НЕКОММЕРЧЕСКОЕ АКЦИОНЕРНОЕ ОБЩЕСТВО

АЛМАТИНСКИЙ ИНСТИТУТ ЭНЕРГЕТИКИ И СВЯЗИ 

 

Кафедра тепловых энергетических установок

 

 

ПАРОВЫЕ И ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ

 

Методические указания к выполнению лабораторных работ

для студентов всех форм обучения

специальности 050717 – Теплоэнергетика

 

Алматы  2008

СОСТАВИТЕЛИ: А.А Генбач, М.С. Жаркой, Т.В.Ходанова.

Паровые и газовые турбины. Методические указания к выполнению лабораторных работ для студентов всех форм обучения по специальности 050717 - Теплоэнергетика - Алматы: АИЭС, 2008. – 75 с.

 

Методические указания содержат описание лабораторных работ по дисциплине Паровые и газовые турбины для студентов, обучающихся по специальности 050717 - Теплоэнергетика, всех форм обучения, выбравших специализацию – Тепловые электрические станции.

Содержание

 

1

Общие положения

4

2

Основные этапы организации лабораторного практикума

4

3

Правила охраны труда (промышленная санитария, техника безопасности, пожарная безопасность)

5

4

 

Лабораторная работа №1 - Определение профильных потерь

энергии потока в решетке турбинных лопаток (2часа)

6

5

 

Лабораторная работа № 2 - Определение концевых потерь энергии в решетке турбинных лопаток (2 ч)

15

6

 

Лабораторная работа № 3 - Изучение эффективности конструкций прямоточных уплотнений турбины (2 ч)

21

7

 

Лабораторная работа № 4 - Изучение работы ступенчатого

лабиринтного уплотнения (2 ч.)

27

8

 

Лабораторная работа № 5 - Изучение вибрации модели рабочей

лопатки турбины (2 ч.)

32

9

 

Лабораторная работа № 6 - Изучение вибрации модели диска

турбины (2 ч)

38

10

 

 

Лабораторная работа № 7 - Определение методом электротепловой аналогии (ЭТА) температурного поля в рабочей  лопатке газовой турбины (2 ч)

42

11

 

Лабораторная работа № 8 - Определение КПД ступеней ЦВД,

ЧСД  и ЧНД турбины ПТ-60-90/13 ЛМЗ АО «АлЭС» ТЭЦ-1

50

12

 

Лабораторная работа №9 - Определение коэффициента

теплопередачи конденсатора типа 50-KЦC-4 АО «АлЭС» ТЭЦ-1

67

 

Список литературы

75

 1 Общие положения

Целью изучения дисциплины «Паровые и газовые турбины» является освоение студентами вопросов расчета, проектирования, устройства и эксплуатации турбинного оборудования.

В результате изучения курса студенты обязаны знать:

- конструктивное устройство паровых, газовых турбин;

- тепловые и прочностные процессы в регулирующих и проточных частях и деталях лопаточных машин при стационарном режиме работы;

- методики поверочных тепловых и прочностных расчетов паровых турбин.

Задачами изучения дисциплины является получение студентами необходимых знаний для:

- осуществления технически грамотной эксплуатации турбин ТЭС и промпредприятий;

- анализа технического состояния турбин, правильной организации и проведения их тепловых и прочностных испытаний;

- выполнения тепловых расчетов паровых и газовых турбин;

- разработки мероприятий по повышению надежности, экономичности, маневренности ТЭС и промпредприятий с учетом экологии путем модернизации действующего турбинного оборудования и оптимизации режимов его работы.

 

2 Основные этапы организации лабораторного практикума

Основными этапами организации лабораторного практикума являются:

-            предварительная самостоятельная теоретическая подготовка студентов к занятиям [1-15];

-            проверка знаний и допуск студента к лабораторным занятиям;

-            выполнение студентами лабораторной работы;

-            обработка результатов исследований и оформление отчёта;

-            защита лабораторной работы.

В период подготовки студент обязаны:

-            ознакомиться с методическими указаниями и описанием лабораторной работы;

-            изучить общую постановку задачи и схему лабораторной установки;

-            усвоить методику и порядок проведения работы;

-            изучить методику обработки экспериментальных данных, при этом, особое внимание, следует обратить на размерность величин, подставленных в формулы;

-            проработать соответствующие разделы теории по лекциям и рекомендованной литературе;

-            ознакомиться с контрольными вопросами, приведенными в конце описания по работе и дать на них ответы;

-            подготовить краткий конспект по работе с таблицами наблюдений и расчетными формулами, миллиметровку, чертежные принадлежности, вычислительную технику для обработки экспериментальных данных, с которыми студент должен явиться на занятия.

Студент может приступить к проведению лабораторной работы только после сдачи коллоквиума по теории и методике данной работы. Протокол наблюдений, результаты расчетов и их сравнение с опытными данными выполняются в черновике и показываются преподавателю, который их визирует.

Отчет по лабораторной работе является одной из форм технологической документации, а потому должен оформляться в соответствии с требованиями СТ НАО 103521910-03-2007.

Отчет составляется отдельно каждым студентом и должен содержать разделы:

-       цель работы;

-       описание экспериментальной установки и схемы включения измерительных приборов;

-       содержание работы и методики обработки опытных данных;

-       результаты измерений и вычислений;

-       графическая часть;

-       выводы.

 

3  Правила охраны труда (промышленная санитария, техника безопасности, пожарная безопасность)

Перед выполнением лабораторных работ студент обязан прочитать правила техники безопасности и пожарной безопасности, действующие в лаборатории, и расписаться о прохождении вводного и первичного инструктажа на рабочем месте. Работы проводятся с вращающимися механизмами, электроприборами, песком.

Прежде чем приступить к работе, необходимо внимательно ознакомиться с лабораторной установкой, правилами безопасного ведения работы, проверить исправность приборов и механизмов. О замеченных недостатках сообщить руководителю работ.

          Запрещается включать и выключать без разрешения руководителя рубильники, приборы, вентиляторы.

По окончанию работы место привести в порядок: выключить установки, приборы, поставить на место стулья.

При несчастном случае необходимо оказать пострадавшему первую помощь. Далее пострадавшего необходимо отправить в ближайший медицинский пункт для оказания квалифицированной медицинской помощи.

При возникновении пожара нужно прекратить доступ воздуха к горящему предмету. Применяется кошма, асбест, песок и огнетушитель.

  4 Лабораторная работа №1 - Определение профильных потерь энергии потока в решетке турбинных лопаток

 4.1   Цель работы

Оценка профильных потерь энергии потока газа в плоской решетке турбинных лопаток при фиксированном угле атаки и шаге профилей по точной и приближенной формулам.

 4.2 Общие положения

При движении потока газа через решетки турбомашин возникают потери энергии: часть кинетической энергии потока необратимо преобразуется в тепло. Профильные потери возникают под влиянием сопротивления трения  и давления. В решетках малоизогнутых тонких профилей преобладает сопротивление трения. В решетках толстых, а также сильно изогнутых главную роль играет сопротивление давления. При плохом обтекании профиля в потоке возникают вихри, вызывающие дополнительное сопротивление. По этой причине сильно изогнутые толстые профили, а также  профили, работающие при значительных углах атаки, оказывают большее сопротивление. В случае профиля хорошо обтекаемой формы сопротивление давления объясняется  расширением трубок тока в пограничном слое вследствие положительного градиента давления и удалением их от поверхности профиля. Это вызывает искажение распределения давления на профиле по сравнению с потенциальным обтеканием и уменьшает подъемную силу профиля. Профильные потери определяются  характером обтекания профиля потоком газа и не зависят от высоты лопаток, т.е. это потери, которые имели бы место в решетке при бесконечной высоте лопаток.

        Профильные потери плоской турбинной решетки включают в себя [1-15]:

-       потери от трения  в пограничном слое;

-       потери в случае отрыва  пограничного слоя от профиля;

-       потери в вихревой дорожке за кромкой профиля;

-       волновые потери.

При обтекании лопатки потоком у ее стенок образуется пограничный слой (см. рисунок 4.1 а), в котором вследствие шероховатости поверхности, микровихрей за бугорками, и вязкостных сил трения между подслоями, скорость газа уменьшается от максимального  значения, практически равного значению скорости в ядре потока и соответствующего течению без потерь, до нуля непосредственно у стенок. Торможение потока в пограничном слое вызывается в основном наличием касательных сил между подслоями и зависит от вида течения газа. Ламинарное течение сопровождается меньшими потерями от трения, чем турбулентное. Однако, оно приводит к увеличению диаметров трубок тока и сужению проходного сечения канала. Последнее вызывает резкое увеличение сопротивления давления решетки профилей и возрастанию суммарной величины профильных потерь по сравнению с турбулентной структурой течения газа в пограничном слое.

а) пограничный слой; б) отрыв пограничного слоя; в) кромочный след;

г) фронт скачка уплотнений в канале.

 

Рисунок 4.1 – Структура потока при обтекании профиля

При неблагоприятных условиях обтекания профиля (большие скорости потока, неоптимальные углы атаки) развитие пограничного слоя может привести к отрыву потока от профиля (см. рисунок 4.1, б), который сопровождается вихреобразованием и, следовательно, дополнительными потерями энергии из-за возрастания сопротивления давления. Возможность вихреобразования в значительной мере определяется аэродинамическим совершенством лопаточной решетки.

Отрыв пограничного слоя наиболее вероятен на выпуклой части профиля, где кривизна поверхности максимальная. При переменных режимах работы турбины угол входа на решетку может сильно отличаться от расчетного (оптимального). При значительных положительных углах атаки увеличивается возможность срыва потока с выпуклой части профиля, а при больших отрицательных углах атаки – на вогнутой. Это является источником дополнительных потерь из-за увеличения сопротивления давления на решетке профилей.

При стекании пограничных слоев с выходной кромки лопатки за ней образуется вихревая дорожка (см. рисунок 4.1,в). Взаимодействие между вихревой дорожкой и ядром потока приводит к выравниванию поля потока за решеткой. Статическое давление потока увеличивается, а средняя скорость уменьшается, в результате возникают потери кинетической энергии, аналогичные потерям при внезапном расширении. Эта потеря при прочих равных условиях прямопропорциональна толщине выходной кромки.
Для снижения кромочной потери следует уточнять толщину выходной кромки до величины, минимально допустимой по условиям прочности и технологии изготовления (
Dmin » 0,5×10-3 м).

Скорость потока неодинакова в каждой точке поперечного сечения лопаточного канала. На выпуклой части лопатки, в зоне максимальной кривизны, где давление обычно достигает минимального значения, скорость оказывается максимальной. Таким образом, скорость выпуклой части профиля  может превзойти критическую даже при докритических скоростях на выходе из решетки. Уменьшение скорости потока  от местных сверхкритических величин до докритических значений приводит к возникновению скачка уплотнений на диффузорном участке выпуклой части профиля
(см. рисунок 4.1,г). В скачке уплотнения происходит резкое мгновенное увеличение скорости потока. Кроме того, происходит поворот потока. В скачке уплотнения процесс мгновенного роста давления приводит к увеличению энтропии газа, т.е. сопровождается потерями энергии, которые называются волновыми, поскольку процесс рассеяния энергии сопровождается звуковыми волнами.

Таким образом, профильные потери включают все потери энергии, возникающие при обтекании профилей плоским потоком. Они изучаются на базе теории потенциального обтекания решеток в  сочетании с теорией пограничного слоя. Современное состояние теории позволяет приближенно оценивать профильные потери лишь в условиях безотрывного течения.

В общем случае обтекание решеток профилей может быть сопряжено с явлениями местного отрыва потока, а при этом надежными являются  только результаты опытов. Для исследования обтекания профиля плоским потоком следует выделить средний участок лопатки, чтобы исключить из баланса потери энергии на концах лопаток, где поток имеет  пространственный характер. С этой же целью исследованию подвергаются достаточно длинные лопатки с отношением длины к хорде не менее 2.

Исследование решетки турбинных лопаток необходимо производить при относительно небольших скоростях воздуха (при числе Маха не более 0,3), что позволяет при обработке опытных данных не учитывать явление сжимаемости газа (ρг = Const) и применять простые расчетные уравнения, справедливые для однородного потока несжимаемой жидкости.

Под КПД турбинной решетки понимают отношение кинетической энергии действительного потока Е в контрольном сечении за решеткой к кинетической энергии Е0, которой обладал бы реальный поток в том же сечении в идеальном случае, т.е. при отсутствии потерь при обтекании данной решетки профилей. При таком понимании кпд  предполагается, что процесс, как в реальном, так и в идеальном случаях осуществляется при одних и тех же значениях перепада давлений, начальных параметров и при одинаковых условиях  теплообмена с окружающей средой. Следовательно [1]

                                       h = .                                                      (4.1)

Известны два метода определения кинетической энергии потока – точный и приближенный. Точный метод учитывает неравномерность распределения вдоль контрольного сечения, как массы протекающей жидкости, так и поля скоростей. Приближенный метод учитывает только второй фактор. Получим расчётные формулы.

          Если в какой-либо точке контрольного сечения, условно принимаемого за входное, расположенного перпендикулярно потоку, скорость обозначить через С2 , плотность через r, то тогда масса проходящей рассматриваемое сечение жидкости будет равна (для плоской решетки)

                                                m = , кг/с,                                         (4.2)

где  t – шаг лопаток.

Кинетическая энергия реального потока в контрольном сечении

                                       Е =  = , Дж.                                        (4.3)

Кинетическая энергия в идеальном случае

Е0 =  =  , Дж,                                   (4.4)

где  С0 – скорость в контрольном сечении в идеальном случае, когда поле скоростей в канале будет равномерным.

Подставив (4.3) и (4.4) в (4.1),  имеем

                                                h = .                                              (4.5)

          При продувке решетки потоком газа с относительно небольшими скоростями, когда число Маха М<0.3, сжимаемостью газа можно пренебречь, т.е. принять r = const. Разделив числитель и знаменатель выражения (4.5)
на  и обозначив через
j отношение

                                                j =                                                              (4.6)

получим окончательно

                                                 h = .                                                   (4.7)

Выражение (4.7) считается точным.

Согласно приближенному методу

                                                     с = var,                             (4.8)

тогда

                                                 dm =  .                                                  (4.9)

Кинетическая энергия реального потока, с учетом  (4.9)

                             Е1 =  =  , Дж .               (4.10)

 

Кинетическая энергия в идеальном случае

                   Е10 =  =  , Дж .          (4.11)

КПД решетки

                                      h*==.                          (4.12)

С учетом отношения (4.6) получим

                                       h*=.                                                    (4.13)

Формула (4.13) считается приближенной.

Студентам необходимо выполнить сравнительную оценку обоих методов, вычислив относительную погрешность по формуле

                                                dh =  100 ,% .                                     (4.14)

Формулой (4.13) рекомендуется пользоваться при оценке профильных потерь турбинных решеток с относительно небольшими потерями энергии. Формулой (4.7) следует пользоваться при оценке концевых потерь в решетке, когда распределение протекающей массы по шагу очень неравномерно.

Решение интегралов в формуле (4.7) можно выполнить численным методом по формуле прямоугольников

 =,              (4.15)

 

 =                        (4.16)

где m – число равных частей, на которое делиться шаг решетки.
На границах этих частей производятся замеры параметров потока газа. Тогда

                                                h =   .                                                      (4.17)

Аналогично

                                                 .                                               (4.18)

          Скорость Со можно определить, зная кинетическую энергию потока перед решеткой () и приходящийся на неё перепад статических давлений

                                                      (4.19)

где  Pп1 – полный напор, Па ;

Р2статм статическое давление за решеткой, равное атмосферному, Па;

DН1 – показание U – образного манометра, подсоединенного к зонду полного напора, установленного перед решеткой, Па .

Тогда         

                                                 Со =    , м/с .                                       (4.20)

Скорость С1 можно определить, зная кинетическую энергию после решетки, измеренную зондом полного напора

                                                                                                 (4.21)

где DН2 – показание U – образного манометра, присоединенного к зонду полного напора, установленному за решеткой в контрольном сечении.

Тогда

                                                С2 =  , м/с .                                     (4.22)

С учетом (4.21) и (4.22)

                                                 .                                                    (4.23)

 

4.3 Описание установки и схемы замеров

          Лабораторная установка (см. рисунки 4.2, 4.3) состоит из вентилятора 1, стабилизирующего короба 2, решетки турбинных лопаток 3, зонда в виде трубки Пито 4, трехканального зонда 5, закрепленного на координатнике 6,
U – образных водяных микроманометров 7 и 8, подключенных соответственно к зондам 4 и 5. Зонд 4 установлен вдоль вектора скорости потока C1  навстречу движению воздуха. Контрольное сечение для установки зонда 4 находится от входной плоскости решетки на расстоянии одной хорды В лопаток, равной В=38,5 *10-3 м.

Подпись: Рисунок 4.2 – Координаты
контрольных плоскостей потока
Контрольное сечение для установки зонда 5 следует расположить на расстоя-нии L0,4 В =15*10-3       м. При таких условиях точность замеров напоров до и после решетки окажется достаточной для правильного определения кпд решетки в виде профильных потерь.

Подпись: 1 – вентилятор; 
2 – стабилизирующий ко-роб; 
3 – решетка турбинных ло-паток; 4 – координатник; 
5 – трубка Пито; 
6 – зонд трехканальный; 
7, 8 – микроманометры.


Рисунок 4.3 – Схема ус-тановки для продувки турбинных лопаток

 

 

 

 

4.4 Методика проведения работы

4.4.1  Осмотреть установку и убедиться в ее исправности.

4.4.2 Включить вентилятор 1 и дать установиться тепловому и гидравлическому режиму потока при обтекании решетки в течении 5 мин., ориентируясь на показания термометра.

4.4.3 Установить зонд 5 вблизи центра среднего канала решетки, выставить его вдоль вектора потока, ориентируясь на равенство показаний манометров 7 и 8 и приступить к выполнению замеров показаний зондов 4 и 5 - DН1  и DН2 соответственно.

4.4.4 Замеры полных напоров следует производить вдоль оси решетки в пределах одного шага t =18*10-3 м с интервалом Dt = 3*10-5 м. Результаты замеров заносятся в таблицу 4.1.

4.4.5 Определить КПД решетки (h  и h*) по формулам (4.17) и (4.18), где j определяется по формуле (4.23).

4.4.6 Определить значения скоростей по формулам (4.20) и (4.22).

4.4.7 Выполнить сравнительную оценку обоих методов, вычислив относительную погрешность по формуле (4.14).

4.4.8 Построить графики  j =f(Dt); j 2= f(Dt);   j 3 = f(Dt)    (площади, ограниченные полученными кривыми, есть интегралы, входящие в формулы (4.7) и (4.13)).

  

     Таблица 4.1  - Результаты эксперимента и его обработки

Интервал Dt, 10-3 м

Полный напор до решетки DН1 ,

мм.вод. ст.

Полный напор после решетки DН2 ,

мм вод. ст.

j

j 2

j 3

h

h*

dh, %

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0

 

 

 

 

 

 

 

 

3

 

 

 

 

 

 

 

 

6

 

 

 

 

 

 

 

 

9

 

 

 

 

 

 

 

 

12

 

 

 

 

 

 

 

 

15

 

 

 

 

 

 

 

 

18

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4.5     Контрольные вопросы

4.5.1.    Под влиянием каких видов сопротивлений возникают профильные потери?

4.5.2.    В каких случаях преобладает сопротивление давления?

4.5.3.    В каких случаях основным является сопротивление давления?

4.5.4.    Какие потери входят в состав профильных?

4.5.5.    Какова природа потерь от трения в пограничном слое?

4.5.6.    Почему и когда возникает отрыв пограничного слоя от профиля до выхода из решетки?

4.5.7.    Объясните природу потерь в вихревой дорожке за кромкой профиля.

4.5.8.    Почему возникают волновые потери в дозвуковых решетках?

4.5.9.    Почему  в общем случае обтекания решетки нельзя рассчитать профильные потери по данным теории пограничного слоя?

4.5.10.   Из каких соображений  для исследования профильных потерь выбирается средний участок решетки?

4.5.11.   Для чего исследование производится при относительно наибольших скоростях воздуха?

4.5.12.   Что понимают под кпд турбинной решетки?

4.5.13.   В чем состоит отличие в методиках точного и приближенного расчета кпд решетки?

4.5.14.   Выведите формулу для вычисления точного КПД решетки

4.5.15.   Выведите формулу для приближенного КПД решетки

4.5.16.   Как можно определить теоретическую скорость в выходном сечении канала при идеальном обтекании?

4.5.17.   В каких случаях следует пользоваться приближенной и точной формулами для расчета КПД решетки?

4.5.18.   Опишите устройство и схему замеров экспериментальной установки.

4.5.19.   Каков порядок выполнения и обработки результатов работы

4.5.20.   Дайте анализ полученных результатов

         

5 Лабораторная работа № 2 - Определение концевых потерь энергии в решетке турбинных лопаток

 

5.1 Цель работы

Изучение влияния концевых явлений на величину потерь энергии в плоской решетке турбинных лопаток

 

5.2 Общие сведения

Концевые потери включают потери от трения о торцевые стенки канала и потери от вторичных токов, возникающих у верхней и нижней торцевых стенок канала и образующих парный вихрь. Поток у концов лопаток в результате имеет пространственный (трехмерный) характер [1].

Причина образования вторичных вихрей состоит в следующем.
Рабочий канал решетки формируется сбоку выпуклой и вогнутой поверхностями соседних лопаток  и плоскостями бандажа и хвостовиков у торцов. При движении газа через такой криволинейный канал на вогнутой части лопаточного профиля, благодаря центробежным силам, давление выше, чем на выпуклой. Это создаёт градиент давлений в поперечном сечении потока. В ядре газового потока, т.е. на средней по высоте лопаток части криволинейного межлопаточного канала, где скорости велики, этот градиент уравновешивается массовыми (центробежными) силами газа. У торцевых же стенок канала, где в пограничном слое скорости газа малы, и градиент давлении не уравновешен, возникает поперечное перетекание потока.

          Частицы газа в пограничном слое движутся от вогнутой поверхности (где давление выше) к спинке соседней лопатки (где давление ниже) и взаимодействуют здесь с частицами, формирующими собственный пограничный слой на спинке лопатки. При этом частицы, двигавшиеся в периферийном пограничном слое, начинают опускаться к корню лопатки, а двигавшиеся в корневом – подниматься к периферии (см. рисунок 5.1,а).
Слияние этих двух течений на спинке лопаток с собственным профильным слоем приводит к разбуханию последнего вблизи торцов и срыву его основным потоком с образованием двух вихревых шнуров, расположенных симметрично по высоте решетки вблизи углов канала и вращающихся в противоположные стороны. Отметим, что перетекание от вогнутой поверхности к спинке совершают в основном частицы, движущиеся во внутренних участках слоя и имеющие меньшие скорости. При таких скоростях центробежные силы, действующие на эти частицы, не могут уравновесить перепад давления между вогнутой поверхностью и спинкой. Частицы вне пограничных слоев движутся с большими скоростями и их центробежные силы уравновешивают поперечный градиент давлений.

          Опыты подтверждают описанную структуру течения жидкости у концов лопаток. Распределение потерь кинетической энергии и углов выхода потока по высоте решетки показывает характерное для вихревых областей течения изменение этих величин.

При удалении от торцевых стенок потери вначале уменьшаются к среднему сечению (потери кинетической энергии в среднем сечении при достаточной высоте решетки равны профильным потерям). Максимальные потери имеют место в области развитого вихревого движения.

                                                          б)

 

Рисунок 5.1 – Схема вторичных течений в межлопаточном канале (а)

и распределение коэффициентов потерь кинетической энергии

по высоте решетки (б). 

По мере уменьшения высоты лопаток области повышенных потерь сближаются, и при некоторой высоте происходит смыкание вторичных течений – вихревое движение распространяется на все сечения канала.

Энергия, необходимая для поддержания вторичных перетеканий в торцевых пограничных слоях у концов лопатки, забирается из основного потока. Эти потери кинетической энергии потока называют концевыми потерями.         Абсолютная величина потери энергии на трение о торцевые поверхности и вторичные токи Ек при пропорциональном изменении высоты
l и ширины b решетки меняется мало (если нет смыкания вторичных течений), поскольку эти потери локализуются у концов лопаток, где пограничные слои  и вторичные токи занимают строго определенную площадь поперечного сечения канала. Относительная величина концевых потерь x =  при пропорциональном изменении ширины b и высоты l  канала в n  раз изменится во столько же раз, т.к. Ек »const , а полная энергия Е0, сработанная в решетке, изменится в те же n раз. Поэтому относительная величина концевых потерь xк линейно измениться в зависимости от относительной высоты  =  .

Коэффициент концевых потерь xк можно определить по эмпирической формуле

                                                xк  =                                                      (5.1)

где А = 0,13; а – показатель степени влияния режима течения на xк принимается: при ламинарном режиме а=0,5; при турбулентном а= 0,14 ¸ 0,2;

Re2 =  - число Рейнольдса в выходном сечении;

 =   -относительная высота решетки.

Общие потери в решетке равны сумме профильных и концевых потерь

                                                x0 = xпр + xк .                                                  (5.2)

Замерив, общие профильные потери по методике лабораторной работы №1, можно по данным продувки найти величину концевых потерь в нескольких сечениях решетки и установить координаты вторичных вихрей. Тогда по данным опыта

                                                xki  = xoi - xпрi .                                                  (5.3)

Среднее  значение концевых потерь можно определить по формуле

                                                xк =                               (5.4)

где m – число измерений.

Полученное значение из формулы (5.4) необходимо сравнить с величиной xк , рассчитанной по формуле (5.1).

Коэффициент профильных  потерь можно найти из выражения

                                                xпр = 1-h                                                         (5.5)

где h - КПД турбинной решетки, измеренный вблизи среднего сечения лопатки и вычисленной по формуле

                                                h = ,                                      (5.6)

где                                 j  =                                                (5.7)

DН2  - полный напор, измеренный за решеткой, мм вод. ст.;

DН1 – полный напор, измеренный перед решеткой, мм вод. ст.

Для вычисления скорости С2 на выходе из решетки необходимо использовать формулу (4.22).

 

5.3 Описание установки и схемы измерений

Работа выполняется на установке, приведенной на рисунках 4.2 и 4.3. Методика замеров остается прежней.

 

5.4 Методика проведения и обработки результатов экспериментов

5.4.1      Осмотреть установку и убедиться в ее исправности.

5.4.2      Включить вентилятор 1 и дать установиться тепловому режиму, ориентируясь на стабилизацию показания термометра. Записать показания барометра – анероида.

5.4.3      Установить зонд 5 вдоль вектора потока вблизи центра среднего канала решетки, ориентируясь на равенство показаний U – образных микроманометров.

          Приступить к выполнению замеров показаний полных напоров зондов по U – образным манометрам. Замеры следует производить вдоль оси решетки в пределах одного шага t = 18*10-3 м с интервалом Dt =3*10-3 м. Пройти таким же образом несколько сечений вдоль высоты  лопатки, начиная с Y = 0.5*l до Y » 0 с шагом Dy = 6*10-3 м.    Данные замеров занести в таблицу 5.1.

5.4.4      Рассчитать величины КПД решетки в каждом измеренном сечении h по формуле (5.6).

5.4.5      По формуле (5.5) найти значения коэффициентов профильных потерь xпрi. После этого по формулам (5.3) и (4.4) необходимо определить величину концевых потерь  решетки. При этом следует принять во внимание, что замеры выполнялись на половине высоты лопатки. Тогда

                                                xк =2* xкэксп                                                       (5.8)

где xкэксп – величина коэффициента концевых потерь, найденная по данным эксперимента на половине высоты лопатки.

 

5.4.6  Рассчитать среднюю величину напоров

                                                , мм. вод. ст.                           (5.9)

где    m - число замеров в сечении;

n – число сечений.

 

     Таблица 5.1 – Данные замеров и обработки  экспериментов.

Dу, 10-3 м

Dt,

10-3м

DН1 ,

мм.вод.ст

DН2 ,

мм.вод.ст

j

j2

j3

h

xпр=1-h

xк=xр-xпр

0

0

3

6

9

12

15

18

 

 

 

 

 

 

 

 

6

0

3

6

9

12

15

18

 

 

 

 

 

 

 

 

12

0

3

6

9

12

15

18

 

 

 

 

 

 

 

 

18

0

3

6

9

12

15

18

 

 

 

 

 

 

 

 

24

0

3

6

9

12

15

18

 

 

 

 

 

 

 

 

30

0

3

6

9

12

15

18

 

 

 

 

 

 

 

 

5.4.7 Вычислить величину плотности воздуха в потоке за решеткой

                                       , кг/м3 ,                        (5.10)

где  t2 – температура воздуха в условиях опыта, 0С;

В – барометрическое давление, мм рт. ст.        

5.4.8  Определить коэффициент кинематической вязкости в потоке за решеткой

                             n2 = 1,331*10-5* ()1.5  * , м2 /с.                (5.11)

5.4.9 Найти величину средней скорости на выходе из канала по формуле (4.22) .

5.4.10 Рассчитать среднюю величину числа Рейнольдса     

                                                 =                                                  (5.12)

где b = 38,5 * 10-3 м ,  хорда профиля.

5.4.11 По формуле (5.1) вычислить величину расчетных концевых потерь, приняв .

5.4.12 Выполнить сравнение теоретических и экспериментальных данных.

5.4.13 Построить график xкi = f (l) и дать объяснение полученным результатам.

 

5.5     Контрольные вопросы

5.5.1 Какие потери входят в состав концевых?

5.5.2 Какова причина образование вторичных вихрей?

5.5.3 Опишите картину характерного распределения потерь кинетической энергии по высоте лопатки.

5.5.4 Почему абсолютная величина концевых потерь не зависит в основном от высоты лопаток?

5.5.5 Каким образом относительная величина концевых потерь зависит от высоты решетки?

5.5.6 Какими способами можно оценить величину концевых потерь?

5.5.7 Опишите методику проведения опытов в настоящей работе.

5.5.8 Дайте анализ полученного графика xк   = f(l) .

5.5.9 Каковы результаты выполненной работы?

5.5.10 Опишите схему экспериментальной установки.

 

6 Лабораторная работа № 3 - Изучение эффективности конструкций прямоточных уплотнений турбины

 

6.1 Цель работы

          Сравнение эффективности работы трех конструкций прямоточных лабиринтных уплотнений турбин экспериментальными и расчетными методами [2¸5].

 6.2 Общие положения

6.2.1  Назначение лабиринтных уплотнений

Лабиринтные уплотнения служат для ограничения протечек рабочего тела (пара или газа) помимо проточной части через радиальные и осевые зазоры между сопрягаемыми поверхностями ротора и статора турбины [5].

          В целом установка лабиринтных уплотнений позволяет повысить внутренний КПД и увеличить выработку мощности турбины.

          В паровых и газовых турбинах применяются почти исключительно лабиринтные уплотнения благодаря высокой надежности  и хорошей гидравлической эффективности.

 6.2.2 Устройство лабиринтных уплотнений

          Под лабиринтным уплотнением понимается ряд последовательно расположенных узких  проходных зазоров и относительно просторных камер, образованных тонкими кольцевыми уплотнительными гребнями
(см. рисунки 6.1 и 6.2). При этом ширина проходного зазора δ мала по сравнению с его длиной, т.е. диаметром вала d, а также  высотой камеры h.
В то же время толщина гребня ∆ того же  порядка, что и величина зазора δ, а высота камеры h меньше ее длины (
t-∆). Лабиринтные уплотнения относятся к классу бесконтактных.

          На рисунке 6.1 изображены типовые прямоточные уплотнения.
В них уплотнительные гребенки расположены либо только в статоре (а), либо в роторе (б). Их достоинствами является простота в изготовлении, монтаже и ремонте, а также нечувствительность к осевому перемещению ротора относительно корпуса турбины [2].

          Недостатками прямоточных лабиринтных уплотнений являются относительно невысокая эффективность, а также возбуждение низкочастотной вибрации ротора при расцентровки турбины в период ее пуска.

  

                                       а)                                             б)

 Рисунок 6.1 – Конструкции прямоточных лабиринтных уплотнений

6.2.3 Принцип работы лабиринтных уплотнений

На рисунке 6.2 (а) представлена структура течений в камерах прямоточных уплотнений, а на рисунке 6.2 (б) – принцип работы оптимального уплотнения. Расход рабочего тела через ячейку определяется перепадом статических давлений на гребнях лабиринта. Перед передним гребнем I на участке (1-2) происходит торможение струи перед внезапным сужением канала, что приводит к увеличению статического давления с Р1 до Р2 и образование зоны повышенного давления, отмеченной знаком (+).
Под гребнем, на участке (2-3) происходит разгон потока вследствие поджатия струи, что приводит к резкому падению давления до величины Р4, меньшей Р1. Из-за наличия перепада давлений на гребне Р = Р1 - Р4 происходит разгон струи от скорости  
wmin до wmax.

                                                                                                                                  Вид А

I : t/h = 0,33;     II : t/h = 1,0;    III : t/h = 2,0;    IV : t/h = 3,0;

 

а) структура течений в щелевом и прямоточных уплотнениях

 

(t/h) опт = 2,0;   h /d = 4 ¸ 5;  (t/d) опт = 9 ¸ 10.

 

б) принцип работы оптимального прямоточного уплотнения

 

Рисунок 6.2 – Гидродинамика прямоточных лабиринтных уплотнений                                                            

В зоне максимума скорости струи за выходной кромкой гребня образуется зона пониженного статического давления, отмеченная знаком (-). На участке ячейки (4-5) происходит расширение плоской настильной струи за счёт массообмена с окружающей средой и падение ее скорости вследствие увеличения массы, трения о стенку, обмена энергии с вихрями и вторичными струями, циркулирующими в камере ячейки.

          В результате статическое давление в ядре постоянной массы струи снижается от величины Р4  до Р5 перед последующим гребнем II. На участке (5-6)  присоединённые массы отслаиваются от ядра постоянной массы струи и ударяются о входную кромку гребня II, что приводит к увеличению статического давления от величины Р5 до Р6 и образованию зоны повышенного давления, отмеченную знаком (+). Таким образом, в ячейке за переднем гребнем I  образуется зона пониженного давления, а перед задним II  - повышенного. Наличие этих зон приводит к движению вторичных струй отслоившейся массы (отмечены пунктирными линиями)  вдоль заднего гребня, дна и переднего гребня с образованием вихревых зон (В.З.) постоянной циркуляции. Массо - и энергообмен со вторичными струями, погасившими свою кинетическую энергию, приводит к частичному гашению кинетической энергии ядра постоянной массы основной струи.

Таким образом, процесс протекания газа через прямоточное лабиринтное уплотнение сводится к последовательно чередующемуся ускорению газового потока под уплотнительным гребнем и частичному гашению его кинетической энергии в пределах камеры ячейки с превращением ее в теплоту, т.е. имеет место термодинамический процесс – адиабатное дросселирование.

Чем больше число гребней имеет лабиринт, тем выше его гидравлическое сопротивление и тем меньше величина протечки газа через уплотнение при заданных геометрических и термодинамических параметрах.

 

6.2.4 Расчет расхода протечки газа через уплотнения

Расчет протечек через лабиринтное уплотнение обычно ведут по формуле А. Стодала

                                       G = a0  ,  кг/с                                  (6.1)

где  G – протечка, кг/с;

dо – коэффициент расхода;

d0 – расчётный зазор, м;

d – диаметр вала в уплотнении, м (в исследуемых моделях уплотнений
d = 0,12 м);

Р0, Рz - соответственно статическое давление газа до и после уплотнения, Па;

V0 – удельный объем газа по параметрам (давлению и температуре) перед уплотнением, м3/кг;

z – число гребней в уплотнении (в исследуемых моделях уплотнений
z = 7).          Для прямоточного уплотнения

                             a0 =  +  ,                               (6.2)

 

                                       d0 = d + r(1-cosq0)                                                    (6.3)

 

где q1 = 180 -q0,

q0 - угол наклона входной стенки профиля гребня, град.;

d - фактический зазор в уплотнении, м (в исследуемых моделях уплотнений d = 1*10-3 м);

r – радиус скругления входной кромки гребня, м;

t – шаг гребней в уплотнении, м (в исследуемых моделях уплотнений
t = 6*10-3 м).

h – высота гребня, м (в исследуемых моделях уплотнений h = 5*10-3 м).

Для умеренно скруглённых кромок гребней обычно принимают

                                                 r 0,6 *D                                                       (6.4)

где D - толщина гребня, м (в исследуемых моделях уплотнений
D= 1,0*10-3 м).

Удельный объем газа находится из уравнения состояния

                                                V0 =                                                          (6.5)

где R – универсальная газовая постоянная (для воздуха R=287 Дж/кг*К);

Т0 – температура газа перед уплотнением, К.

 

          6.3 Описание установки и схемы замеров

          Установка состоит (см. рисунок 6.3) из вентилятора 1, управляемого ЛАТРом 2; расходомера 3 с наклонным микроманометром 4; успокоительной камеры 5; двух моделей семиступенчатого прямоточного лабиринтного уплотнения с прямыми  6 и наклонными 7 гребнями, закрепляемых на координатнике 8; обоймы 9; запорного затвора 10; U – образного водяного микроманометра 11, для замера статического давления и термопары 12 с показывающим прибором 13 для замеров параметров газа перед уплотнением; барометра-анероида 14; запорного затвора 15 ступенчатого уплотнения 16
[3-4].

 

6.4 Методика проведения работы

          6.4.1 Убедиться в исправности установки.

6.4.2 Установить на координатник 8 модель с прямыми гребнями
(
q0 = 900). Ввести модель в обойму 9. Записать показания барометра-анероида 14 и термопары по прибору 13. Открыть запорный затвор 10 прямоточного уплотнения и закрыть затвор 15 ступенчатого уплотнения. Включить вентилятор 1 в электрическую сеть. Записать напор DН0 перед уплотнениями.

После стабилизации теплового состояния установки по данным термопары 12 снять показания температуры воздуха перед уплотнением t0 и расходомера 3 Dh.

6.4.3 Установить на координатник 8 модель с прямыми гребнями
(
q0 = 450). Вставить модель в обойму 9 и повторить опыт. Затем отключить посредством ЛАТРа 2 электродвигатель вентилятора 1, вывести из обоймы 9 координатником 8 модель с наклонными гребнями q0 = 450. Данные замеров занести в таблицу 6.1.

Подпись: Рисунок 6.3 – Схема экспериментальной установки

 

6.4.4 Установить на координатник 8 модель с прямыми гребнями
(
q0 = 1350). Вставить модель в обойму 9 и повторить опыт. Затем отключить посредством ЛАТРа 2 электродвигатель вентилятора 1, вывести из обоймы 9 координатником 8 модель с наклонными гребнями q0 = 1350. Данные замеров занести в таблицу 6.1. Остановить вентилятор 1 ЛАТРом 2 и отключить установку от электросети.

 

          Таблица 6.1 – Замеры в экспериментах

Угол наклона гребней

90

45

135

В , мм. рт. ст

 

 

 

t0  , Со

 

 

 

DН0, мм. вод.ст.

 

 

 

Dh , мм. вод. ст.

 

 

 

          6.4.5 Показать полученные результаты экспериментов преподавателю и приступить к их обработке.

6.4.6 Провести обработку экспериментов в следующем порядке:

1) Определить давления по формулам

                                       Рz = 133.3*В , Па ,                                                             (6.6)

                                       Ро= Рz + 9.81*DНо , Па .                                          (6.7)

2) Определить абсолютную температуру газа перед уплотнением из выражения

                                       То = tо +273 , К .                                                     (6.8)

3) Определить теоретические расходы газа через модели уплотнения для q0 = 450; q0 = 900; q0 = 1350 по формуле А. Стодола (6.1).

 

4) Определить расходы газа через уплотнения в эксперименте по эмпирической формуле

                                       Gэ =9.87*10-4 * , кг/с .                                      (6.9)

5) Данные расчетов занести в таблицу 6.2.

6.4.7 Построить графики G = f(q0) и Gэ = f(q0) и сделать вывод об эффективности исследованных прямоточных уплотнений.

 

          Таблица 6.2 – Данные исследования прямоточных уплотнений

Угол наклона гребней, град

45

90

135

G , кг/с

 

 

 

Gэ , кг/с

 

 

 

 

6.6     Контрольные вопросы

6.6.1       С какой целью устанавливаются лабиринтные уплотнения в турбинах?

6.6.2       Что понимают под лабиринтным уплотнением?

6.6.3       Почему в паровых и газовых турбинах применяются исключительно лабиринтные уплотнения?

6.6.4       Каковы достоинства и недостатки лабиринтных уплотнений?

6.6.5       Каков принцип работы ячейки прямоточного уплотнения?

6.6.6       Каким образом происходит гашение энергии?

6.6.7       Какой термодинамический процесс лежит в основе работы лабиринтного уплотнения?

6.6.8       Какие геометрические факторы влияют на величину протечки через прямоточное лабиринтное уплотнение?

6.6.9       От каких термодинамических параметров и как зависит величина расхода газа через лабиринтные уплотнения?

6.6.10       Какова основная цель настоящей лабораторной работы?

6.6.11       Каков порядок проведения экспериментов?

6.6.12       Дайте описание лабораторной установки.

6.6.13       Сделайте анализ полученных результатов.

6.6.14 Приведите примеры конструкций прямоточных лабиринтных уплотнений.

7 Лабораторная работа № 4 - Изучение работы ступенчатого лабиринтного уплотнения

 

7.1 Цель работы

          Исследование характера распределения статического давления в ячейках ступенчатого лабиринтного уплотнения и определение его коэффициента расхода.

 

7.2 Общие положения

7.2.1 Назначение ступенчатых лабиринтных уплотнений

          В турбинах применяются в основном ступенчатые лабиринтные уплотнения ввиду их высокой гидравлической эффективности. Они служат для ограничения протечек рабочего тела помимо сопловых и рабочих каналов через радиальные и осевые зазоры между сопрягаемыми поверхностями ротора и статора турбины [1,2]. По функциональному признаку (назначению) уплотнения делятся на: концевые, бандажные, промежуточные, диафрагменные и корневые.

          Концевые уплотнения устанавливают в местах выхода вала ротора из корпуса турбины для ограничения утечки пара при давлении в корпусе больше атмосферного (переднее концевое уплотнение) или для предотвращения подсоса воздуха в турбину при давлении в ней меньше атмосферного (заднее концевое уплотнение).

          Промежуточные уплотнения выполняют в месте прохода вала ротора через перегородку, отделяющую отсеки корпуса турбины разного давления, для уменьшения паразитных перетоков пара между отсеками. Диафрагменные уплотнения устанавливают во внутренней расточки диафрагм, бандажные – на ленточных бандажах рабочих лопаток или над ними, корневые - на промежуточных телах хвостовиков рабочих лопаток. Последние три уплотнения служат для уменьшения протечек пара помимо сопловых и рабочих решеток в пределах ступеней турбины [5].

 

7.2.2 Устройство ступенчатых лабиринтных уплотнений [1,2]

На рисунке 7.1 представлены типовые ступенчатые лабиринтные уплотнения. Уплотнения с выступами на валу и чередующимися короткими и длинными гребнями (см. рисунок 7.1,а) используются при зазорах менее 1*10-3 м и осевых разбегах с ротора относительно статора не более (12 ¸ 14)*10-3 м. Комбинированные уплотнения с чередующимися гребнями ротора и статора (см. рисунок 7.1,б) применяются при больших радиальных зазорах
(более 1*10-3 м) и осевых разбегах до 30*10-3 м.

Уплотнения с выступами на валу и увеличенным числом коротких гребней (см. рисунок 7.1,в) устанавливают в турбинах при малых радиальных зазорах (до 0.9*10-3м) и больших осевых разбегах ротора (до 40*10-3 м).

 

7.2.3 Принцип работы ступенчатых лабиринтных уплотнений [1,2]

Рабочий процесс (см. рисунок 7.2) в уплотнении – адиабатное дросселирование – заключается в переводе разности потенциальных энергий среды разделяемых камер в кинетическую энергию струи, а затем в тепло за счет гашения скорости струи ударом о выступы и трением о поверхности ротора и статора.

 

Рисунок 7.1 – Типовые ступенчатые лабиринтные уплотнения

 

 

Рисунок 7.2 – Гидродинамика потока в ячейках ступенчатого уплотнения при в/с = 1

 

7.2.4 Требования к ступенчатым лабиринтным уплотнениям [1,2]

Лабиринтные уплотнения относятся к одним из важнейших узлов турбин, существенно влияющих на экономичность и надёжность.

Поэтому к ним предъявляются следующие требования:

1)       минимальный пропуск рабочей среды;

2)       долговечность и безопасность в работе;

3)       компактность в осевом направлении;

4)       простота в изготовлении, монтаже, ремонте;

5)       безопасность для вала при задеваниях.

          Первые два требования характеризуют качество уплотнения, влияющие на экономичность работы турбины; два других сказываются на стоимости изготовления, монтажа и ремонта агрегата; последнее – отражается на надёжности работы машины.

 

7.2.5 Расчёт распределения статического давления в ячейках вдоль лабиринтного уплотнения ведется по формуле

                                       Рi =  , Па                                       (7.1)

где Рi – давление в камере за iтым гребнем, Па;

iномер исследуемого гребня (i = 1,2,3,4,5,6);

Ро – давление перед уплотнением, Па;

Рz – давление за уплотнением, Па;

z – число гребней в уплотнении (в исследуемой модели z = 12).  

 

7.2.6 Расчёт расхода протечки через уплотнение

          При докритическом давлении используют формулу А. Стодала

                                       G = a, кг/с                          (7.2)

где a0 - коэффициент расхода для ступенчатого уплотнения определяется по эмпирической формуле

                                       aо =                        (7.3)

где q0 - угол наклона входной стенки профиля гребня, град.
(в исследуемой модели
q0 = 90о);

d0 – расчётный зазор:

                                                d0 = d + r (1-cosq0), м                                     (7.4)

где d - фактический зазор в уплотнении (в исследуемой модели уплотнения d = 1*10-3 м);

r – радиус скругления входной кромки гребня:

                                                r = 0,6 *D, м                                                              (7.5)

где D - толщина гребня, м (в исследуемой модели уплотнения
D = 1,0*10-3 м).

L – расчётная длина свободной струи в камере уплотнения:        

                                                L= t + h1, м                                                               (7.6)

где t – шаг гребней, м (в исследуемой модели уплотнения
t = 5,5*10-3 м);

h1 - высота выступа на валу, м (в исследуемой модели уплотнения
h1 = 5*10-3 м);

d – диаметр вала в уплотнении, м (в исследуемой модели уплотнения
d = 312*10-3 м );

V0  - удельный объем газа находится из уравнения состояния

                                                V0 =                                                          (7.7)

где R – универсальная газовая постоянная (для воздуха R=287 Дж/кг*К);

Т0 – температура газа перед уплотнением, К.

 

7.3 Описание установки и схемы замеров [3,4]

Подпись: Рисунок 7.3 – Размеры ступен-чатого уплотненияУстановка описана в пункте 6.3 и приведена на рисунке 6.1, на котором модель ступенчатого уплотнения содержит зонды для замера статического давления в ячейках лабиринта, соединённые с U - образными водяными микро-манометрами. Размеры уплотнения показаны на рисунке 7.3.

 

 

 

7.4 Методика проведения работы [3,4]

7.4.1 Убедиться в исправности установки.

7.4.2 Открыть затвор ступенчатого уплотнения и закрыть затвор прямоточного уплотнения. Записать показания барометра-анероида и термопары.

7.4.3 Включить вентилятор 1 в электрическую сеть и с помощью
ЛАТРа 2. Записать напор перед уплотнением
DНо. После стабилизации теплового состояния установки по данным термопары 10 снять показания температуры воздуха перед уплотнением to и напоров Dhi  в ячейках лабиринта. Данные замеров занести в таблицу 7.1.

7.4.4 Остановить вентилятор 1 и отключить установку от электросети.

          7.4.5 Показать полученные результаты эксперимента преподавателю и приступить к их обработке.

 

          Таблица 7.1 – Значения опытных данных

                     № ячеек

показатели

1

2

3

4

5

6

В, мм. рт. ст.

 

 

 

 

 

 

to, оС

 

 

 

 

 

 

D hi , мм. вод. ст.

 

 

 

 

 

 

 

7.4.6 Методика обработки экспериментов включает в себя:

1) Расчёт статических давлений

                                       Рz = 133.3*В , Па ,                                                             (7.8)

                                       Ро= Рz + 9.81*DНо , Па .                                                    (7.9)

2) Расчёт теоретического распределения статистического давления в ячейках вдоль лабиринтного уплотнения (формула (7.1)).

3) Расчет теоретического расхода газа через модель уплотнения (формула 7.2).

4) Расчет действительного распределения давлений вдоль уплотнения                                        Рi = Pz + 9,81*Dhi , Па .                                                   (7.10)

5) Расчет действительного расхода газа через модель уплотнения в эксперименте по эмпирической формуле

                                       Gэi = 9,87*10-4 * , кг/с .                                   (7.11)

6) Рассчитать коэффициент расхода aд

                                                 aд =   .                                                                                         (7.12)

7) Данные расчетов занести в таблицу 7.2 и построить график  Рi = f(i) с нанесением на  него теоретических и действительных точек.

 

Таблица 7.2 -  Результаты исследования ступенчатого лабиринтного уплотнения

                 № ячеек

показатели

1

2

3

4

5

6

Рi , кПа

теоретические

 

 

 

 

 

 

действительные

 

 

 

 

 

 

G, кг/с

 

 

 

 

 

 

Gэ, кг/с

 

 

 

 

 

 

αд

 

 

 

 

 

 

 

Исследуемое уплотнение имеет следующие геометрические параметры: d=312*10-3 м; t=5,5*10-3 м; h1=5*10-3 м; D=1*10-3 м; q0 =90о; Z =12; δ =1*10-3 м.

 

7.5     Контрольные вопросы

7.5.1      Каково назначение концевых уплотнений в турбине?

7.5.2      Когда применяют промежуточные уплотнения  в турбинах?

7.5.3      Какие уплотнения используются для снижения протечек пара  помимо проточной части в пределах ступеней турбины?

7.5.4      Какие типовые конструктивные схемы ступенчатых лабиринтов  применяют в современных осевых турбинах?

7.5.5      Объясните принцип работы ступенчатого лабиринтного уплотнения?

7.5.6      Почему ступенчатые уплотнения эффективнее прямоточных?

7.5.7      Каковы требования к лабиринтным уплотнениям турбин?

7.5.8      От каких геометрических факторов зависит  величина расчетного коэффициента расхода лабиринтного уплотнения?

7.5.9          Как определяется действительный коэффициент расхода для данного ступенчатого уплотнения?

7.5.10      Какова основная цель данной лабораторной работы?

7.5.11      Каков порядок выполнения эксперимента?

7.5.12      Опишите устройство лабораторной установки.

 

8 Лабораторная работа № 5 - Изучение вибрации модели рабочей лопатки турбины

 

8.1              Цель работы

Изучение форм свободных колебаний модели единичной рабочей лопатки и сравнение расчетных и экспериментальных частот ее колебаний I, II, III тонов [8,14].

 

8.2              Общие положения

Рабочие лопатки в паровой турбине работают в трудных условиях, в особенности это относится к лопаткам первых и последних ступеней.
На лопатках первых ступеней действует поток пара высоких параметров и при порционном подводе пара нагрузка на лопатки изменяется несколько раз за каждый оборот ротора турбины от максимума до нуля. Рабочие лопатки последних ступеней, кроме изгибающих усилий от струи пара, испытывают большие напряжения от центробежных сил и ослабляются эрозией вследствие большой влажности пара.

На рабочую лопатку во время работы турбины действуют внешние постоянные и переменные (во времени или по положению в пространстве) силы. К постоянным относятся: центробежные силы от вращающейся массы лопатки, среднее окружное усилие от парового  потока и сила реакции, возникающая в результате разности давлений пара на входе в лопаточный канал и на выходе из него. К переменным относятся силы, вызванные неравномерностью парового потока по окружности проточной части или вибрацией ротора. В работающей турбине существуют два типа переменных возмущающих сил:

1) Силы первого типа, вызванные неравномерностью потока пара вдоль диафрагмы, из-за  различия в величине проходных сечений сопл или рабочих лопаток, наличия стыка между двумя половинами диафрагмы, порционного подвода пара, промежуточных отборов пара, особенностями конструкции выхлопной  части корпуса турбины. Частота импульсов, которые получают лопатки в этом случае, пропорциональна произведению рабочего числа оборотов ротора в секунду на кратность  гармоники возмущающего усилия

=к* пс, Гц                                                                 (8.1)

где  -  частота возмущающих  импульсов, Гц;

к = 1,2,3 - кратность;

пс  - рабочая скорость вращения ротора, об/сек.

2) Возмущающие силы второго типа, вызванные наличием выходных кромок сопловых или направляющих лопаток, создающие чередование скачков и провалов скоростей потока пара, поступающего на рабочие лопатки. Частота этих импульсов пропорциональна произведению количества сопловых или направляющих лопаток на число оборотов в секунду, совершаемых ротором

  =  z * nc , Гц                                                        (8.2)

          где     -    частота возмущающих сил II типа, Гц;

z - число сопл или направляющих лопаток.

Соотношение массы и жесткости лопатки определяют период и частоту собственных колебаний лопатки. В процессе работы турбинных лопаток имеет место рассеяние энергии колебаний, ограничивающее амплитуду напряжений в них. Источниками рассеяния энергии колебаний являются:

-                    внутреннее трение в металле лопаток и в скрепляющих связях;

-                    трение в местах посадки хвостов лопаток;

-                    трение в местах сочленения лопаток со скрепляющими связями;

-                    аэродинамическое демпфирование.

Наличие этих источников рассеяния энергии приводит к уменьшению амплитуды колебаний лопаток, т.е. на практике свободные колебания являются затухающими. Если на лопатку периодически действуют какая-нибудь внешняя сила, то последняя создаёт вынужденные незатухающие колебания лопатки, частота которых равна частоте возмущающей силы.

Совпадение частоты внешних возбуждающих сил с частотой собственных колебаний лопатки называется резонансом. Это явление приводит к резкому снижению динамической жесткости и росту амплитуд колебаний лопатки. Взаимодействие периодически действующих сил в условиях резонанса с одной из собственных частот колебаний лопаток приводит к росту динамических напряжений от вибрации. В этом случае суммарные напряжения в лопатках во много раз превышают статические напряжения, а наличие цикличности деформаций может привести к снижению предела выносливости металла и к усталостному разрушению лопаток. Поэтому работа лопаток на резонансных частотах недопустима.

Лопатки, закреплённые на диске, могут колебаться относительно минимальной или максимальной осей инерции поперечного сечения профиля, а так же вокруг тяжести профиля. Колебания относительно минимальной оси инерции поперечного сечения лопатки, происходящие в плоскости вращения диска, называются изгибными тангенциальными (см. рисунок 8.1,а). Поскольку жесткость лопаток в этом направлении наименьшая, а направление крутящего момента парового потока совпадает с плоскостью диска, то изгибные тангенциальные колебания являются наиболее опасным видом колебаний лопаток. Колебания относительно максимальной оси инерции поперечного сечения профиля, происходящие перпендикулярно к плоскости диска, называются аксиальными (осевыми).

Аксиальные колебания неразрывно связаны с колебаниями самого диска и должны рассматриваться как вибрация единой системы «диск - лопатки» (см. рисунок 8.1, б).

Угловые повороты вокруг оси, проходящей через середину поперечного сечения лопатки, называются крутильными колебаниями (см. рисунок 8.1,в). Длинные лопатки последних ступеней мощных турбин, у которых угол закрутки достигает 60о¸65о, совершают сложные изгибно-крутильные колебания, и упругая линия лопаток представляет собой пространственную кривую.

                             а) изгибные                 б) осевые              в) крутильные

 

Рисунок 8.1 – Виды колебаний рабочей лопатки на диске

 

Собственные формы изгибных тангенциальных колебаний отдельной лопатки, защемленной в хвостовой части и свободной на вершине, имеют следующий вид (см. рисунок 8.2). Наименьшая частота собственных колебаний лопатки называется частотой первого тона колебаний
(см. рисунок 8.2, а). При
I тоне кривая прогиба не содержит узловых точек, но имеет максимальную амплитуду колебаний. В этом случае динамическое напряжение sдин в корне лопатки превышают изгибные статические sист от той же возмущающей силы в 139,5 раз. Поэтому первый тон колебаний является самым опасным с точки зрения прочности лопатки. При втором тоне колебаний кривая прогиба имеет одну (см. рисунок 8.2, б), а при третьем – две узловые точки (см. рисунок 8.2, в).

 

 

 

 

 

 

       а) – I тон                      б) – II тон                          в) – III тон

 

у.т. – узловая точка

 

Рисунок 8.2 – Собственные формы изгибных

 колебаний свободной лопатки

 

Амплитуда колебаний лопаток с возрастанием тона быстро падает, что резко снижает динамические напряжения в лопатках. Так, при втором тоне колебаний отношение напряжений sдин/sист = 12,4 , а при третьем тоне – 2,585, в то время как при первом тоне - 139,5.

Так как лопатка представляет собой не тонкий стержень, а скорее пластину, то на её поверхности  при колебаниях образуются узловые линии. Последние удобно наблюдать, зажав в тиски так, чтобы хорда ее профиля и продольная ось лежали приблизительно в горизонтальной плоскости.

Посыпав лопатку мелким песком и приведя ее в резонанс колебания можно наблюдать, как песок сбрасывается с вибрирующих частей лопатки и удерживается на неподвижных узловых линиях (рисунок 8.3). Возможно еще более сложные формы, которые, как правило, расчету не поддаются и могут  быть найдены только из эксперимента.

а) – I тон изгибных колебаний; б) - II тон изгибных колебаний;
в) -
III тон изгибных колебаний; г) - I тон крутильных колебаний;

г) - I тон крутильных колебаний; д) - II тон крутильных колебаний;

е) – одна из форм сложных колебаний.

 

Рисунок 8.3 – Различные формы колебания свободной лопатки

 

Частоту тона колебаний лопатки постоянного сечения с абсолютно жестко закрепленным хвостиком и свободной вершиной можно вычислить по формуле, полученной из теории колебаний стержней

                                     =  , Гц                                        (8.3)

где i -  номер тона колебаний;

Е - модуль упругости материала лопатки, Н/м2 (для стали
Е = 21 10 Н/м2);

Imin -  минимальный момент инерции сечения лопатки, м4;

r -  плотность материала лопатки, кг/м3 (r = 7800 кг/м3);

F - площадь поперечного сечения лопатки, м2;

L - длина лопатки, м .

а1 = 0, 56 для I тона; а2 = 3,53 для II  тона; а3  = 9,83 для III тона.

Если вместо натуральной лопатки исследуется её модель в виде прямоугольной полосы длиной l , шириной h и толщиной d , то

                                                 , м4 ,                                                    (8.4)

 

                                                Fh*d , м2 .                                                 (8.5)

 

8.3 Описание установки

Экспериментальная установка (см. рисунок 8.4) состоит из зажимного устройства 1, модели рабочей лопатки 2, электромагнита 3, усилителя звуковой частоты 4, генератора звуковой частоты 5, линейки 6 для замера длины модели лопатки, песка 7. Модель лопатки 2 представляет собой стальную полоску длиной l , шириной h = 40*10-3 м и толщиной d = 0,5*10-3.

1 – зажим; 2 – модель лопатки (диска); 3 – электромагнит; 4 – усилитель звуковой частоты; 5 – генератор звуковой частоты; 6 – песок; 7 – линейка.

 

Рисунок 8.4  - Схема экспериментальной установки

 

8.4             Методика проведения эксперимента

8.4.1 Перед началом работы следует изучить экспериментальную установку и убедиться в исправном состоянии заземления усилителя 4 и генератора 3 звуковой частоты. Установку можно включать только в присутствии лаборанта или преподавателя.

8.4.2 Работу необходимо выполнять в следующей последовательности:

-       закрепить в зажимном устройстве 1 модель лопатки 2, чтобы длина её свободной части составляла l , взятая из таблицы вариантов:

-       электромагнит 3 установить под концом модели с зазором около 0.5*10-3 м;

-       включить генератор звуковой частоты 5 и подать на электромагнит 3 частоту около 20 Гц;

-       постепенно повышая частоту вынужденных колебаний, добиться резкого возрастания амплитуды колебаний модели. Записать со шкалы генератора 5 значения резонансной частоты 1 тона. Посыпав модель тонким слоем песка, убедиться, что на поверхности модели узловых линий нет;

-       зарисовать схему размещения песка при I тоне собственных колебаний (см. рисунок 8.3, а);

-       снова постепенно повысить частоту возмущающих колебаний с помощью генератора 5 до появления резонанса II тона собственных колебаний. Записать значение резонансной частоты II 2 тона.

Убедиться с помощью песка, что при II тоне колебаний на поверхности модели одна поперечная узловая линия (см. рисунок 8.3,б). Зарисовать схему расположения песка на модели и нанести координату узловой линии от точки закрепления;

-       постепенно повышая частоту возмущающих колебаний, добиться резонанса III тона. Записать значение резонансной частоты III тона.
С помощью песка убедиться, что при III тоне колебаний на поверхности модели имеются две поперечные линии (см. рисунок 8.3,в). Зарисовать схему расположения узловых линий и их координаты от точки закрепления.

          8.4.3 Пользуясь выражениями (8.3), (8.4) и (8.5), рассчитать теоретические значения I, II, III частот свободных колебаний модели лопатки. Записать в таблицу 8.2 значения экспериментальных niэксп и теоретических niтеор тонов свободных колебаний.

          8.4.4 Построить графики niэксп = f(i) и  niтеор = f(i) , где i – тон колебаний.

 

Таблица 8.1 – Варианты заданий

Группа

01

02

03

04

05

06

Бригада

№1

№2

№1

№2

№1

№2

№1

№2

№1

№2

№1

№2

Длина

l , мм

200

210

240

230

240

250

260

270

260

280

210

230

 

Таблица 8.2 – Частоты тонов свободных колебаний

№ тонов

niэксп

niтеор

ji = niтеор /niэксп

I

 

 

 

II

 

 

 

III

 

 

 

 

8.5     Контрольные вопросы

8.5.1       Каковы условия работы рабочих лопаток в паровой турбине?

8.5.2      Какие силы действуют на рабочую лопатку во время работы турбины?

8.5.3      Дайте характеристику обоих типов переменных возмущающих сил, действующих на рабочие лопатки в турбине при её работе.

8.5.4      Назовите источники рассеяния энергии колебаний рабочих лопаток.

8.5.5      Что называется свободными колебаниями лопаток?

8.5.6      Почему недопустима работа лопаток на резонансных частотах?

8.5.7      Назовите виды колебаний рабочих лопаток, закреплённых на диске, при работе турбины.

8.5.8      Чем различаются собственные формы изгибных тангенциальных колебаний отдельной лопатки, защемленной в хвостовой части и свободной вершиной?

8.5.9      Каким образом можно наблюдать за образованием узловых линий на поверхности лопаток?

8.5.10      Какие факторы влияют на тон колебаний рабочей лопатки согласно теории стержней?

8.5.11      Опишите схему экспериментальной установки.

8.5.12      Каким образом производится исследование форм колебаний одиночной лопатки в работе?

8.5.13      Почему значение теоретических частот не совпадает с экспериментальными?

8.5.14      Объяснить, почему ji ¹ 1.

8.5.15      Методика проведения эксперимента.

 

9 Лабораторная работа № 6 - Изучение вибрации модели диска турбины

 

9.1 Цель работы

          Изучение форм собственных колебаний на модели диска паровой турбины и сравнение расчётных экспериментальных частот его колебаний I, II, III тонов [8,11,14]

 

9.2 Общие положения

Неравномерный поток пара, вытекающий из решетки направляющих лопаток, создаёт пульсирующие нагрузки, чем вызывает осевые колебания рабочих лопаток и обода диска, на котором они закреплены.

Формы собственных колебаний удобнее наблюдать на неподвижном диске. Для этого диск располагают горизонтально, покрывают тонким слоем песка и возбуждают колебания обода диска электромагнитом переменного тока. При вибрации песок сосредотачивается в зонах, которые остаются неподвижными, что позволяет увидеть формы статических собственных колебаний с различным числом узловых диаметров (см. рисунок 9.1). Колебания диска относительно узловых диаметров называются веерными, а относительно узловых колец – зонтичными.

Опыт показывает, что зонтичные колебания не представляют опасности для диска, а разрушения дисков имеют место под действием веерных колебаний. Чем меньше число узловых диаметров, тем больше при данной величине возмущающей силы амплитуда колебаний, вызывающая напряжение в полотне диска, и тем опаснее вибрация. Для некоторых дисков 40-50 Вт достаточно для поддержания колебаний с двумя-тремя узловыми диаметрами и притом с такой амплитудой, которая достаточна для разрушения диска. Постоянно действующая в одной точке по окружности колеса сила около 10 Н  может быть источником возбуждения и поддержания неподвижных в пространстве волн. Такая сила легко может быть создана неравномерным потоком пара или газа, вызванным неточностью изготовления сопел. Наиболее опасным считаются веерные колебания с двумя-шестью узловыми диаметрами, от которых диски защищают.

При возбуждении колебаний в какой-либо точке диска от этого места начинают распространяться в противоположных направлениях две бегущие волны, которые встречаются в точке, расположенной диаметрально противоположно точке возбуждения. Так как длины волн одинаковы, равны скорости их распространения и колебания находятся в одной и той же фазе, то в результате наложения волн образуются «стоячие» волны с амплитудой, вдвое большей,  чем имела каждая из бегущих волн. Противоположные точки, в которых волны встречаются и взаимно гасятся и где амплитуда колебаний близка к нулю, образуют узловые диаметры. В тех зонах диска, где амплитуда колебаний поверхности максимальная, песок сбрасывается и накапливается в зонах неподвижных узловых диаметров.

При вращении частота собственных колебаний диска повышается под действием центробежной силы, стремя-щеейся «выпрямить» диск. Динамическая частота колеба-ний диска вычисляется по формуле

nдин = , Гц               (9.1)

где nстат – статическая частота колебаний неподвиж-ного диска, Гц;

В =2¸3 – эмпирический коэффициент;

пс – число оборотов диска в секунду, об/сек.

Подпись: а) – веерные колебания с одним узловым диамет-ром; б) – веерные колебания с двумя узловыми диамет-рами; в) – веерные колебания с тремя уз-ловыми диаметрами; г) – веерные колебания с од-ной узловой окружностью.

Рисунок 9.1 Песочные фигуры при коле-баниях диска
Если во вращающемся диске возбудить колебания, то частота их подчинится формуле (9.1), эти колебания обуслав-ливаются положением двух бегущих по диску в противоположных направле-ниях волн с угловой скоростью (по отношению к диску) wбег

                                      wбег = , с-1                                             (9.2)

где  wбег – угловая скорость бегущих волн с-1;

К - число узловых диаметров;  - 3.14.

Волны, двигающиеся в направлении вращения диска, называют «бегущими вперед волнами», а двигающиеся в обратном направлении – «бегущими назад волнами». Частоты этих волн можно найти из выражений

                                       nбвв = nдин + к*пс  , Гц ,                                             (9.3)

                                       nбнв =nдин - к*пс  , Гц .                                              (9.4)

Если скорость «бегущей назад волны» равна скорости вращения диска, то в нём образуются неподвижные в пространстве волны. Статистические данные подтверждают, что такие волны чаще всего являются причиной аварии дисков, а потому скорость «бегущей назад волны», равную скорости вращения диска, называют «критической».

При этом возникает резонанс, работу турбины при котором допускать нельзя по условиям прочности дисков. Поэтому задача расчета и экспериментального исследования сводится, главным образом, к определению критических скоростей вращения.

Диски должны конструироваться так, чтобы критические частоты вращения при колебаниях не совпадали с рабочей скоростью вращения ротора турбины. Из формулы (9.4), при  nбнв = 0, следует

                                                nдин = к*пкрит  , Гц                                           (9.5)

где пкрит – критическая скорость вращения диска, об/с .

 

Подставляя (9.5) в (9.1), находим

                                                пкрит =  , об/мин .                             (9.6)

При К=1 выражение (9.6) становится мнимым, т.к. В > 1. Следовательно, на вращающемся диске нельзя получить веерные колебания с одним узловым диаметром. Модель диска в лабораторной установке представляет собой круглую пластину, защемлённую на внутреннем радиусе rв и свободную на внешнем радиусе rа. Частота статических собственных колебаний такой модели определяется по формуле

                                        , Гц                              (9.7)

где  к – 1,2,3 - число узловых диаметров;

mк = f(к; ) – корень уравнения колебания диска.

Для  = 0.2 , характеризующую модель:  m1 =2.1; m2 =2.6; m3  = 4;

h – толщина диска, м;

g = 9.81 м/с2 – ускорение свободного падения;

E – модуль упругости материала модели диска, Н/м2;

r – плотность материала модели диска, кг/м3;

m = 0.3 – коэффициент Пуассона.

Для  модели: h =1*10-3 м;  rа = 0.13 м; Е = 21*1010 н/м2; r = 7800 кг/м3.

 

9.3 Описание установки

В состав экспериментальной установки входят (см. рисунок 9.2): модель диска (1), закрепленная на подставке (2), электромагнит (3), усилитель звуковой частоты (4), генератор звуковой частоты (5), песок (6).

 

Рисунок 9.2 – Схема экспериментальной установки

 

9.4 Методика проведения опытов

Перед началом работы следует изучить экспериментальную установку и убедиться в исправном состоянии заземления усилителя 4 и генератора 5 звуковой частоты. Установку можно включить только в присутствии лаборанта или преподавателя.

Работу необходимо выполнять в следующей последовательности:

          9.4.1 Посыпать тонким слоем песка на модель диска. Включить генератор звуковой частоты 5 и добиться первой формы веерного колебания (см. рисунок 9.1,а). Зарисовать песочную форму и записать со шкалы генератора величину первой резонансной частоты (n1эксп).

          9.4.2 Повысить частоту возбуждающей силы. Убедиться, что в предыдущем опыте диск находился в состоянии резонанса, т.е. частота импульсов генератора 5 совпадала с частотой собственных колебаний диска. Повышая частоту импульсов, добиться нового состояния резонанса, соответствующего форме веерных колебаний с двумя узловыми диаметрами (см. рисунок 9.1,б). Зарисовать получившуюся песочную форму II тона колебаний и зафиксировать частоту импульсов со шкалы генератора 5 величину n2эксп.

          9.4.3 Провести аналогичные опыты для получения III тона веерных колебаний (см.рисунок 9.1, в). Записать n3эксп.

          9.4.4 Рассчитать по формуле (9.7) теоретические значения резонансных частот колебаний: n1теор, n2теор, n3теор.

9.4.5      Построить графики nm =f(m).

          9.4.6 Обосновать несовпадение теоретических и экспериментальных частот колебаний модели диска.

 

          Таблица 9.1 – Наблюдения за формой колебаний модели диска

Номер формы колебаний m

I

II

III

Теоретическая частота колебаний

n1теор

n2теор

n3теор

Экспериментальная частота колебаний

n1эксп

n2эксп

n3эксп

 

 

9.5     Контрольные вопросы

9.5.1       Что вызывает колебания дисков при работе турбины?

9.5.2       Каким образом можно обнаружить формы собственных колебаний диска?

9.5.3       Какие типы собственных колебаний дисков существуют и чем они отличаются друг от друга?

9.5.4       Почему наиболее опасными являются низкие тона веерных колебаний диска?

9.5.5       Какова причина образования узловых диаметров на теле диска?

9.5.6       Что называется критической частотой вращения диска?

9.5.7       Почему на вращающемся диске нельзя получить веерные колебания с одним узловым диаметром?

9.5.8       Какие факторы влияют на величину статических колебаний круглой пластины?

9.5.9       Дайте описание экспериментальной установки. 

9.5.10           Какова методика проведения работы?

9.5.11           Почему результаты опытов не совпадают с расчётными данными?

 

10 Лабораторная работа № 7 - Определение методом электротепловой аналогии (ЭТА) температурного поля в рабочей  лопатке газовой турбины

 

10.1 Цель работы

          Определение опасного сечения  в рабочей лопатке газовой турбины, охлаждаемой отводом тепла в диск за счёт теплопроводности [8-10,12,14].

         

10.2 Общие сведения

          Рабочие лопатки газовых турбин подвержены суммарным напряжениям sсум от центробежных и изгибных сил, причём абсолютная величина напряжений растяжения sр значительно больше напряжений изгиба sи. Примем для лабораторной работы sи=0,3*sр. При этом суммарные напряжения будут равны

                                                sсум = 1,3 * sр .                                              (10.1)

 

          Напряжение растяжения, действующие в поперечном сечении лопатки с координатой х , рассчитывается по формуле

                             sр(х) =  , МПа             (10.2)

где r - плотность материала лопатки, кг/м3;  

w - угловая скорость вращения, 1/с;

rк – радиус корня лопатки, м.

                                                rк = 0.5 (Dср - L) ,                                          (10.3)

 

                                                w  =                                                     (10.4)

где х – расстояние от корня лопатки до искомого сечения, м;

L – общая длина пера лопатки, м.

          Подставив (10.2) в (10.1) и приняв , получим

 

                             sсум() = .               (10.5)

 

          Рассмотрим лопатку, охлаждаемую за счёт отвода тепла в тело диска, обдуваемого воздухом (см. рисунок 10.1). Перенос тепла в такой лопатке представляет собой случай непрерывного притока тепла к боковой поверхности, а отвод – через корневое сечение. Вследствие невысокой теплопроводности лопаточных сталей аустенитного класса заметное снижение температуры наблюдается только у корня лопатки.

Далее к периферии температура лопатки медленно растёт, достигая температуры торможения обтекаемого газа. В итоге опасным сечением лопатки, т.е. обладающим наименьшим запасом прочности, является не корневое сечение, как у лопаток паровых турбин, а сечение, лежащее выше корневого. Для повышения надежности целесообразно применять капиллярно-пористые системы охлаждения [15].

Это происходит из-за снижения предела прочности металла вследствие высокой температуры рабочей среды (см. рисунок 10.2).

 

Рисунок 10.1 – Схема тепловых потоков в лопатке,

охлаждаемой через хвостовик

 

Рисунок 10.2 – Изменение запаса прочности по длине рабочей лопатки газовой турбины

 

          Коэффициент запаса прочности для высокотемпературных лопаток газовых турбин оценивается по формуле

                                                Кt =                                                       (10.6)

где stдл – предел длительной прочности стали при рабочей температуре tраб, МПа. Поскольку температура металла tм по высоте лопатки увеличивается от корня к периферии, то предел длительной прочности stдл в тех же сечениях будет уменьшаться, т.к. прочность металла падает с ростом температуры. Законы изменения предела длительной прочности и суммарных напряжений не совпадают по высоте лопатки. На некотором участке длины лопатки stдл () растёт быстрее, чем sсум, в результате чего, зависимость Кt () имеет экстремум (см. рисунок 10.2). Координата этого экстремума и определяет местонахождение опасного сечения данной лопатки. Чтобы получить зависимость  stдл () необходимо знать закон распределения температуры вдоль пера лопатки.

          Рассмотрим лопатку постоянного поперечного сечения по высоте. Будем считать коэффициент теплоотдачи aг и эффективную температуру газа tг постоянными вдоль периметра П и длины L лопатки. Градиентами температуры во всех поперечных сечениях лопатки пренебрежём, полагая, что тепловой процесс установившийся, а лопатка достаточно тонкая. Для этих условий распределение температуры вдоль длины лопатки будет одномерным, т.е. t() = const.

          Уравнение теплового баланса, для элемента dx (см. рисунок 10.1) в стационарном состоянии имеет вид

                                                Dq1 + dq2dq3 = 0                                      (10.7)

где dq1 – количество тепла, поступающего с боков в элемент за счёт вынужденной конвекции от газового потока;

dq2 – количество тепла, поступающего в элемент в продольном направлении за счёт теплопроводности от более нагретого участка;

dq3 – количество тепла, отводимого из элемента теплопроводностью в продольном направлении в сторону хвостовика.

          Для одномерного температурного поля из (10.7) можно получить следующее характеристическое дифференциальное уравнение в виде

                                                                           (10.8)

где     М = ;

aг – средний коэффициент теплоотдачи от газов к лопатке, Вт/м2;

П  - периметр поперечного сечения лопатки, м;

F  - площадь поперечного сечения лопатки, м2;

lм - коэффициент теплопроводности металла лопатки, Вт/м*К;

t - температура в сечении лопатки с координатой , оС;

tг – температура газов, оС.

Решение (10.8) имеет вид

                                       t= tг - DТо                                            (10.9)

где  DТо = tгtк  - разность температур периферии и корня лопатки, т.е. при =1 и =0;

сh(y) – гиперболический косинус, определяемый по формуле

                                       сh(y) = 0,5 * (ey +e-y).                                          (10.10)

          Для определения коэффициента теплоотдачи от газов к лопатке

                             aг = А                   (10.11)

где  А = 0.07…0.11 – коэффициент, зависящий от угла поворота потока в решетке лопаток;

lг – коэффициент теплопроводности газа, Вт/м*К;

                                       Re2 =                                                (10.12)

где Re2 – критерий Рейнольдса по параметрам газов за решеткой;

U - окружная скорость на среднем диаметре, м/с;

                                                 U = ,                                            (10.13)

b – хорда профиля, м;

mг – коэффициент динамической вязкости по параметрам газа за решеткой, Па*с;

W2 – относительная скорость выхода газа из решетки, м/с:

                                       W2 =                                 (10.14)

Vг – удельный объём газа за решеткой, м3/кг;

                                       Vг-1 =                                               (10.15)

где Gг – расход газов через решетку, кг/с;

Dср –средний диаметр ступеней, м;

L – длина лопатки, м;

b2 – относительный угол выхода газа из рабочей решетки;

Rг – газовая постоянная, Дж/кг*К;

Тг – температура газов, К;

Рг – давление газов, Па;

n  - частота вращения, об/мин.

          Точное уравнение (10.9) является весьма громоздким и трудоёмким в вычислении. Для упрощения решения поставленной задачи воспользуемся
методом электрической аналогии, поскольку как при стационарной теплопроводности
Ñ2Т=0, так и при стационарной электропроводности
Ñ2Е = 0 оба потенциала (температура Т и напряжение Е) удовлетворяют  простому уравнению Лапласа.

          На рисунке 10.3 изображена электрическая модель лопатки газовой
турбины, в которой электрические сопротивления
Ri играют роль теплопроводящих стержней в эквивалентной числовой сетке. Согласно электрической аналогии, напряжение в любой точке электрической системы соответствует температуре в той же точке термической системы, а так же их перепадам

                                                                                                   (10.16)

где  - падение напряжения на участке ;

DЕо – общее падение напряжения на всю лопатку;

Dt - разность температур на участке  ;

DТо – разность температур на всю лопатку.

          Взаимные отношения значений электрического сопротивления следует подобрать так, чтобы они соответствовали взаимным отношениям термических сопротивлений в моделируемой термической системе. Если замерить DЕо между точками 1-5, то эта разность потенциалов соответствует  DТо =tг - tг , т.е.

                                                 t= tг – (DТо* ).                                    (10.17)

 

 

1 – источник питания; 2 – модель; 3 – вольтметр; 4 – зонд.

 

Рисунок 10.3 – Схема электрической модели лопатки газовой турбины

 

Сравнивая уравнения (10.9) и (10.17), видим, что метод электрической аналогии позволяет резко сократить время расчёта температурных полей вдоль пера лопатки. Для сравнения задачи точным способом и методом ЭТА в таблице 10.1 приведены данные для теоретических расчетов.

          Для всех вариантов принять одинаковыми: r = 8600 кг/м3 , DТо = 50 оС , b = 25*10-3 м, Rг = 290 Дж/кг*К, Рг =5*105 Па, сталь – Х15Н70В5М4Ю2ТР (ЭИ-765).     Величину предела длительной прочности stдл для стали ЭИ-765 следует выбирать по данным таблицы 10.2, либо по интерполяционным формулам:

          а) при tм =565¸700 0С  stдл =230+(700 - tм )*2.66 ;                                       б) при tм =700¸800 0С  stдл =80+(800 - tм )*1.5 .       

 

10.3 Описание установки

          В состав экспериментальной установки входят (см. рисунок 10.3,б):
источник питания постоянного тока 1, резисторная электрическая модель 2, вольтметр 3 и зонд 4. Источник питания 1 представляет собой выпрямитель тока с понизительным трансформатором, преобразующий переменный ток с напряжением 220 В в постоянный с напряжением 12 В.

 

     Таблица 10.1 – Исходные данные для расчёта

Показа-тели

№  вариантов

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

tг , оС

600

650

675

700

725

740

750

715

680

760

lм ,

Вт/м К

26,0

27,5

28,0

29,0

29,5

30,0

32,0

25,5

28,5

32,3

lг *102 , Вт/мК

6,22

6,45

6,55

6,71

6,80

6,85

6,89

6,50

6,48

6,95

mг *106 , Пас

39,1

40,5

41,2

41,8

42,4

42,8

43,0

42,3

40,5

43,5

L *103 , м

33,2

32,5

30,2

47,5

43,9

46,6

39,7

43,5

33,5

44,2

n , об/мин

3000

4500

3600

3000

4000

4100

5200

4500

4600

4200

Dср, м

1,2

1,1

0,9

1,0

0,85

0,95

0,82

0,88

1,1

0,92

П*102 , м

6,3

6,2

6,1

8,2

7,4

7,5

6,5

7,5

6,2

7,0

F *104, м2

1,02

0,911

0,76

2,44

1,853

2,07

1,255

1,853

0,912

1,62

b2 ,град

33

35

38

14

21

17

29

25

35

25

A, -

0,08

0,08

0,08

0,11

0,12

0,11

0,09

0,12

0,08

0,09

Gг , кг/с

3,47

2,70

1,81

1,0

1,02

0,96

1,92

1,04

2,63

1,26

         

Продолжение таблицы 10.1 – Исходные данные для расчёта

Показа-тели

№  вариантов

11

12

13

14

15

16

17

18

19

20

tг , оС

610

620

635

710

715

720

730

735

700

715

lм ,

Вт/м К

25,0

26,5

27,0

28,0

28,5

30,0

31,0

30,1

29,5

31,3

lг *102 , Вт/мК

6,25

6,40

6,50

6,70

6,50

6,80

6,80

6,40

6,40

6,90

mг *106 , Пас

39,0

40,4

41,3

41,0

42,5

42,0

43,5

42,0

40,0

43,7

L *103 , м

33,1

32,4

30,0

47,0

43,0

47,0

35,7

40,5

35,5

46,2

n , об/мин

3500

3500

7600

3000

4000

4100

4200

4500

4600

4200

Dср, м

1,2

1,1

0,9

1,1

0,85

0,90

0,85

0,80

1,1

0,90

П*102 , м

6,1

6,2

6,1

8,2

6,4

6,5

6,5

6,5

6,2

6,0

F *104, м2

1,02

0,91

0,75

2,40

1,85

2,05

1,25

1,85

0,92

1,62

b2 ,град

33

35

38

14

21

17

29

25

35

25

A, -

0,082

0,081

0,08

0,11

0,105

0,11

0,08

0,12

0,08

0,09

Gг , кг/с

3,40

2,83

1,84

1,05

1,08

0,95

1,95

1,05

2,60

1,25

 

Электрическая модель 2 содержит резисторы (R1, R2, R3, R4, R5), имитирующие поверхностные термические сопротивления, причём
R2=R3=R4=0.9 Ом, а R1 =R5 =1.8 Ом, и резисторы R1,2 =R2,3 =R3,4 =R4,5 =1.0 Ом, имитирующие внутреннее термическое сопротивление  лопатки.

 

     Таблица 10.2 – Зависимость stдл от температуры для стали ЭИ-765

 tм ,0С

565

600

650

700

750

800

stдл ,МПа

590

480

350

230

145

80

 

 

10.4 Порядок проведения работы и обработки опытных данных

          Работу следует выполнять в следующем порядке:

10.4.1 Вычислить по формулам (10.9) и (10.10) точное значение температуры t() лопатки вдоль высоты для  = 0; 0.2; 0.4; 0.8; 1.0. Построить график t()= ¦().

10.4.2 Провести эксперимент в следующей последовательности:

- проверить исправность установки;

- включить источник питания 1;

-  замерить разность потенциалов DЕо между точками 1-1. Далее, последовательно перемещая зонд, измерить разность потенциалов  в точках 2, 3, 4, 5. Данные замеров занести в таблицу 10.3.

 

     Таблица 10.3 – Данные наблюдений

Точки замеров

1

2

3

4

5

Величина напряжения

Dе1 = DЕ0

Dе2

Dе3

Dе4

Dе5

 

          10.4.3 По данным наблюдений (см. таблицу 10.3) рассчитать значения температур в точках 1 - 5 по формуле (10.17), полагая, что точка 1 соответствует координате Х1=0, Х2=0.25*L, Х3=0.5*L, Х4=0.75*L, Х5 = 1.0*L.

          10.4.4 По расчетным данным построить график t() =¦ (). Сравнить полученные значения с расчётными.

10.4.5 Рассчитать величину суммарных напряжений sсум по формуле (10.5), задавшись значениями . Построить график sсум ()= ¦ (().

10.4.6 Рассчитать значение коэффициента запаса прочности Кt по формуле 10.6. Построить график Кt()=¦ () и определить координату опасного сечения  о.с.

 

10.5   Контрольные вопросы

10.5.1       Какие напряжения действуют в рабочих лопатках газовых турбин и как они вычисляются?

10.5.2       Объясните характер переноса тепла в лопатке газовой турбины при охлаждении её хвостовика воздухом.

10.5.3       Почему опасное сечение в рабочей лопатке газовой турбины лежит выше корня, если охлаждение её производится  через хвостовик?

10.5.4       Какие упрощения принимаются при решении задачи охлаждения лопатки в одномерной постановке?

10.5.5       Напишите уравнение теплового баланса бесконечно малого элемента в стационарном режиме.

10.5.6       Какие факторы влияют на закон распределения одномерного температурного поля по высоте лопатки?

10.5.7       В чём состоит единство стационарных проводимостей – тепловой и электрической?

10.5.8       Каким образом формируется электрическая модель рабочей лопатки?

10.5.9       Каким образом с помощью электрической модели производится определение закона распределения температуры вдоль пера лопатки?

10.5.10       Как определяется координата опасного сечения лопатки, охлаждаемой через хвостовик?

 

11 Лабораторная работа № 8 - Определение КПД ступеней ЦВД, ЧСД  и ЧНД турбины ПТ-60-90/13 ЛМЗ АО «АлЭС» ТЭЦ-1

 

11.1        Цель работы

          Определение относительных внутренних КПД [13]:

-     регулирующих ступеней ЦВД, ЧСД, ЧНД;

-     трех отсеков ступеней давления ЦВД, ЧСД, ЧНД;

-     в целом ЦВД, ЧСД, ЧНД турбины ПТ-60-90/13 ЛМЗ по данным тепловых испытаний.

 

11.2 Задание

11.2.1 Произвести опыт по измерению параметров пара в ЦВД и составить протокол обработки экспериментальных данных (см. таблицу 11.1). Построить тепловой процесс расширения пара в ЦВД турбины в h-s диаграмме. Рассчитать ηоi регулирующей ступени, трех отсеков промежуточных ступеней и ЦВД в целом. Построить график ηоi= f(z).

11.2.2 Произвести опыт по измерению параметров пара в ЧСД и составить протокол обработки экспериментальных данных (см. таблицу 11.2). Построить тепловой процесс расширения пара в ЧСД турбины в h-s диаграмме. Рассчитать ηоi регулирующей ступени, трех отсеков промежуточных ступеней и ЧСД в целом. Построить график ηоi= f(z).

11.2.3      Произвести опыт по измерению параметров пара в ЧНД и составить протокол обработки экспериментальных данных (см. таблицу 11.3). Построить тепловой процесс расширения пара во всей турбине в
h-s диаграмме. Рассчитать ηоi ЧНД по данным теплового баланса турбины.

 

11.3 Основные положения

Проточная часть турбины включает в себя омываемые потоками пара элементы: сопловые аппараты, рабочие и направляющие лопатки, диафрагмы, диски, уплотнения вала в диафрагмах и на выходе из цилиндра, входные и выходные патрубки, перепускные трубы. Основными показателями экономичности или совершенства проточной части (турбины, цилиндра, группы ступеней, отдельной ступени) является ее относительный внутренний КПД, величина которого характеризует степень использования работоспособности 1 кг пара в проточной части. Причинами пониженного КПД проточной части, т.е. увеличенных потерь на трение, завихрения и перетекание пара, могут быть:

-     конструктивные недостатки, несовершенный профиль лопаток;

-     нерасчетные (увеличенные) зазоры в сопловых коробках, между рабочими лопатками и неподвижными элементами, в концевых и внутренних (бандажных, диафрагменных и корневых) уплотнениях пара, в частности, в уплотнениях поворотной диафрагмы (турбин ЛМЗ);

-     солевые отложения, эрозия, механические повреждения лопаток, отсутствие части лопаток;

-     повышенная потеря давления в перепускных трубах между ЦВД и ЧСД, и в перепускных трубах между ЦВД и ЧСД и в выхлопных патрубках;

-     нерасчетный режим работы.

Перечисленные недостатки обнаруживают путем измерений, осмотра, сравнения с проектными и лучшими современными данными.

 

11.4 Описание ЦВД турбины ПТ-60-90/13 и методика эксперимента

ЦВД турбины ПТ-60-90/13 ЛМЗ имеет одновенечную регулирующую ступень и 14 промежуточных ступеней давления. Парораспределение ЦВД выполнено комбинированным: сопловым с внутренним обводом. Свежий пар из расположенного в отдельно стоящей коробке автоматического стопорного клапана подводится по гибким перепускным трубам к четырем регулирующим клапанам ЦВД. Каждый клапан расположен в отдельной паровой коробке, приваренной к соответствующей сопловой коробке. Коробка вварена непосредственно в переднюю часть ЦВД. Пятый, перегрузочный, клапан встроен в верхнюю часть ЦВД и осуществляет перепуск пара из камеры регулирующего колеса за третью ступень турбины.

Из ЦВД производится два регенеративных отбора пара с параметрами:
Р
I = 3,8 МПа и tI = 425оС (за 9-й ступенью); РII = 2,2 МПа и tII = 357оС (за 13-й ступенью) при работе на номинальном режиме. Схема точек замеров давлений и температур пара изображена на рисунке 11.1. Значение величины hоi данного элемента проточной части регулирующей ступени, отсеков ступеней и ЦВД в целом можно легко определить, построив процесс расширения пара в турбине в h-s диаграмме, если известны параметры пара на входе и выходе элемента, т.к. весь процесс расширения протекает в области перегретого пара.

Вследствие трудностей определения среднего состояния пара после регулирующих клапанов ЦВД при сопловом парораспределении, (рисунок 11.1) КПД ЦВД рассчитывают, включая дросселирования в клапанах

                                   (11.1)

где  - относительный внутренний КПД ЦВД без учета потерь на дросселирование в сопловом и регулирующих клапанах турбины;

* - относительные потери на дросселирование в указанных клапанах;

Но – располагаемое теплопадение в зависимости от состояния пара перед стопорным клапаном турбины, кДж/кг;

Нi – использованное теплопадение в проточной части ЦВД, кДж/кг.

 

 

 

СК - стопорный клапан; РК - регулирующий клапан; РС – регулирующая ступень;
ЦВД - цилиндр высокого давления; РСД – ротор среднего давления;
ЧСД - часть среднего давления; ПВД – подогреватель высокого давления

 

Рисунок 11.1 - Тепловая схема ЦВД турбины

 

Из рисунка 11.2 видим, что относительный внутренний КПД ЦВД будет равен

                                        .                                    (11.2)

 

Относительный внутренний КПД ЦВД без учета потерь на дросселирование в клапанах

.                                    (11.3)

Относительные потери на дросселирование в стопорном и регулирующих клапанах

.                                      (11.4)

 

Относительный внутренний КПД регулирующей ступени

.                                 (11.5)

 

Относительный внутренний КПД первого отсека ступеней давления ЦВД (между камерой регулирующей ступени и 1 отбором пара на ПВД-7)

 

.                                      (11.6)

в соответствии с рисунком 11.1: Р1 = Ррк, t1 = tрк,  Р2 = Рцвд, t2 = tцвд,

РI , tI – параметры пара в отборе на ПВД-7,

РII , tII – параметры пара в отборе на ПВД-6

 

Рисунок 11.2 - Схема процесса расширения пара в ЦВД в h-s диаграмме

 

 

Относительный внутренний КПД второго отсека ступеней давления ЦВД (между 1 и 2 отборами пара)

.                                    (11.7)

 

Относительный внутренний КПД третьего отсека ступеней давления ЦВД (между 2 отбором и выхлопным патрубком ЦВД)

 

.                                      (11.8)

Отметим, что КПД регулирующей ступени может быть определен достаточно точно лишь при режиме работы ЦВД с полностью открытыми регулирующими клапанами, т.е. при максимальной паровой загрузке ЦВД.

В других случаях температурное поле в камере регулирующей ступени будет весьма неравномерным из-за снижения температуры потока пара, проходящего через частично открытый регулирующий клапан.

Чтобы получить представительную величину средней температуры пара за регулирующей ступенью требуется измерение во многих точках по периметру камеры. В наших условиях выполняется замер температуры в одной точке. Будем считать замеренную температуру в условиях опыта tрс средней по всему объему регулирующей камеры.

По той же причине точность определения КПД первого отсека ступеней будет невысокой. Второй составляющей методической ошибки при оценке КПД отсека будет подмешивание высококалорийной бандажной протечки в поток отбора пара на ПВД. Фактическая температура смеси отборного пара, и протечки бандажного уплотнения может быть существенно (на 2-3 оС) выше температуры пара за рабочими лопатками ступени, после которой осуществляется отбор.

После износа бандажных уплотнений ступеней отсека температура пара в отборе будет выше при одном и том же расходе свежего пара через ЦВД, чем до износа. На фиксации этой разности температур основан метод экспресс диагностики состояния гребней бандажных уплотнений рабочих лопаток (метод ЦКТИ).

Второй метод (метод Белэнегоремналадки (БЭРН)) экспресс - оценки величины износа бандажных уплотнений основан на сравнении КПД цилиндра с включенной и отключенной регенерацией при одном и том же расходе свежего пара через турбину. Если КПД ЦВД с включенной и отключенной регенерацией совпадают, то протечки помимо лопаточного аппарата турбины незначительны и наоборот.

11.4.1 Проведение опыта и обработка экспериментальных данных

Проведение опыта и обработка экспериментальных данных производиться в следующей последовательности:

-         Ознакомиться со шкалой приборов, расположенных на щите управления турбиной (манометр, расходомер, термопары). Записать в протокол наблюдений наименьшее деление шкалы.

-         Выполнить через каждые 5 минут по 10 замеров термодинамических параметров согласно таблице 11.1. По окончании опыта протокол наблюдений подписать и предоставить преподавателю для контроля. После проверки преподаватель подписывает протокол и возвращает студенту для обработки результатов наблюдений.

-         После обработки данных эксперемента из таблицы 11.1 определить по [9] значение энтальпий в контрольных точках hо, h3, h4, h5, h2. Полученные результаты занести в таблицу 11.2, затем следует построить в h-s диаграмме процесс расширения пара в ЦВД и найти энтальпию пара в точках идеального процесса: h2а,  h7, h, h, h, h6. Полученные значения энтальпии занести в таблицу 11.2.

-         По формулам (11.2 ¸ 11.8) необходимо определить величины КПД: ЦВД; регулирующей ступени; 1,2 и 3 отсеков ступеней ЦВД. По результатам расчетов построить график hoi=¦(z).

 

       Таблица 11.1 – Измерение параметров пара в ЦВД

 

 

Наименование величины

Обозн.

Ед. изм.

 

Номер замера

Средняя величина

Тип прибора

Класс точности

1

2

9

10

1 Давление свежего пара

Р0

кгс/см2

 

 

 

 

 

 

 

 

2 Температура свежего пара

tо

оС

 

 

 

 

 

 

 

 

3 Давление за регулирующим клапаном

Р1

кгс/см2

 

 

 

 

 

 

 

 

4 Давление в камере регулирующей ступени

Ррс

кгс/см2

 

 

 

 

 

 

 

 

5 Температура в камере регулирующей ступени

 tрс

оС

 

 

 

 

 

 

 

 

6 Давление пара в 1 отборе

Р1

кгс/см2

 

 

 

 

 

 

 

 

7 Температура пара в 1 отборе

t1

оС

 

 

 

 

 

 

 

 

8 Давление пара во 2 отборе

РII

кгс/см2

 

 

 

 

 

 

 

 

9 Температура пара во 2 отборе

tII

оС

 

 

 

 

 

 

 

 

10 Давление пара за ЦВД

Р2

кгс/см2

 

 

 

 

 

 

 

 

11Температура пара за ЦВД

 t2

оС

 

 

 

 

 

 

 

 

 

          Таблица 11.2 - Протокол обработки экспериментальных данных

Наименование величины

Обозна-чение

Размер-ность

Значение

1 Энтальпия свежего пара

h0

кДж/кг

 

 

2 Энтальпия пара за регулирующей ступенью

h3

кДж/кг

 

3 Энтальпия пара за 1 отсеком

h4

кДж/кг

 

 

4 Энтальпия пара за 2 отсеком

h5

кДж/кг

 

 

5 Энтальпия пара за ЦВД

h2

кДж/кг

 

 

6 Энтальпия пара за ЦВД при идеальном расширении

h

кДж/кг

 

 

7 Энтальпия пара за ЦВД при идеальном расширении с учетом потерь в РК

h7

кДж/кг

 

 

8 Энтальпия пара за рег. ступ. при идеальном расширении

h

кДж/кг

 

 

9 Энтальпия пара за 1 отсеком при идеальном расширении

h

кДж/кг

 

 

10 Энтальпия пара за 2 отсеком при идеальном расширении

h

кДж/кг

 

 

11 Энтальпия пара за 3 отсеком при идеальном расширении

h6

кДж/кг

 

 

 

11.5 Описание ЧСД турбины ПТ-60-90/13 и методика эксперимента

ЧСД входит в состав ЦНД. ЧСД состоит из одновенечной регулирующей ступени и восьми ступеней давления. Пар подается в ЧСД через четыре регулирующих клапана. Парораспределение ЧСД также выполнено сопловым. Для регулирования теплофикационного отбора применено сопловое двухклапанное парораспределение, выполненное в виде поворотной диафрагмы, расположенной в камере отбора ЦНД за 24-й ступенью турбины. Поворотная диафрагма делит ЦНД на две части - ЧСД и ЧНД. Из ЧСД производится два регенеративных отбора пара за 18-й и 20-й ступенями турбины с параметрами пара: Р3 = 0,65 МПа и t3 = 234 оС;
Р4 = 0,37 МПа и
t4 = 185 оС на номинальном режиме работы турбоустановки. Схема точек замеров давлений и температур пара изображена на рисунке 11.3.

            Значение величины ηоi данного элемента проточной части (регулирующей ступени, отсеков ступеней) и ЧСД в целом можно определить, построив процесс расширения пара в h-s диаграмме, если известны параметры пара на входе и выходе элемента, т.к. весь процесс расширения протекает в области перегретого пара (см. рисунки 11.3 и 11.4).

Вследствие трудностей определения среднего состояния пара после регулирующих клапанов ЧСД при сопловом парораспределении ηоi ЧСД рассчитывают, включая потери дросселирования в клапанах

                                                                                               (11.9)

где hoiIчсд–относительный внутренний КПД ЧСД без учета потерь на дросселирование в регулирующих клапанах;

hдр - относительные потери на  дросселирование в клапанах;

Нi - использованное теплопадение в проточной части ЧСД, кДж/кг;

Н0 - располагаемое теплопадение в зависимости от состояния пара за ЦВД, кДж/кг.

ЧСД - часть среднего давления; ПД – поворотная диафрагма; ЧНД – часть низкого давления, К- конденсатор; Г - электрогенератор.

 

Рисунок 11.3 - Тепловая схема ЧСД

 

Из рисунка 11.3 видим, что относительный внутренний КПД ЧСД будет равен

                             .                                           (11.10)

Относительный внутренний КПД ЧСД без учета потерь на дросселирование в клапанах и подводящем паропроводе

.                                           (11.11)

Относительные потери на дросселирование в регулирующих клапанах

.                                           (11.12)

Относительный внутренний КПД регулирующей ступени

.                                            (11.13)

Относительный внутренний КПД первого отсека ступеней давления ЧСД (между камерой регулирующей ступени и 3 отбором пара на ПВД-4)

.                                           (11.14)

Относительный внутренний КПД второго отсека ступеней давления ЧСД (между 3 и 4 отборами пара)

.                                           (11.15)

Относительный внутренний КПД третьего отсека ступеней давления ЧСД (между 3 отбором и камерой теплофикационного регулируемого отбора)

                             .                                           (11.16)

Строго, КПД регулирующей ступени может быть определен с необходимой степенью точности лишь при режиме работы ЧСД с полностью открытыми регулирующими клапанами, т.е. при максимальной паровой загрузке ЧСД. При меньших нагрузках температурное поле в камере регулирующей ступени будет неравномерным из-за снижения температуры потока пара, проходящего через частично открытый регулирующий клапан. Чтобы получить представительную величину средней температуры, требуется измерение во многих точках по периметру камеры. В нашем случае выполняется замер температуры только в одной точке. Для учебных целей будем считать замеренную в опыте температуру средней по всему объему регулирующей камеры. Поэтому точность определения ηоi регулирующей ступени ЧСД будет невысокой.

Эта же причина скажется на точности определения КПД первого отсека ступеней ЧСД. Второй составляющей методической ошибки опыта при оценке КПД этого отсека будет подмешивание высококалорийной протечки через бандажные уплотнения в поток отбора пара на ПНД. Фактическая температура смеси отборного пара и протечки бандажного уплотнения может быть существенно (на 2-3оС) выше температуры пара за рабочими лопатками ступени, после которой производится отбор.

11.5.1 Проведение опыта и обработка экспериментальных данных

Проведение опыта и обработка экспериментальных данных производиться в следующей последовательности:

-         Ознакомиться со шкалой приборов, расположенных на щите управления турбиной (манометр, расходомер, термопары). Записать в протокол наблюдений наименьшее деление шкалы.

-         Выполнить с интервалом в 5 минут по 10 замеров следующих термодинамических параметров: за ЦВД (Р2, t2); за регулирующими клапанами ЧСД (Р7); в камере регулирующей ступени (Ррс, tрс); в паропроводах регенеративных отборов (Р3, t3; Р4, t4) и камере теплофикационного отбора
т, tт). Записать величины этих параметров в таблицу измерений.

-         По окончании опыта протокол наблюдений подписать и предоставить преподавателю для контроля. После проверки преподаватель подписывает протокол и возвращает студенту для обработки результатов наблюдений.

-         После обработки данных эксперемента из таблицы 11.3 определить по [9] значения энтальпий в контрольных точках h2, h8, h9, h10, h11. Полученные результаты занести в таблицу 11.4.

-         Построить в h-s диаграмме процесс расширения пара в ЧСД и найти энтальпию пара в точках идеального процесса: h8а,  h9а, h10а, h11а, h12, h13.

-         Определить величины КПД: ЧСД; регулирующей ступени ЧСД; 1,2 и 3 отсеков ступеней ЧСД по формулам (11.9 – 11.16).

По результатам расчетов построить график hoi = ¦(z), где z - номер ступени, и проанализировать его.

 

Рисунок 11.4 - Схема процесса расширения пара в

ЧСД турбины в h-s диаграмме.

       Таблица 11.3 – Измерение параметров пара в ЧСД

 

 

Наименование величины

Обознач.

Ед. изм.

Номер замера

Средняя величина

Тип прибора

Класс точности

1

2

9

10

1 Давление пара за ЦВД

Р2

кгс/см2

 

 

 

 

 

 

 

 

2 Температура пара за ЦВД

t2

оС

 

 

 

 

 

 

 

 

3 Давление за регулирующим клапаном №1 ЧСД

Р7

кгс/см2

 

 

 

 

 

 

 

 

4 Давление в камере регулирующей ступени

Ррс

кгс/см2

 

 

 

 

 

 

 

 

5 Температура в камере регулирующей ступени

 tрс

оС

 

 

 

 

 

 

 

 

6 Давление пара в 3 отборе

РIII

кгс/см2

 

 

 

 

 

 

 

 

7 Температура пара в 3 отборе

tIII

оС

 

 

 

 

 

 

 

 

8 Давление пара в 4 отборе

РIV

кгс/см2

 

 

 

 

 

 

 

 

9 Температура пара в 4 отборе

tIV

оС

 

 

 

 

 

 

 

 

10 Давление пара в теплофикационном отборе

Рт

кгс/см2

 

 

 

 

 

 

 

 

11 Температура пара в теплофикационном отборе

t2 =

 tТ

оС

 

 

 

 

 

 

 

 

 

       Таблица 11.4 - Протокол обработки экспериментальных данных

Наименование величины

Обозн.

Ед. изм.

Значение

1 Энтальпия пара за ЦВД

h2

кДж/кг

 

 

2 Энтальпия пара за регулирующей ступенью

 h8

кДж/кг

 

 

3 Энтальпия пара за 1 отсеком ступени

h9

кДж/кг

 

 

4 Энтальпия пара за 2 отсеком ступени

h10

кДж/кг

 

 

5 Энтальпия пара за ЧСД

h11

кДж/кг

 

 

6 Энтальпия пара за ЧCД при идеальном расширении

h11a

кДж/кг

 

 

7 Энтальпия пара за ЧCД при идеальном расширении с учетом потерь на РК

h13

кДж/кг

 

 

8 Энтальпия пара за рег. ступ. при идеальном расширении

h

кДж/кг

 

 

9 Энтальпия пара за 1 отсеком ступ. при идеальном расширении

h

кДж/кг

 

 

10 Энтальпия пара за 2 отсеком ступ. при идеальном расширении

h10а

кДж/кг

 

 

11 Энтальпия пара за 3 отсеком ступ. при идеальном расширении

h11а

КДж/кг

 

 

 

11.6 Описание ЧНД турбины ПТ-60-90/13 и методика эксперимента

Проточная часть ЧНД состоит из одновенечной двухярусной регулирующей ступени и трех ступеней давления. Конструктивно ЧНД входит совместно с ЧСД в общий цилиндр низкого давления (ЦНД). На входе в ЧНД установлена двухклапанная поворотная диафрагма (ПД), с помощью которой осуществляется регулирование расхода пара на теплофикацию. На выходе из последней ступени ЧНД отработавший пар поступает в конденсатор поверхностного типа. За 26-й ступенью турбины (2 ступенью ЧНД) выполнен пятый регенеративный отбор пара на ПНД-1. При давлении в камере отбора менее 0,007 МПа забор пара в ПНД-1 автоматически выключается, т.е. G5 = 0.

Схема точек замеров расходов, мощности, давлений и температур изображена на рисунке 11.5.

 

Рисунок 11.5 - Главная тепловая схема турбины

 

Значение величины hoi ЧНД можно легко определить, построив в h-s диаграмме процесс расширения пара в турбине. Однако методическая трудность такого построения состоит в том, что процесс расширения в ЧНД начинается в области перегретого и заканчивается в области насыщенного пара. Поэтому величину энтальпии пара на входе в ЧНД найти легко, зная его давление и температуру. В области же насыщенного пара изобара совпадает с изотермой, поэтому найти величину энтальпии пара по известным величинам давления и температуры невозможно.

Наиболее надежным методом определения энтальпии влажного пара является дросселирование его до перегретого состояния или конденсации всего потока пробы пара. В первом случае необходимо точное измерение его давления и температуры до и после дросселирования; во втором – измерение расхода и температуры конденсата пара и охлаждающей воды для решения теплового баланса холодильника.

Проба влажного пара забирается из выхлопного патрубка турбины с помощью вакуум-насоса, который создает разрежение существенно меньшее, чем имеется за турбиной (т.е. Р2< Рк , см. рисунки 11.6 и 11.7). При этом давление Р2 должно быть таким, чтобы процесс дросселирования заканчивался в области перегретого пара (точка 2, см. рисунок 11.7). Зная величины давления Р2  и температуры t2, по [9] находят величину энтальпии h2, равную энтальпии пара hк в конце расширения ЧНД турбины. Затем строят в h-s диаграмме точку «К» по известным значениям давления Рк и
энтальпии
hк.

Энтальпия влажного пара hк во втором случае находится из теплового баланса холодильника (см. рисунок 11.8)

 

                                                      (11.17)

 

где  - соответственно энтальпия пробы влажного пара и его дренажа, кДж/кг;

Gдр – расход пробы пара, равный расходу ее дренажа, кг/с;

Gв – расход охлаждающей воды, кг/с;

* - соответственно температура воды на выходе и входе холодильника, оС;

 = 4,19 кДж/(кг*К) – удельная теплоемкость воды.

Отсюда

                     .                                                (11.18)

 

Зная Рк и hк, строят точку «К» в h-s диаграмме.

Оба метода не дают все же хорошего результата, во-первых, из-за неравномерности распределения капель влаги по поперечному сечению выхлопного патрубка турбины требуется много точек отборов проб; во-вторых, из-за частичного выпадения влаги на стенках паро-отборного трубопровода (что снижает представительность пробы). Кроме того, оба метода достаточно сложны и трудоемки. Практически энтальпию влажного пара на выхлопе турбины определяют из баланса всей установки

                                                                                           (11.19)

где  - внутренняя мощность части низкого, цилиндра высокого и части среднего давлений соответственно, кВт;

NТэ – электрическая мощность генератора, кВт;

hм – механический КПД турбоустановки;

hг - КПД генератора.

Для турбоустановки ПТ-60-90/13 ЛМЗ: hм = 0,994, hг = 0,985.

Если пренебречь расходами пара на регенеративный отбор питательной воды, то

                               ,                                                     (11.20)

                               ,                                           (11.21)

                                                                     (11.22)

 

где Gо, Gпр, GТ – соответственно расход свежего пара, регулируемых производственного и теплофикационного отборов, кг/с (см. рисунок 11.5);

          , ,  - соответственно использованные теплопадения пара в ЦВД, ЧСД и ЧНД турбины, кДж/кг.

К - конденсатор; DШ–дроссельная шайба; ВН–вакуум–насос;
Т-турбина; Г-электрогенератор.

 

Рисунок 11.6 - Отбор пробы влажного пара через дроссель

 

 

Рисунок 11.7 - Процесс дросселирования пробы пара в h-s диаграмме

 

Из уравнения (11.22) следует, что

                          .                                           (11.23)

Решая совместно уравнения (11.19) ¸ (11.23), находят величину использованного теплопадения пара в ЧНД турбины. Тогда энтальпия точки «К» (см. рисунок 11.9) будет равна

                                                                                     (11.24)

где  - энтальпия пара теплофикационного отбора, кДж/кг.

 

 

ВН - вакуум-насос; Г – электрогенератор; Т- турбина;

Х- холодильник; МБ – мерный бачок;  К – конденсатор

 

Рисунок 11.8 - Отбор пробы пара через холодильник (Х)

с мерным бачком (МБ)

 

Чтобы найти координату точки «К», необходимо построить полный процесс расширения пара в турбине (см. рисунок 11.9), используя величины необходимых параметров пара h0, hпр, hТ, Р0, t0, Рпр, tпр, РТ, tТ из данных п. 11.4, 11.5. Тогда координата точки «К» определяется пересечением линии hк = const и изобары Рк. В свою очередь, использованные теплопадения в ЦВД и ЧСД турбины можно найти из выражений

 

                               ,                                                     (11.25)

                               .                                                   (11.26)

 

Опуская из т.2 линию S = const до пересечения с изобарой Рк, находят точку «Ка» и ее энтальпию hка. Тогда располагаемый теплоперепад в ЧНД турбины будет равен

 

                               .                                                     (11.27)

 

Относительный внутренний КПД ЧНД турбины

 

                               .                                                                   (11.28)

 

Точность определения КПД ЧНД сравнительно невелика, т.к. на нем отражаются все ошибки определения величин ,  как на остатке баланса мощности всей турбоустановки.

 

Рисунок 11.9 - Процесс расширения пара в турбине в h-s диаграмме

 

11.6.1 Проведение опыта и обработка экспериментальных данных

Проведение опыта и обработка экспериментальных данных производиться в следующей последовательности:

-           Ознакомиться со шкалой приборов, расположенных на щите управления турбиной (манометр, расходомер, термопары). Записать в протокол наблюдений наименьшее деление шкалы.

-           Выполнить с интервалом 5 минут по 10 замеров следующих параметров: расход свежего пара на турбину (Gо), расход пара на производство (Gпр), расход пара на теплофикацию (Gт), электрическая мощность генератора (Nтэ), давление (Рт) и температура
пара (
tт) перед ЧНД, давление за ЧНД (Рк). Записать величины этих параметров в таблицу измерений (таблица 11.5).

-           По окончании опыта протокол наблюдений подписать и предоставить преподавателю для контроля. После проверки преподаватель подписывает протокол и возвращает студенту для обработки результатов наблюдений.

-           Определить значение энтальпии пара в контрольной точке перед ЧНД hт.

-         Расчет абсолютного давления в перепускном патрубке за ЧНД выполнить по формуле

Рк = 1,33 * 10-3 * (В - Н)                                       (11.29)

 

где Рк – давление, бар;

В – барометрическое давление, мм. рт. ст.;

Н – вакуум за ЧНД, мм. рт. ст.

- Построить в h-s диаграмме процесс расширения пара во всей турбине ПТ-60-90/13 ЛМЗ по методике, изложенной выше.

- Рассчитать величины внутренних и электрических мощностей ЦВД, ЧСД и ЧНД турбины.

- Найти ηоi чнд и сравнить его с нормативной величиной, равной 0,7 ¸ 0,8.

- Сделать анализ полученных результатов.

 

Таблица 11.5  – Измерения параметров пара в ЧНД

 

 

Наименование величины

Обознач.

Ед. изм.

Номер замера

Средняя величина

Тип прибора

Класс точности

1

2

9

10

1 Расход свежего пара на турбину

G0

т/ч

 

 

 

 

 

 

 

 

2 Расход пара на производство

Gпр

т/ч

 

 

 

 

 

 

 

 

3 Расход пара на теплофикацию

Gт

т/ч

 

 

 

 

 

 

 

 

4 Электрическая мощность генератора

Nэт

МВт

 

 

 

 

 

 

 

 

5 Давление пара перед ЧНД

Рт

кгс/см2

 

 

 

 

 

 

 

 

6 Температура пара перед ЧНД

tт

оС

 

 

 

 

 

 

 

 

7 Вакуум за ЧНД

Н

мм.рт.ст.

 

 

 

 

 

 

 

 

8 Барометрическое давление

В

мм.рт.ст.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

11.7 Контрольные вопросы

11.7.1   Что включает в себя проточная часть турбины?

11.7.2   Каков основной показатель экономичности или совершенства проточной части турбины?

11.7.3   Назовите причины пониженного КПД проточной части турбины.

11.7.4   Что необходимо знать, чтобы определить значение величины КПД элемента проточной части?

11.7.5   Почему КПД всего цилиндра турбины рассчитывают, включая потери дросселирования в клапанах?

11.7.6   Почему hoi регулирующей ступени можно определить достаточно лишь в режиме работы турбины с полностью открытыми четырьмя регулирующими клапанами?

11.7.7   В чем суть метода ЦКТИ по экспресс-диагностике износа гребней бандажных уплотнений ЦВД?

11.7.8   На чем основан метод БЭРН по экспресс-диагностике износа гребней бандажных уплотнений ЦВД?

11.7.9   Каковы особенности парораспределения ЦВД турбины
ПТ-60-90/13 ЛМЗ?

11.7.10       Назовите точки замеров давлений и температур пара вдоль проточной части ЦВД турбины ПТ-60-90/13 ЛМЗ.

11.7.11      Назовите точки замеров давлений и температур пара вдоль проточной части ЧСД турбины ПТ-60-90/13 ЛМЗ.

11.7.12      Что такое «диаграммный» относительный внутренний КПД проточной части турбины?

11.7.13      Почему энтальпию пара за ЦНД нельзя найти, замерив его давление и температуру?

11.7.14      В чем суть метода определения энтальпии влажного пара путем дросселирования его пробы?

11.7.15      В чем суть метода определения энтальпии влажного пара путем конденсации его пробы?

11.7.16      Как находится внутренняя мощность ЧНД из баланса мощности всей турбины ПТ-60-90/13 ЛМЗ?

11.7.17      Как вы рассчитывали энтальпию пара за ЧНД?

11.7.18      Как вы находили давление за ЧНД?

11.7.19      Как вы определили электрическую мощность ЦВД, ЧСД и ЧНД турбины?

11.7.20      Почему КПД ЧНД оказался ниже КПД остальных частей турбины?

 

 

12 Лабораторная работа № 9 - Определение коэффициента теплопередачи конденсатора типа 50-KЦC-4   ТЭЦ-1 АО «АлЭС»

 

12.1 Цель работы

Определение среднего коэффициента теплопередачи (КТП) конденсатора типа 50-КЦС-4 турбины ПТ-50-90/13 АО «АлЭС» расчетным путем и по данным его тепловых испытаний [13].

 

12.2 Задание

-         рассчитать средний КТП конденсатора типа 50 – КЦС - 4;

-определить КТП указанного конденсатора по данным его тепловых испытаний [8,11].

 

12.3 Общие положения

12.3.1 Назначение

Для технической реализации термодинамического цикла Ренкина необходим холодный источник теплоты в конце процесса насыщения рабочего пара в турбине. В качестве такого источника на ТЭС используется конденсационная установка. Она служит:

а) для осуществления фазового перехода отработавшего в турбине пара из газообразного состояния в жидкое (конденсация пара);

б) для передачи теплоты конденсации пара в окружающую среду;

в) для сохранения в цикле рабочего тела в виде конденсата, пригодного по своему качеству для питания котельных установок [1,12].

12.3.2 Принцип работы

Термодинамические процессы осуществляются в трубчатом пароводяном теплообменнике - конденсаторе. В нем в качестве охлаждающей среды используется вода, а в качестве греющей среды – отработавший в турбине пар. При этом охлаждающая вода проходит внутри трубок, а на их наружной поверхности конденсируется пар [1].

Так как температура охлаждающей воды значительно ниже ее температуры насыщения при атмосферном давлении, то конденсация водяного пара на трубках конденсатора происходит при давлении ниже атмосферного. Процесс конденсации пара в конденсаторе обычно изобарный. Благодаря фазовому переходу пара из парообразного состояния в жидкое внутри замкнутого пространства конденсатора достигается резкое (в десятки тысяч раз) уменьшение объема рабочего тела. Это приводит к образованию в паровом пространстве конденсатора глубокого разрежения (вакуума).

В реальных паротурбинных установках в конденсатор вместе с отработавшим паром поступают воздух и неконденсирующиеся газы. Воздух проникает из атмосферы через неплотности элементов турбоустановки и конденсатора, работающих под разрежением. Обычно это концевые уплотнения ЦНД турбины, соединение выхлопного патрубка турбины с конденсатором, фланцевые соединения и сальники арматуры и т.д. Неконденсирующиеся газы поступают с паром из котла. Они выделяются из воды, в которой были растворены до поступления в котлоагрегат. Наличие неконденсирующихся газов и воздуха в паре приводит к следующим отрицательным последствиям [12]:

-         ухудшается теплопередача от пара к трубкам конденсатора;

-         повышается давление конденсации пара, что снижает экономичность турбоустановки в целом;

-         не достигается полная конденсация пара, т.к. часть его в составе паро-воздушной смеси удаляется из конденсатора (до 0,1% общего расхода пара);

-         происходит переохлаждение конденсата и насыщение его кислородом;

-         требуется непрерывная откачка воздуха из конденсатора для поддержания в нем разрежения. В противном случае, по мере накопления воздуха, давление в конденсаторе будет возрастать до атмосферного. В таком режиме работы конденсатора эксплуатация паровой турбины становится невозможной по условию ее надежности.

12.3.3 Устройство конденсатора

Конденсатор типа 50-КЦС-4 имеет следующие технические
данные [11,12]:

-         число потоков (ходов) воды – z = 2;

-         число трубок – n = 5800;

-         наружный диаметр трубок - d2 = 25 мм;

-         внутренний диаметр трубок – d1 = 23 мм;

-         длина трубок – L = 6650 мм;

-         материал трубок - латунь Л – 68.

Схема простейшего поверхностного конденсатора приведена на рисунке 12.1.

К фланцам корпуса 1 конденсатора присоединены трубные доски 2 и 14, в отверстиях которых развальцованы трубки 15, образующие охлаждающую поверхность конденсатора. К внешним поверхностям трубных досок крепятся передняя 3 и задняя 13 водяные камеры. Передняя водяная камера разделена перегородкой 6 на два отсека. Охлаждающая вода по трубопроводу 4  поступает в нижний отсек, проходит по охлаждающим трубкам нижней половины конденсатора, поворачивает в камере 13 на 180 о, проходит через охлаждающие трубки верхней половины конденсатора и из верхнего отсека передней водяной камеры через трубопровод 5 удаляется из конденсатора.
В такой конструкции вода совершает два хода, поэтому описываемый конденсатор называется двухходовым. По такой схеме выполнено большинство современных конденсаторов. Однако имеются конденсаторы с большим числом ходов — до четырех. Самые крупные конденсаторы для конденсационных турбин выполняются одноходовыми
[12].

Паровое пространство конденсатора, в котором расположены охлаждающие трубки, посредством переходного патрубка (горловины) 7 соединяется тем или иным способом с выходным патрубком турбины.

При таком расположении конденсатора по отношению к турбине его называют подвальным.

Пар, поступающий в конденсатор, как указано стрелкой 9, поступает на трубную систему и движется в направлении к патрубку отсоса 18 паровоздушной смеси, проходя сначала вниз и конденсируясь на трубках, обходя продольный щит 17 и поступая на трубный пучок воздухоохладителя 19. Сконденсировавшийся пар собирается в конденсатосборнике 16, откуда откачивается конденсатным насосом.

В выходном патрубке турбины размещают приемно-сбросное устройство для увлажнения и дросселирования пара 12, поступающего из БРОУ, а также выводные трубы 11 пара 10 из камер отбора ЦНД на регенеративные подогреватели низкого давления (стрелка 8) [1,12].

 

 

Рисунок 12.1 – Схема конденсатора

 

12.3.4 Теоретические основы теплового  расчета конденсатора

Уравнение теплового баланса конденсатора (без учета потерь тепла в окружающую среду)

Q = Dп (hп - hк) = Dв  срв (t-t)                                    (12.1)

 

где Q - теплота, передаваемая от пара к охлаждающей воде, кВт;

Dn, Dв - соответственно расход отработавшего пара и охлаждающей воды, кг/с;

hп, hк - соответственно энтальпия отработавшего пара и его конденсата, кДж/кг;

Срв = 4,19 кДж/кг·К - удельная изобарная теплоемкость воды;

tlв, t - соответственно температура охлаждающей воды до и после конденсатора, оС.

 

Теоретически КТП от пара к охлаждающей воде в конденсаторе ТЭС обычно определяют по формуле

, кВт/(м2 .К)        (12.2)

где КТ - теоретический коэффициент теплопередачи, кВт/(м2К);

А - коэффициент чистоты трубок конденсатора (для проточного водоснабжения и чистой воды (условие работы конденсатора на ТЭЦ-1) А=0,85;

х - эмпирический коэффициент, зависящий от чистоты трубок и температуры охлаждающей воды

х = 0,12 А (1+ 0,15 t)                                   (12.3)

 

Wв – скорость охлаждающей воды в трубках конденсатора, м/с;

d1 - внутренний диаметр трубок конденсатора, мм;

Фz - коэффициент, учитывающий влияние числа ходов воды в конденсаторе

                                             (12.4)

где z - число ходов воды (для конденсатора 50 – КЦС - 4  z = 2).

Фd - коэффициент, учитывающий влияние удельной паровой нагрузки конденсатора

                                     (12.5)

где dкном, dк, dкгр, - соответственно номинальная, текущая и граничная удельная паровая нагрузка конденсатора, кг/(ч ·м2 );

 

                                       dкноми  = Dп ном/Fк                                                                         (12.6)

 

где Dпном - расход отработавшего пара при номинальной мощности турбины и расчетных расходах отборов пара на производство и теплофикацию, кг/ч. Для турбины ПТ-60-90/13 ЛМЗ Dпном = 360 т/ч;

Fк - площадь рабочей поверхности конденсатора, м

 

Fк=L n π d2                                                   (12.7)

 

где L - длина трубок, м;

n - число трубок, шт;

d2 - наружный диаметр трубы:

                                    dк = Dп / Fк, , м                                            (12.8)

 

где Dп - расход пара на конденсатор в условиях опыта, кг/ч;

                                   dкгр = dгр*dкном                                              (12.9)

 

где dгр = 0,9 - 0,012 * t1в.

Относительная удельная паровая нагрузка конденсатора

                                                   d  = dк / dкном .                                       (12.10)

 

Скорость воды в трубках конденсатора

, м/с                                             (12.11)

где Dв - расход охлаждающей воды, кг/с;

rв = 1000 кг/м 3 - плотность воды; 

d1 - внутренний диаметр трубок, м.

Кратность циркуляции конденсатора

m= Dв  / Dп .                                                                                                                              (12.12)

По экспериментальным данным КТП определяют из теплового баланса конденсатора (формула 12.1)

                                                 (12.13)

 

где tс среднелогарифмический напор между паром и охлаждающей водой, оС

                                            (12.14)

где Dt – величина недогрева охлаждающей воды в конденсаторе, оС;

dt - величина температурного напора между паром и охлаждающей водой на выходе из конденсатора, оС.

В свою очередь

Dt = t2в  - t, dt = tп - t                                                     (12.15)

Величина температуры пара tп определяется по термодинамическим таблицам насыщения водяного пара, как функция давления в паровом пространстве конденсатора перед трубным пучком  [9].

 

12.4 Методика проведения лабораторной работы

12.4.1 Описание конденсационной установки и схема замеров

Подпись: Рисунок 12.2 – Схема конденсационной установкиНа рисунке 12.2 приведена схема конденсационной установки. Подача охлаждающей воды в трубную систему конденсатора 4 производится циркуляционным насосом 6, который забирает воду из водоприемного бассейна. В него же сбрасывается нагретая цирку-ляционная вода. Образую-щийся конденсат откачивается конденсатным насосом 5 из конденсатора и подается в систему регенерации. Отсос паровоздушной смеси из парового пространства конден-сатора производит водоструй-ный эжектор 3 струйный насос.

Вода, забираемая насосом 2 из бака 1, подается к соплу эжектора 3, где она разгоняется до большой скорости и поступает в камеру смешения эжектора, к которой присоединен трубопровод паровоздушной смеси из парового пространства конденсатора. Струи воды увлекают за собой паровоздушную смесь, отсасывая ее из конденсатора. Отработавшая вода сливается в бак 1 [12].

В схему замеров входят: расходомер охлаждающей воды, термопары, вакуумметр для замера разрежения в паровом пространстве конденсатора; барометр-анероид для замера величины атмосферного давления и уровнемер в конденсатосборнике конденсатора [8].

 

Таблица 12.1 – Параметры замеров пара и воды в конденсаторе
50-КЦС-4 турбины ПТ-60-90/13 ЛМЗ АО «АлЭС» ТЭЦ-1

Наименование величины

Обознач.

Ед.

изм.

Номер замера

Средняя

величина

Тип прибора

Класс точности

1

2

9

10

1 Приведенное к 0 оС значение разрежения в конденсаторе

Нк

мм.рт.ст

 

 

 

 

 

 

 

 

2 Барометрическое давление

В

мм.рт.ст

 

 

 

 

 

 

 

 

3 Температура охлаждающей воды перед конденсатором

 t

ОС

 

 

 

 

 

 

 

 

4 Температура охлаждающей воды после конденсатора

t

ОС

 

 

 

 

 

 

 

 

5 Расход охлаждающей воды

Dв

т/ч

 

 

 

 

 

 

 

 

12.4.2 Методика обработки экспериментов

1) Теплота, отводимая от конденсатора с охлаждающей водой

Q = Dв·Срв (t t), кВт.                            (12.16)

2) Абсолютное давление пара перед конденсатором

Ра = (В-Нк )/ 7,5, кПа.                                (12.17)

Температура насыщения пара при Ра находится по термодинамическим таблицам tп = ¦(Pa), оС [9].

Удельная теплота конденсации пара при Ра находится по термодинамическим таблицам r = ¦(Ра), кДж/кг [9].

3) Площадь рабочей поверхности конденсатора (fk) находится по формуле (12.7).

4) Номинальная удельная паровая нагрузка

dкном = 60000/Fк, кг/(ч*м2).                          (12.18)

5) Текущая удельная паровая нагрузка

dк= Dп / Fк, кг/(ч*м2)                                   (12.19)

6) Граничная удельная паровая нагрузка

dкгр = (0,8 - 0,013* t) dкном , кг/(ч*м2).                 (12.20)

7) Коэффициент нагрузки конденсатора Фd определяется по (12.5).

8) Скорость охлаждающей воды внутри трубок конденсатора Wв вычисляется по формуле (12.11).

9) Теоретический коэффициент теплопередачи КТ  находится по формуле (12.2).

10) Температурный напор в конденсаторе

d t = tn - t.                                                                                   (12.21)

11) Нагрев воды в конденсаторе

Dt = t - t1в.                                                                                  (12.22)

12) Среднелогарифмический напор в конденсаторе между паром и водой на выходе из конденсатора определяется по формуле (12.14).

13) КТП по данным эксперимента определяется по формуле (12.13).

14) Кратность охлаждения конденсатора определяется по формуле (12.12).

15) Данные расчетов занести в таблицу 12.2. Сделать выводы об эффективности работы исследованного конденсатора.

 

Таблица 12.2 - Данные исследования конденсатора 50-КЦС-4 турбины ПТ-60-90/13 ТЭЦ-1

Наименование величины

Обозначение

Размерность

Значение

1 Абсолютное давление в конденсаторе

Ра

кПа

 

2 Расход охлаждающей воды

Dв

т/ч

 

3 Расход отработавшего пара

Dп

т/ч

 

4 Кратность циркуляции в конденсаторе

m

-

 

5 Площадь поверхности трубного пучка

Fк

м2

 

6 Удельная паровая нагрузка в условиях опыта

dк

кг/ч*м

 

7 Нагрев охлаждающей воды в конденсаторе

Dt

оС

 

8 Температурный напор на выходе из конденсатора

dt

оС

 

9 Теоретический КТП в конденсаторе

Кт

 кВт/м*К

 

10 Экспериментальный КТП в конденсаторе

Кэ

 кВт/м*К

 

 

12.5 Контрольные вопросы

12.5.1      Каково назначение конденсатора в тепловой схеме ТЭС?

12.5.2      Чем отличается циркуляционная система конденсаторов Алматинской ТЭС-1 от других ТЭС?

12.5.3      Из каких основных элементов состоит конденсатор 50-КЦС-4?

12.5.4      Почему в конденсаторе образуется глубокий вакуум?

12.5.5      Чем вредны присосы воздуха в конденсатор?

12.5.6      Почему компоновку основного пучка конденсатора делают ленточной?

12.5.7      Что такое переохлаждение конденсата и чем оно вредно?

12.5.8      Чем опасно попадание сырой воды в паровое пространство конденсатора?

12.5.9      Почему конденсатор не крепят к фундаменту жестко, а устанавливают его на пружинах?

12.5.10  Почему необходимо следить за величиной уровня в конденсатосборнике?

12.5.11  Что такое кратность охлаждения?

12.5.12  Какими выходными показателями описывается конденсатор как элемент тепловой схемы TЭЦ?

12.5.13  От каких факторов зависит коэффициент теплопередачи конденсатора?'

12.5.14  Каков порядок проведения эксперимента?

12.5.15  Из каких агрегатов и систем состоит конденсационная установка и каково их основное назначение?


 

Список литературы

 

1.   Трубилов М.А., Арсеньев Г.В, Фролов В.В. и др. Паровые и газовые турбины. – М.: Энергоатомиздат, 1985. – 352 с.

2.   Капелович Б.Э. Эксплуатация паротурбинных установок. - М.: Энергоатомиздат, 1985. – 304 с.

3.   Генбач А.А., Жаркой М.И. Нагнетатели и тепловые двигатели. Теория и конструкция турбомашин. Ч1. Тепловая часть: Методические указания к выполнению лабораторных работ. - Алматы: АИЭС, 2001.- 34 с.

4.   Генбач А.А., Жаркой М.И. Нагнетатели и тепловые двигатели. Теория и конструкция турбомашин. Ч2. Прочность: Методические указания к выполнению лабораторных работ. - Алматы: АИЭС, 2001. - 36 с.

5.   Бененсон Е.И. Иоффе Л.С. Теплофикационные паровые турбины. – М.: Энергоатомиздат, 1986. – 272 с.

6.   Генбач А.А. Нагнетатели и тепловые двигатели. Переходные режимы работы турбомашин ТЭС (нестационарные теплообмен в турбомашинах): Конспект лекций. – Алматы: АИЭС, 1999. – 83 с.

7.   Зысина – Моложен Л.М., Зысин Л.В., Поляк М.П. Теплообмен в турбомашинах. – Л.: Машиностроение, 1974. – 350 с.

8.   Клямкин С.Л. Тепловые испытания паротурбинных установок электростанций. - М.: Госэнергоиздат, 1961. – 408 с.

9.   Ривкин С.Л., Александров А.А. Термодинамические свойства воды и водяного пара. – М.: Энергия, 1975. – 80 с.

10.    Генбач А.А. Турбины ТЭС и АЭС. Теория и конструкция турбомашин: Методические указания к семестровым заданиям. – Алматы: АИЭС, 1998. – 33 с.

11.    Кирсанов И.Н. Конденсационные установки. – М.: Энергоатомиздат, 1996. – 376 с.

12.    Трухний А.Д. Стационарные паровые турбины. – М.: Энергоатомиздат, 2001. – 640 с.

13.   Генбач А.А, Жаркой М.С., Ходанова Т.В. Нагнетатели и тепловые двигатели. Режимы работы и эксплуатация турбомашин: Методические указания к выполнению лабораторных работ. – Алматы: АИЭС, 2003. – 47 с.

14.   Генбач А.А., Кибарин А.А. Тепловые двигатели и нагнетатели: Конспект лекций.  – Алматы: АИЭС, 2007. – 53 с.

15.   Генбач А.А., Гнатченко Ю.А. Газотурбинная установка. Предпатент, № 18648, 16.07.2007, бюл. №7.