Потери от утечек в турбинной ступени. Лабиринтовые уплотнения

1 234

В турбинной ступени имеют место утечки рабочей среды через диафрагменное (DG_ду) и надбандажное (периферийное) уплотнения (DG_бу, рис. 7.5,а). Кроме того, существуют утечки в корневом сечении ступени (корневая утечка (DG_ку) и через разгрузочные отверстия в диске (DG_отв).

А) б)

в)

г)

Рис. 7.5. Утечки пара в турбинной ступени (а), схемы ступенчатого и прямоточного типов уплотнений (б), концевых уплотнений цилиндра (в) и диаграммы изменения параметров пара в ступенчатом уплотнении (г)

Уплотнения, уменьшающие утечки, выполняют лабиринтовыми и в зависимости от конструкции могут быть ступенчатого или прямоточного типов (рис. 7.5,б). Процессы изменения давления и энтальпии в таких уплотнениях показаны на рис. 7.5,в. Под гребнем уплотнения поток ускоряется, а далее, в камере, происходит его изобарное торможение. Для ступенчатых уплотнений это торможение полное, а для прямоточных – частичное. Поэтому более эффективной является ступенчатая схема лабиринтовых уплотнений. Чем больше число гребней z в уплотнении, тем больше его сопротивление. При этом расход пара через уплотнение обратно пропорционален значению . Так как процесс течения в уплотнениях по состоянию пара в его камерах аналогичен процессу дросселирования, то температура пара вдоль уплотнения изменяется незначительно. Следует помнить, что если при истечении перегретого пара через суживающиеся сопла критическое отношение давлений e_кр=0,546, то для отверстия с острой кромкой e_кр=0,13. Тогда соотношение критических расходов при e<e_кр имеет вид G_кр^отв=0,85G_кр^сопл. Используя аналогию истечения через отверстие с острой кромкой с истечением через сопло, можно получить упрощенное выражение для определения расхода через уплотнение в следующем виде:

, (7.8)

где m_у – коэффициент расхода щели уплотнения (рис. 7.6,а), F_у=pd_уd_у – площадь кольцевой щели толщиной d_у под гребнем уплотнения, , – параметры торможения водяного пара перед уплотнением, e_z=р_z/ – отношение давления на выходе из уплотнения p_z к давлению торможения на входе в него. Формула (7.8) справедлива для ступенчатой схемы уплотнения.

а) б)

Рис.7.6. Коэффициенты расхода для уплотнений с различной формой гребней (а) и

поправочный коэффициент для прямоточного уплотнения (б)

Для прямоточной схемы необходимо к полученному по (7.8) значению DG_у ввести поправочный коэффициент k_у (рис. 7.6,б).

Очевидно, что для многощелевых уплотнений наибольшая скорость потока будет иметь место в последней щели (из-за уменьшения давления и, соответственно увеличения удельного объема, см. рис.7.5,г). Тогда при фиксированном начальном давлении пара перед уплотнением максимальный расход через него определяется условием, когда в последней щели достигается критическое значение скорости потока.

Поскольку утечки через уплотнения приводят к потерям мощности, то коэффициенты потерь можно оценивать через снижение относительного лопаточного КПД ступени. На этой основе осуществляется оценка коэффициентов потерь от утечек.

Для диафрагменныхуплотнений (рис. 7.7) турбинных ступеней активного типа

, (7.9)

где k_у – поправочный множитель, значение которого для прямоточной схемы уплотнения находят по данным рис.7.6,б, а для ступенчатого уплотнения k_у=1; m_у – коэффициент расхода уплотнения (рис.7.6,а); z – число гребней диафрагменного уплотнения (рис. 7.7); F₁ – площадь выходного сечения сопловой решетки; m₁ – коэффициент расхода сопловой решетки.

Рис. 7.7. Конструкция диафрагменного уплотнения
1 - паз в теле диафрагмы; 2 - пластинчатая пружина; 3 - сегмент диафрагменного уплотнения (обычно их шесть-восемь штук); 4 - гребни уплотнения; 5 - ротор; 6 - выступы на роторе; 7 - тело диафрагмы

Для надбандажныхуплотнений (рис. 7.8)

, (7.10)

где d_пер – диаметр по периферии рабочих лопаток; d_Э – эквивалентный зазор периферийного уплотнения; r_ср – степень реактивности на среднем диаметре ступени.

Для рабочей решетки с бандажом (рис. 7.8,а)

, (7.11)

где коэффициент расхода для осевого зазора d_а принимают равным m_а=0,5, а коэффициент расхода m_r для радиального зазора d_r оценивают по данным рис. 7.6 (мы в типовом расчете приняли m_r = 0,75). Обычно радиальный зазор d_r = 0,001d_пер.

Для рабочей решетки без бандажа (рис. 7.8,б) d_Э=0,75d_r.

Для турбинной ступени реактивного типа (r=0,5) определение коэффициента потерь от утечек осуществляется по формуле:

. (7.12)

Рис. 7.8. Зазоры в периферийной части турбинных ступеней:

а – рабочая решетка с бандажом; б - рабочая решетка без бандажа

1 234

Дата добавления: 2017-06-13; просмотров: 2448;