, то

h_ad=h_as= = 450·10³ дж/кг (4.1.7)

Соответствующая теплоперепаду (4.1.7) скорость С₁ составит величину

м/с (4.1.8)

Оптимальное отношение скоростей реактивной ступени равно

(4.1.9)

откуда согласно (4.1.8) следует

м/с (4.1.10)

что вновь не удовлетворяет условию (4.1.6).

Если при заданных параметрах пара и величине теплоперепада (4.1.1) уменьшить величину окружной скорости лопаток до значений (4.1.6), то в случае одноступенчатой активной турбины отношение скоростей было бы

а в случае одноступенчатой реактивной турбины

т.е. в обоих случаях

<

Это означает, что обе турбины работали бы с низким значением КПД.

Таким образом, современные параметры пара корабельных энергетических установок не позволяют создать одноступенчатую паровую турбину, т.к. она должна бы иметь крайне низкий КПД или очень большие скорости вращения лопаток, не удовлетворяющие условию (4.1.6).

Для того чтобы уменьшить окружную скорость u, сохранив при этом высокое значение КПД, существуют два пути, которые рассмотрим далее.

б). Турбины (колеса) со ступенями скорости

На рис.79.а показаны треугольники скоростей активной турбинной ступени при , причем u 0,5С₁. Для данного случая скорость С₂ направлена под углом, близким к . Потеря с выходной скоростью будет определяться величиной

(4.1.11)

Предположим, рассматриваемые треугольники скоростей построены в соответствии с условиями (4.1.1) – (4.1.6). Для того, чтобы удовлетворить требованию (4.1.6), уменьшим скорость (4.1.4) в два раза. Тогда

(4.1.12)

Треугольники скоростей, соответствующие данным (4.1.12), изображены на рис79.б. В этом случае α₂<<90^о, что приведет к значительному увеличению скорости С₂, а следовательно, и потери с выходной скоростью (4.1.11). Таким образом, основной причиной снижения КПД ступени при отклонении отношения скоростей от оптимального значения _опт является рост потерь с выходной скоростью q_a.

Итак, добившись снижения окружной скорости до допустимых значений мы получили турбину с низким значением КПД из-за больших потерь q_a. Возникает вопрос: нельзя ли уменьшить величину потерь q_a за счет использования кинетической энергии пара, соответствующей скорости С₂, на рабочих лопатках и тем самым повысить КПД турбинной ступени? В результате приходят к необходимости за первым рядом рабочих лопаток поставить ряд направляющих лопаток, закрепленных в корпусе турбины, а за ним – второй ряд рабочих лопаток, установленных вместе с первым рядом рабочих лопаток на одном и том же диске.

Схема такой конструкции показана на рис. 80, где 1 – сопла первого рабочего венца, 2 – первый рабочий венец, 3 – направляющие лопатки, 4 – второй рабочий венец, 5 – диск, 6 – вал ротора и 7 – корпус.

Расположение лопаток первого и второго рабочих венцов на одном диске показано на рис.81.

Принцип действия полученной турбины следующий.

Пар (рис.80) подводится к неподвижным соплам 1, в каналах которых потенциальная энергия пара при его расширении преобразуется в кинетическую энергию движущегося с большой скоростью пара. Струя пара направляется на рабочие лопатки 2 первого венца, где воздействие струи пара на лопатки приводит вал ротора 6 во вращение, т.е. между каналами рабочих лопаток происходит второе превращение энергии – кинетическая энергия пара непосредственно преобразуется в механическую работу вращения вала. На выходе из первого рабочего венца пар имеет скорость. Отсюда поток пара, покидая первый венец рабочих лопаток, обладает соответствующей кинетической энергией. Для частичного использования этой энергии далее пар поступает на направляющие лопатки 3, расположенные между лопатками первого и второго рабочих венцов, где изменяет свое направление так чтобы обеспечить безударный вход на второй рабочий венец 4 (превращений энергии не происходит). На втором рабочем венце продолжается дальнейшее преобразования кинетической энергии пара в механическую работу вращения вала. Покидая, второй рабочий венец пар имеет скорость и обладает соответствующей кинетической энергией, но ее величина по сравнению с энергией пара на выходе из первого рабочего венца значительно меньше.