Меню сайта

загрузка...

Предыдущая     |         Содержание     |    следующая

Паровые турбины. Часть 1

Клапаны и выходные патрубки

Пар от начального состояния пара /?0, г0 (или д:0) до давления в конденсаторе рк или на выходе из турбины с противодавлением р2 проходит не только проточную часть, т. е. последовательно расположенные турбинные ступени, но и ряд других элементов, а именно клапаны, входные и выходные патрубки, перепускные ресиверы.

Очевидно, что экономичность турбины зависит не только от эффективности проточной части, но и от аэродинамического совершенства этих элементов парового тракта. Определение размеров клапанов и патрубков, рациональное их проектирование— необходимый этап конструирования всего агрегата; не зная потерь энергии в клапанах, патрубках и т. п., нельзя достаточно точно определить экономичность всей установки и правильно определить расход пара через турбину при заданной ее мощности.

Основными клапанами турбины являются:

стопорный и регулирующие -на входе;

отсечной и регулирующий — на линии после промежуточного перегрева;

отсечные — перед ЦНД турбин насыщенного и слабоперегретого пара, т. е. после внешней сепарации и промперегрева.

Каждому регулируемому отбору пара в турбинах для комбинированной выработки теплоты и электроэнергии соответствует регулирующий орган — клапан или поворотная диафрагма (см. гл. 10).

Регулирующие клапаны, так же как регулирующие (поворотные) диафрагмы, во время работы могут быть открыты полностью или частично. Стопорные и отсечные клапаны обычно находятся только в двух положениях —они или закрыты, или полностью открыты.

К клапанам предъявляются общие требования:

обеспечение необходимой плотности в закрытом положении;

по возможности меньшее сопротивление и тем самым меньшие потери энергии при прохождении пара через полностью открытый клапан;

приемлемая величина усилия, требуемого для перемещения клапана;

стабильный характер течения при всех режимах.

Конструкции клапанов разнообразны, и здесь рассматриваются только наиболее типичные из них.

В подавляющем большинстве случаев клапаны выполняются односедельными.

Наиболее простым является тарельчатый клапан, представленный на рис. 5.19, а. Однако такой клапан имеет серьезные недостатки. Для обеспечения плотного прилегания клапана к седлу необходимы большая удельная сила и, следовательно, значительное усилие. Необтекаемая форма проходного сечения при полностью открытом клапане создает значительное аэродинамическое сопротивление. В таком клапане обычно допускаются небольшие скорости пара — до 50—70 м/с, что, естественно, требует увеличения его размеров, а это в свою очередь приводит к повышенным усилиям для его открытия. Это усилие равно

Если клапан в месте посадки будет иметь коническую или сферическую форму, то касание клапана с седлом будет происходить по окружности; за счет упругого вдавливания обеспечивается лучшая плотность. Более сложная форма клапана в сочетании с коническим диффузором на выходе (рис. 5.19, б), с одной стороны, создает аэродинамически совершенную форму канала для протекания пара, с другой, позволяет в последующем диффузоре частично использовать кинетическую энергию потока для повышения давления. При этом скорость пара можно увеличить до 100—150 м/с, тем самым примерно вдвое по сравнению с клапаном на рис. 5.19, а сокращается усилие

Поскольку для уменьшения усилия Я необходимо дальнейшее сокращение диаметра клапана <1 и тем самым при заданном объемном пропуске пара увеличение скорости с^ и связанный с этим рост потерь, во многих конструкциях применяются различные способы разгрузки усилий. Примеры таких разгруженных клапанов приведены на рис. 5.19, в — д.

Клапан малого диаметра ^0 открывается первым, в результате чего давление за всем клапаном повышается и тем самым для подъема основного клапана диаметром йх требуется

меньшее усилие. Более сложная конструкция разгруженного клапана показана на рис. 5.19, г.

Подъем внутреннего клапана малого диаметра с! вызывает понижение давления над главным клапаном и сокращает усилие, необходимое для отрыва его от седла. В отличие от предыдущей конструкции здесь достигается не повышение давления за основным клапаном, а, наоборот, понижение давления над ним, благодаря чему происходит эффективная разгрузка усилия. В практике турбостроения встречаются и иные способы разгрузки. Относительно малое сопротивление имеет клапан колокольного типа (рис. 5.19, д).

Особое место занимают двухседельные клапаны, в которых посадка клапана осуществляется одновременно по двум плоскостям. Один из возможных типов такого клапана показан на рис. 5.19, е. Хотя такой клапан почти полностью разгружен и поэтому может быть выполнен очень большого размера, однако имеются трудности обеспечения плотности одновременного прилегания на два седла. Двухседельные клапаны применяются, главным образом, в турбинах невысоких начальных параметров, в которых объемные пропуски пара и, следовательно, размеры клапанов велики.

Для того чтобы не суммировать потери давления в двух последовательно расположенных клапанах — стопорном и регулирующем или отсечном и регулирующем, используются объединенные клапаны. Одним из примеров такого клапана

является конструкция ХТЗ, показанная на рис. 5.20. Два независимых привода (системы регулирования и защиты) управляют одним клапаном, выполняющим функции стопорного и регулирующего клапанов.

В турбинах насыщенного пара, где из-за малого тешюперепада турбины #о потери давления в клапанах особенно ощутимы, объединенная конструкция стопорного и регулирующего кЛапапов нашла широкое распространение.

В этих же турбинах в качестве стопорных (перед турбиной) и отсечных устройств (после сепарато-ра-промперегревателя перед ЦНД) используются и поворотные заслонки, в которых при полностью открытом положении (рис. 5.21, а) давление пара перед и за ними практически одинаково.

Примерами использования таких заслонок являются конструкция блока стопорного и регулирующего клапанов турбины насыщенного пара К-1000-5,9 ЛМЗ (рис. 5.21 б) и заслонка, применяемая перед ЦНД турбин К-220-4,4 ХТЗ (рис. 5.21, а). Часто используется чашечная конструкция регулирующих клапанов (рис. 4.22, а).

МЭИ разработана конструкция клапана с перфорированной поверхностью (рис. 5.22, б). За счет перфорации, т. е. большого числа отверстий на поверхности клапана, течение в клапанной системе стабилизируется, потери давления сокращаются, надежность клапана и его штока повышается.

При лроектировании турбины в лабораториях проводятся испытания клапанов, в результате которых отрабатывается оптимальная их конструкция, проверяется возможность стабильной (без пульсаций потока) работы и определяются потери, которые учитываются при расчете турбины.

Процесс протекания пара в системе клапан — диффузор в //, ^-диаграмме условно можно изобразить следующим образом (рис. 5.23): пусть на входе (точка О) параметры пара

Ро и /0(или лг0), а давление рх устанавливается в минимальном сечении, где средняя теоретическая скорость равна

Пренебрегая потерями от входа в клапан до этого сечения, .можно принять, что точка 1 находится на изоэнтропе. В диффузоре происходит восстановление давления до р0, которое сопровождается потерями энергии, в связи с чем состояние пара на выходе из диффузора определяется не точкой 2, а точкой 2. Если восстановление давления

, то потери энергии

  На выходе из

  состояние пара на входе в сопловую

решетку первой ступени отвечает точке О и параметрам р0 =р2 и И0.

Полные потери энергии при протекании пара в клапанной системе характеризуются величиной


Однако, принимая во внимание, что относительная скорость

  невелика и обычно меньше 0,2—0,3, аЕ1алогично (2.14) можно записать

  определяются главным образом конструкцией клапанной системы и составляют обычно ^кл = 0,4-г-0,8.

Для предварительных расчетов турбин потери давления в клапанах и перепускных ресиверах принимаются согласно рекомендациям § 6.4.

= 20-г-45 кДж/кг и могут в некоторых тур-

. Поэтому как частичное

восстановление давления в патрубке, так и дополнительные потери давления в нем могут существенно сказаться на экономичности турбины. С другой стороны, ограниченные размеры патрубка при очень больших объемных пропусках пара Скрк, сложность рационального конструирования его требуют особого подхода к проектированию патрубка и оценки его эффективности.

При проектировании выходного патрубка исходными являются характеристики последней ступени ЦН Д—скорость потока с2, веерность ступени 1/0 и абсолютная величина высоты лопатки /, а также предельные габариты патрубка и расположение конденсатора.

Проектируемый выходной патрубок должен отвечать следующим требованиям:

обеспечивать отвод пара в заданном направлении с минимальными потерями энергии;

обладать требуемой жесткостью, так как при больших размерах на патрубок действует перепад давления, примерно равный Ар = 0,1 МПа;

обеспечивать по возможности равномерное по окружности давление пара за рабочими лопатками последней ступени, поскольку неравномерность этого давления создает дополнительный импульс, действующий на лопатки и увеличивающий в них динамические напряжения;

обеспечивать по возможности равномерное поле скоростей на входе в конденсатор;

при всех режимах работы, т. е. при различных значениях расхода пара Ск и давления рк, должен сохраняться устойчивый характер течения.

В практике энергетического турбостроения применяются несколько вариантов расположения конденсатора относительно турбины и тем самым возможны различные направления потока в патрубке. Наиболее распространенной является конструкция турбины с подвальным конденсатором, представленная схематично на рис. 5.24, а и изображенная на большинстве чертежей в гл. 10. Здесь пар, покидая последнюю ступень, расходится в радиальном и осевом направлениях и затем, поворачивая под прямым углом, направляется в конденсатор, расположенный под турбиной.

Кольцевые конденсаторы (рис. 5.24, б) встречаются редко. Осевой патрубок, когда конденсатор располагается по оси турбины (рис. 5.24, г), может использоваться в однопоточных ЦНД, например в турбинах для ПГУ.

Боковые конденсаторы, расположенные по бокам турбины, когда поток пара, выходящий из последней ступени, делится пополам и направляется не вниз, а вбок (рис. 5.24, в), нашли распространение в некоторых зарубежных и отечественных турбинах. Пример такой конструкции приведен на рис. 10.29. Боковые конденсаторы использованы в турбинах К-1000-5,9/25-1 ХТЗ. Испытания, проведенные на Южно-Украинской АЭС, показали высокую эффективность бокового выходного патрубка.

В патрубках турбин с подвальным и боковым расположением конденсатора происходит не только поворот потока, но и переход от кольцевого входа к прямоугольному или овальному выходу.

Следует отметить, что, как правило, патрубки ограничены в своих осевых размерах, так как увеличение осевого габарита патрубка не только увеличивает длину турбины, удорожая всю установку и увеличивая осевые перемещения, но зачастую технически просто нереализуемо из-за технологической

невозможности выполнить ротор столь большого размера, а также из-за уменьшения жесткости ротора. Определенные трудности в проектировании патрубка связаны с расположением опор для подшипников турбины. Эти опоры должны быть весьма жесткими и поэтому часто устанавливаются на специальных фундаментах. Для облегчения ремонта также должен быть обеспечен доступ к подшипникам.

Меридиональное (продольное) сечение типичного патрубка показано па рис. 5.25, а. Корпус патрубка выполнен сварным с горизонтальным разъемом. Нижняя часть патрубка представляет собой прямоугольную коробку, а верхняя имеет наклонную торцевую стенку А В с местным вырезом СДВ, обеспечивающим доступ к подшипнику, который в данной конструкции устанавливается на нижней части патрубка. На выходе из последней ступени с внутренней стороны патрубок ограничен конической втулкой (на рис. 5.25, а показана втулка, образованная двумя коническими поверхностями с углами конусности у1 и у2). Эти ограничивающие поверхности переходят в торцевые стенки патрубка.

В данной конструкции патрубка, который является бездиф-фузорным, даже аэродинамическая отработка его стенок не позволяет обеспечить восстановление давления, т. е. давление на выходе из последней ступени р2т будет выше давления на выходе из патрубка рк.

. Эффективность такого

патрубка обеспечивается главным образом диффузором, расположенным за последней ступенью (рис. 5.25, б). Большое значение имеет увеличение осевого расстояния от последней ступени до торцевых стенок Ь{ и Ь2 и отношение площади выхода из патрубка (входа в конденсатор) к кольцевой площади последней ступени Гвых/С1г. Желательно, чтобы эти размеры были по возможности большими, а именно:

Для равномерного распределения потока пара в выходном патрубке необходимы промежуточные вставки, которые должны, направляя поток пара, выходящего из последней ступени, поворачивая его в направлении конденсатора, расположенного под турбиной, по возможности равномерно делить его. Кроме того, по бокам турбины для этого потока должно быть достаточно места, чтобы из-за уменьшения проходного сечения не было местного увеличения скорости пара.

На рис. 5.25, в показан патрубок, использованный ЛМЗ в турбине К-1000-5,9/50 (см. рис. 10.32). В этом патрубке сразу же за последней ступенью происходи! внезапное увеличение проходной площади и вызванное этим уменьшение скорости

пара на входе в патрубок. Такая конструкция позволяет избежать существенного снижения эффективности патрубка при больших околозвуковых скоростях на выходе из последней ступени. Дело в том, что эффективность патрубка зависит не только от его геометрических характеристик, но и от условий на входе в патрубок -выходе из последней ступени. Закрутка потока, распределение по радиусу скоростей пара на выходе из ступени и число М, подсчитанное по скорости с2, существенно влияют на протекание пара в выходном патрубке. Если скорость с2а, подсчитанная как средняя по выходной площади, г. е.

  при проектировании последней ступени (см. ниже, § 6.2). В плохо спроектированных патрубках с большой неравномерностью скоростей на выходе из последней ступени и в самом патрубке, даже при относительно умеренных скоростях, сопротивление патрубка настолько велико, что понижение давления в конденсаторе (при том же расходе пара) не приводит к увеличению теплоперепада последней ступени и не может быть полезно использовано в турбине (см. также § 8.10).

Характеристикой эффективности патрубка является величина относительных потерь (или восстановления) давления

При положительной величине ^вос в патрубке происходит восстановление давления, при отрицательной возникают дополнительные потери.

Процесс протекания пара в патрубке в Л, ^--диаграмме представлен на рис. 5.26. Все потери отнесены к величине с2/2, т. е. к потерям с выходной скоростью последней ступени Д^в.с- Эта величина является суммой трех слагаемых—: восстановления давления (которое, как в примере на рис. 5.26, а, может быть отрицательным:.рк<р22), потерь в самом патрубке

В случае малых скоростей с2 (несжимаемая жидкость)

вместо выражения (5.11) можно воспользоваться формулой

—удельный объем и скорость пара на входе в патрубок.

. Очевидно, что относительная величина полных потерь

является достаточно универсальной характеристикой патрубка.

, то в патрубке происходит восстановление

, то

  . Из-за сложности процессов, происходящих в патрубке, особенно с учетом эффекта вращения ступени, характеристики патрубка получаются чисто эмпирически в результате лабораторных исследований и опытов на натурных турбинах.

*104м2/с2 и меняется очень мало, после преобразований, аналогичных сделанным при выводе формулы (5.9), получаем выражение

На рис. 5.27 представлены характеристики различных типов патрубков.