УНИВЕРЗИТЕТ Св.”Климент Охридски” - БитолаТехнички Факултет - Битола

ТОПЛИНСКИ ТУРБИНИ(ПРЕДАВАЊА)

ПРИРАЧНИК ЗА ИНТЕРНА УПОТРЕБА

Проф.д-р.Божин Доневски

1

ОПИС И КОНСТРУКЦИЈА НА ТУРБИНАТА К–200–130–3

Турбината К–200–130–3 со снага од 200 [MW] и 3000 [min-1] е со едно вратило и агрегат. Турбината е пресметана за притисок и температура на свежата пареа од 12.75 [МРа] 565 [ºС] и апсолутен притисок во кондензаторот од 3,5 [kРа]. Турбината работи во блок со парагенератор со производство од 640 [t/h]. Турбината е со трoделно куќиште и со разводен проток на пареата во цилиндерот за низок притисок, која непосредно од последните степени се одведува во кондензаторот. Свежата пареа поминува низ два автоматски вентили кои се сместени во предниот дел на ЦВП (цилиндер за висок притисок). Од овие два вентили пареата протекува по четири параводи во четири регулациони вентили, кои се наоѓаат на заварената лиена конструкција на куќиштето од турбината. Проточниот дел на цилиндерот за висок притисок се состои од едновенчен регулационен степен и 11 степени на притисок. Спроводните кола не се директно поставени во телото на турбината, туку во три специјално конструирани носачи. Роторите на ЦВП се исковани исцело со вратилото. Ваквата конструкција ја упростува монтажата и демонтажата на куќиштето и спроводните кола. На краевите од вратилото се наоѓаат лавиринтски заптивки. Пареата со притисок од 2,5 [МРа] и температура од 340 [ºС] од ЦВП се носи во парагенераторот на повратно загревање, во меѓу прегревачот на парагенераторот. Прегреаната пареа со притисок од 2,08 [МРа] и темература од 565 [ºС] прострујува низ двата вентила и преку 4 параводи и 4 регулациони вентили влегува во ЦСП (цилиндер со среден притисок). Во ЦСП се поместени 11 степени на притисок. Спроводните кола на првите три степени се поставени во канали кои се изжлебени на телото, а наредните спроводни кола се прицврстени во два носачи. Роторите од ЦСП се комбинирани: првите седум диска се набиени на вратилото во жешка состојба. На краевите од вратилото се наоѓаат лавиринтски заптивки. Потоците на пареата во ЦВП и ЦСП се насочени во спротивни насоки поради урамнотежување на осниот притисок. Пареата со притисок од 0,16 [МРа] и температура од 235 [ºС] од ЦСП преку спроводен паравод со дијаметар од 1500 [mm] се спроведува во централниот дел на ЦНП од каде се разделува во два потока. На секој поток на располагање се по 4 степени. Изработената пареа од последните степени влегува во два кондензатори. Пресметковниот притисок на изработената пареа изнесува рк = 3,4 [kРа] при температура на разладната вода од 10 [ºС]. Куќиштето од ЦВП се состои од 3 дела: средниот дел е изработен со леење од леано железо С4–21–40 (GOST) а излеаните делови се заварени. Осумте диска од ЦНП се наглавени на вратилото во жешка состојба што осигуруваат неопходна сигурност при работниот број на вртежи. Дисковите се прицврстени за вратилото со помош на радијални клинови. На краевите од вратилото се наоѓаат лавиринтски заптивки. Роторите од високиот, средниот и цилиндерот на низок притисок лежат на 5 лизгачки лежишта, роторите од низок притисок – на 2, а роторите од висок и среден притисок – на 3 лежишта. Вратилата од високиот и средниот притисок се споени со крута спојка. Благодарение на оваа спојка е овозможено да се постави само едно лежиште меѓу ЦВП и ЦСП. Вратилата од ЦСП и ЦНП а исто така и вратилото од ЦНП и генераторот се споени со полу еластична спојка. За движење на роторот при загревање на турбината или по нејзиното ладење предвиден е редуктор кој е монтиран во телото од задното лежиште на ЦНП.

2

Средниот дијаметар на последниот степен изнесува 2100 [mm] при висина на

работните лопатки од 765 [mm], однос и ободна брзина на средниот дијаметар

u = 330 [m/s]. Најголем дијаметар од врвот на работните лопатки од последниот степен од влезната страна изнесува 2870 [mm], а минималната ободна брзина umax=450 [m/s]. Масата на роторот на турбината со низок притисок изнесува 36 [t]. Корисната снага по цилиндри на турбината изнесува :

– на вратилото од ЦВП – 62 [МW],– на вратилото од ЦСП – 91 [МW],– на вратилото од ЦНП – 51 [МW],

_______________________________________________________

Вкупно 4 204 [МW] Основните елементи на турбината кои работат во зоните со високи температури се изработени од легирани челици класа перлит куќиштето на ЦВП, млазниците, телото на вентилите и куќиштето за низок притисок се изработени од жарен хром – молидбен – ванадиум, челик 15Х1М1F (GOST). Роторите на турбината (работните кола) се изработени од челик Р2. Сите наглавени дискови се изработени од челик 34ХП3М. За снабдување на лежиштата со масло за подмачкување предвидена е маслена центрифугална пумпа со капацитет од 700 [l/min]. Притисокот на маслото изнесува 1,96 [МРа].

3

4

5

Систем на цевоводи за заптивање и одземање на пареа од турбината

6

7

8

ЕКСПАНЗИОНИ УРЕДИ

1.Струење на пареа преку млазница и спроводно коло

Експанзиони уреди се викаат оние елементи од турбината во кои настанува промена на дел од топлинската енергија во кинетичка енергија. Оваа промена се одвива преку истовремен пад на притисокот. Струењето на пареата преку експанзионите уреди се одвива со голема брзина на промената на топлината помеѓу ѕидовите на уредот и пареата за време на струењето кое трае околу иљадити дел од секундата е незначително така да промената на термодинамичката состојба на пареата може да се смета за изентропска. Бидејќи во турбините настапува постојано стационарно струење т.е. за единица време низ експанзионите уреди влегува количина на пареа која е еднаква на количината на пареа на излезот, па може да се земе од целокупната енергија од 1 [kg]. Влезна пареа е еднаква на 1 [kg]. Излезна пареа :

Е0 = Е1

Единствено, промена се одвива на топлинска и кинетичка енергија, додека другите видови на енергии кои ги содржи пареата се еднакви како на влезот, така и на излезот. Ако параметрите на пареата на влезот се означат со: p0, i0 и с0, а на излезот при притисок р1, соодветно се означат со i1 и с1 па ако место целокупната енергија на пареата се постави сума од енталпија и кинетичка енергија, горното равенство ќе биде:

а по средување на изразите

Ако влезната брзина с0 како многу мала величина се занемари, а разликата на енталпиите се претстави како топлотен пад ht = i0 – i1, каде индексот “t” означува дека топлински пад се одвива при теоретска промена без губитоци. Со индексот “t” исто така се означува и теоретската брзина, што значи дека теоретската брзина се одвива при одржување на постојана ентропија т.е.:

Ако влезната брзина с0 ≥ 70 [m/s], тогаш потребно е да се земе во обзир и нејзината енергија на влезот. Со прости средувања на горниот израз се добива:

при што с1t се добива во [m/s], а h и i во [J/kg].

Познавајќи ја почетната точка на експанзионата промена, како и крајната точка, која е положен на истата изентропа, па поминувајќи низ i – s дијаграмот надолу отчитувајќи ја вредноста на р и v можат да се пронајдат соодветните процеси во експанзиониoт уред низ кој прострујува G [kg] пареа.

9

Струјниот пресек на експанзионите уреди може да се пресмета од равенката за континуитет :

G [kg/s] – количество на пареа,с [m/s] – брзина иv [m3/kg] – специфичен волумен на пареата.

Бидејќи во првата фаза од експанзијата брзината с побргу расте одколку v, тоа значи дека пресекот се намалува. Ако експанзијата продолжи да се одвива понатаму, тогаш во еден момент v ќе почни побргу да расти од с, па според равенката за континуитет пресекот ќе почне да се наголемува. Најмалиот пресек е наречен критичен пресек. Исто така сите параметри на пареата i, p, v како и с се наречени критични параметри и се означени со соодветни индекси. Експанзионите уреди кои постојано се намалува попречниот пресек се викаат спроводни кола, а експанзионите кај кои пресекот се намалува до критичниот, а потоа се наголемува се викаат млазници.

За пресметка на струењето можат исто така да се користат и изразите кои се познати од термодинамиката, а за кои не е потребен i – s дијаграм.

с [m/s] – брзина на пареата после експанзија од р на р,G [kg/s] – количество на проток на пареата,F [m] – попречен пресек,p [Pa] – притисок на пареата во пресекот F,p0 [Pa] – притисок на пареата пред експанзиониот уредv0 [m/kg] – сопствен волуменна пареата пред експанзиониот уред и

10

k – адијабатски показател.

Последната равенка претставува зависност на односот од притисокот р кој

владее во пресекот F. Најмалиот пресек (критичниот) Fmin одговара на максимумот на

функцијата кој што може да се определи ако изводот од десната страна на

равенката се изедначи со нула. После соодветни средувања може да се определи односот pkr / p0 = β во најмалиот пресек:

бидејќи вредноста на k е постојана во постојаниот пресек. Критичните параметри на пареата се појавуваат во момент кога при експанзијата, пареата постигнува притисок кој е равен на:

рк = β · р0

Коефициентот β = рк /р0 се вика критичен однос на притисоците и изнесува:

- за прегреана пареа β = 0,5457, ркr = 0,5457 · р0

- за сувозаситена пареа β = 0,5774, ркr = 0,5774 · р0

За критичните услови може да се напише:

Со поставување на вредностите за прегреана пареа се добива:

а адијабатскиот показател изнесува:

k = 1,3 за прегреана пареа,k = 1,135 за сувозаситена пареа,k = 1,0,35 + 0,1 · х за влажна заситена пареа и х – степен на сувоста на влажната пареа.

Од претходните разгледувања може да се заклучи дека експанзијата на пареата до притисок равен или поголем од критичниот може да настапи во спроводното коло, додека експанзијата до помали притисоци може да настапи само во млазница. Од ова исто така произлегува дека ако во најмалиот пресек на спроводното коло или во млазницата се постигне критичен притисок, тогаш понатамошно намалување на притисокот може да настапи само зад пресекот, бидејќи најмалата вредност на притисокот во тој пресек е равна на β · р0 = ркr. Во врска со ова и брзината скr е најголема брзина која што може да владее во најмалиот пресек, па според тоа во експанзиониот уред не може да истекува поголемо

11

количество на пареа одошто дотекува при критични услови кои владеат во најмалиот пресек. На цртежот е претставена зависноста на количеството на пареа која струи низ спроводното коло, во однос на притисокот.

Левото просто рамо од дијаграмот покажува дека истечкува постојано количество на пареа и покрај тоа што вредноста на притисокот р е помал од ркr = β · р0 . Десната страна на кривата од дијаграмот паѓа до нула (0) при р / р0 = 1, што значи да при една иста вредност на притисокот пред и зад оправданото коло се добива четвртина елипса.

Ваква примена на кривата произлегува според дадениот израз .

Ако во спроводното коло пареата експандира до критичен или повисок притисок, тогаш експанзијата завршува во најмалиот краен пресек. Ако пак излезниот притисок се намали под критичниот, тогаш експанзијата на пареата од критичниот до излезниот притисок, ќе се одвива надвор од спроводното коло, каде протокот на пареата не се спроведува преку ѕидовите на каналот од спроводното коло.

Експанзијата на пареа во спроводното коло:а) при пад на притисок помал или рамен на критичниот

б) при пад на притисокот поголем од критичниот

Кај млазниците при добро пресметани пресеци, експанзијата завршува во последниот пресек (а). Ако пак крајниот пресек е мал или пак притисокот зад млазницата се намали (против притисок), тогаш процесот на експанзија ќе заврши зад млазницата, слично како при струење при спроводно коло. Во овој случај може да се рече дека млазницата е кратка. Во случај на поголем излезен пресек или

при наголемување на против притисокот, експанзијата на пареата ќе заврши пред излезот од млазницата, што означува дека млазницата е долга (б). Во овој случај пареата во раширениот пресек на млазницата, продолжува и понатаму да експандира, се до притисок дури и понизок од притисокот кој владее зад млазницата. Во близина на ѕидовите од кои што пареата има тенденција да се одделува, се појавува струење од обратна насока.Ова предизвикува вртлози, нагли промени на

12

брзината и притисокот, појава на удари а со тоа губитоци на енергија многу поголема одколку кај кратката млазница. Поради ова во турбините се применуваат кратки млазници дури и за притисок поголем од критичниот. Спроводните кола го немаат раширениот дел на пресекот, па според тоа не можат да бидат долги. Во случај на понатамошно наголемување на против притисокот зад млазницата, одлепувањето на струјниците на пареата настанува уште порано. Ако пак против притисокот постане поголем дури од критичниот притисок, тогаш притисокот во најмалиот пресек нема да се промени и ќе биде рамен на критичниот притисок (г). Експанзијата на пареата ќе продолжи да се одвива и зад најмалиот пресек до место во кое кинетичката енергија на пареата нагло ќе се промени во енергија на притисок и струјната линија на пареата нагло ќе се одлепи од ѕидот. Ова место ќе лежи што поблиску до најмалиот пресек во колку е помала разликата помеѓу притисокот зад млазницата и пред млазницата. Поради ова на дијаграмот од линијата за млазница е хоризонтална како и во областа p1 ≥ pkr. Можноста на одржување на млазницата за сметка на брзината е ограничена, а зависи од квалитетот на изработката и формата на раширениот дел и изнесува (0,75 ÷ 0,9) · р.

Во досегашните разгледувања на уредите за експанзија (млазниците и спроводните кола), претставени се со попречен пресек кој е нормален на струјната оска. Меѓутоа најчесто во турбините се применети млазници и спроводни кола кои се косо засечени, имаат четвороаголен пресек, а оската на струењето на пареата обично е криволиниска. Овие уреди се наведени во однос на равнината на роторот под остар агол бидејќи при α = 90º излезната пареа ќе предизвика вртежен момент на роторот. Помеѓу крајниот пресек на експанзиониот уред, нормален на неговата оска и просечната рамнина нормална на оската на турбината се појавува т.н. излезен триаголник. Сите претходно опишани процеси во млазниците и спроводните кола, кои се нормално засечени во однос на струјната оска, се појавуваат и во косо засечените млазници. Кај спроводните кола кои работат против притисок кој е поголем или рамен на критичниот, експанзијата завршува во најмалиот пресек кој е нормален на оската од спроводното коло. Пареата излегува низ излезниот триаголник неменувајќи ги ни брзината ни правецот. При пад на притисокот поголем од критичниот експанзијата од пареата настанува делумно зад најмалиот краен пресек на спроводното коло, во излезниот триаголник. Исто така при кратки млазници експанзијата на пареата се одвиваше зад млазницата, во излезниот триаголник. Во сите досегашни услови не беа земени во предвид губитоците кои што постојат при струењето во реални услови. Поради овие губитоци, пареата наместо да излегува од млазницата пресметана за реални услови брзината c1t ќе излегува со брзина с1 која е нешто помала.

С1 = φ · c1t

Коефициентот на брзината φ зависи од многу фактори а се движиво границите 0,92 ÷ 0,98 (средно 0,95) и поголем е за мазни ѕидови, а зависи од конструкцијата, промената на кривината на парниот канал, а пред се од големината на неговиот пресек.

13

За млазници и спроводни кола кои имаат висина помал од 20 [mm], коефициентот е помал од подадените вредности. Со поставување на вредноста за с1 во изразот за c1t се добива вистинска брзина на излезната пареа од експанзионите апарати.

Разликата на кинетичката енергија при идеалното и стварното струење претставуваат губитоците hd, кои што изразени во единици за топлотна енергија, можат да бидат претставени во облик :

или

Губитокот од кинетичката енергија преминува во топлинска енергија. Губитокот на енергија кој настанува при адијабатската промена на експанзија, во целост останува во пареата наголемувајќи ја нејзината крајна енталпија за hd. Како што се гледа од дијаграмот i–s крајната точка на експанзија нема да лежи на изентропа, туку ќе се помести надесно нагоре по изобара, бидејќи крајниот притисок останува не променет.

Како што произлегува од дијаграмот i–s, поради губитоците не се променува само брзината, туку и температурата, како и крајниот волумен на пареата. Пресеците на експанзионите апарати се пресметуваат врз основа на вистинските параметри од состојба на пареата во точката 1 претставена на i–s дијаграмот, а не теоретски според изентропската промена во точката 1’.

За пресметка на крајниот пресек на млазницата или на спроводното коло се применува познатата равенка за континуитетот на струењето:

или

Покрај ова за млазницата е потребно да се пресмета и најмал пресек, што се обавува на ист начин како и при пресметка за краен пресек, само со таа разлика што се претставува дека експанзијата се одвива до критичен притисок пресметан според следните равенки :

рkr = 0,5457 · p0 – за прегреана пареа

рkr = 0,5457 · p0 – за сувозаситена пареа

14

Во пресечната точка на изобарата рkr со изентропата на која што лежи теоретската промена на експанзијата, се определува критичниот пад на енталпијата htkr а потоа се пресметува брзината с kr според изразот :

а губитоците според изразот

Потоа се одредува нова вредност на енталпијата што овозможува одредување на нејзината просечна точка со изобарата р точка која одговара на вистинската состојба на пареата и потребниот волумен v за пресметка на р. Претпоставка дека теоретскиот притисок е исти за теоретската и реалната промена не е сосем оправдана. Но со кратки и со висок степен на искористување експанзиони апарати (млазници и спроводни кола) оваа претпоставка за практични услови сосема е задоволителна. Во аналогија на претходниот израз се добива :

исто така може да се употреби и изразот :

А ако се изврши корекција на константата со воведување на коефициентот φ = 0,975 се добива :

На исти начин се пресметува и крајниот (најмалиот) притисок во спроводното коло за критичен притисок или поголем од критичниот. Сепак треба да се има во предвид дека експанзијата на левкастиот млазник е можна само до вредноста на критичниот притисок, а понатаму се одвива во излезниот триаголник и оваа појава треба да се зема во предвид во пресметките. Аголот на одделувањето ω на правецот на пареата се одчитува од дијаграм или се пресметува според методи на количество на движење. Пресметана површина F на струјниот пресек е мерена нормално на оската од експанзиониот апарат. Површината Fk на излезот од експанзионите уреди во рамнината на спроводниот диск изнесува :

Бидејќи обично е даден средниот дијаметар на кој се сместени спроводните или млазниците, може да се одреди висина 1 на степен од следниот израз :

( е всушност Ճ)

15

ε – е степен на парцијално оближување со пареа и претставува однос на должината на лакот на кои се разместени експанзионите апарати по должината на одводот :

или ε = Ճ/360º

ε = 1 ако на целиот обод се поставени експанзиони апарати Ճ = (t – g)/t е степен на исполнување на пресекот

Од равенката за F произлегува дека при многу ниски лопатки, може да се наголеми нивната висина со парцијално обложување но не на целиот обод туку само на еден дел кој изнесува ε · π · Dsr. Овој начин се применува во првите степени на турбината, каде волумените на пареата се мали. Кај реакционите степени не може да се применува делумна парцијалност бидејќи поради разликата на притисоците кои владеат пред и зад роторските лопатки, пареата би струела и преку лопатките кои во даден момент се наоѓаат пред неисполнетиот дел на дискот. Коефициентот зависи од дебелината на излезниот дел од спроводната лопатка. Оваа дебелина би требало да е мал бидејќи може да предизвика прекин на струењето на пареата во правец на роторските лопатки. Поради ова краевите на излезните лопатки обично се заоблуваат. Докажано е дека лимени спроводни лопатки со постојана дебелина не образуваат најкорисни спроводни канали. Обично во пракса се применуваат профилни спроводни лопатки чиј пресек и растојание се одбира врз основа на истражувања на струењето. При конструкцијата на млазниците потребно е да се посвети посебно внимание на раширениот дел кој што има основно влијание на степенот на искористување. Преминот од најмалиот пресек треба да биде благ, а аголот на раширувањето Ճ на млазницата потребно е да ја има најкорисната вредност која изнесува 10 ÷ 11º. При поголеми степени може да дојде до одлепување на струјницата на пареата од ѕидот, а при помали агли, млазниците се многу долги а со тоа и губитоците на кинетичката енергија се поголеми. Бидејќи оптеретувањето на турбината е променливо, а параметрите на пареата пред и зад турбината постојано се менуваат, поради тоа експанзионите апарати обично работат во други услови од оние пресметаните. Во спроводен апарат низ кој протечува G пареа во единица време, таа експандира од притисок р0 до против притисок р. Ако при постојан влезен притисок р0 се променува против притисокот, тогаш количеството на проточната пареа ќе се променува според највисоката крива од цртежот на (p’/p = 1). Во областа 0 < p0’/p0 < β ќе биде рамно G при критични параметри, а потоа при покажување на против притисокот до р = p0, ќе паѓа до нула, како што е претставено на дијаграмот G е најголемо количество на проток на пареа што може да помине низ спроводен апарат при влезен притисок p0.

G – е проток на пареа при влезен притисок p0’ = p0.

Ако се променува влезниот притисок и наместо пресметковната вредност p0 изнесе p0’ тогаш количеството проток на пареата исто така ќе се промени и ќе изнесува G’.

Тргнувајќи од равенката за лесно се докажува, дека количеството на

проточната пареа преку уредот при надкритични (поголеми од критичниот) падови на енталпијата на пареата е пропорционално на почетниот притисок т.е.

16

Останатите криви на цртежот се нацртани за разни вредности на влезен притисок p0’. При влезот во подрачјето на падот на енталпиите помали од критичното количество на проточната пареа, G се намалува а при p0 = p0’ изнесува нула, со што се исполнува равенството p’ / p0, а соодветните негови точки лежат на G’/G = 0.

ПРИМЕР : Ако при p0 =1,0 [МРа] и р = 0,5 [МРа] (p/p0=0,5), количеството на пареа која протечува низ спроводниот апарат изнесува G = 1 [kg/s], а при намалување на влезниот притисок до 0,7 [МРа]. (p’ / p0=0,7) притисокот ќе изнесува G’ = 0,65 [kg/s], (G’/G=0,65). Ако пак исто така се намали и против притисокот до 0,3 [МРа] (p / p0 = 0,3), количеството на пареа ќе изнесува 0,7 [kg/s] (пресек на линиите p0’ = p0 со p / p0 = 0,3). Сличен облик има и дијаграмот за млазници само со таа разлика што праволинискиот дел од дијаграмот одговара на вредност до p / p0 = 0,8. Ова настанува поради ширењето на млазницата, која го наголемува излезниот притисок од пареата за сметка на кинетичката енергија.

Спроводни лимени лопатки со постојана дебелина

Спроводно коло со парцијално засилување

Профил на спроводни лопаткиа.) за акциона турбина

б.) за реакциона турбина

Дијаграм за проток на пареа преку спроводно коло при променливи

влезни и излезни притисоци

17

Дијаграм за проток на пареа преку млазница

Сегменти на млазници (исцело изработени)

Пресек на прв турбински степен со млазници кои се поставени по ободот, поедини млазници се

поврзани во сегменти

Леано

Лимена спроводна лопатка во развиена форма и парен канал формиран од соседни лопатки

18

Пресек на парен канал на леано спроводно коло

Диск на спроводно коло изработен со заварување

Шематски приказ на прицврстување на спроводно коло1 – турбинско куќиште, 2 – спроводно коло, 3 – вертикален ослонец, 4 – хоризонтален подпирач, 5 – потпирачи кој го осигуруваат горниот дел од колото од испаѓање при отварање на турбината, 6 – Постојана точка на колото

19

20

21

22

ЛОПАТКИ

1. Струење на пареа низ лопатки

Во роторските лопатки често наречени и работни лопатки, кинетичката енергија на пареата се претвора во механичка. Роторските лопатки кај акционата турбина имаат поинаква форма од реакционите турбини. Притисокот на пареата која струи низ акционите лопатки не се променува што значи не се наголемува ни нејзината брзина на влезот и излезот, како и волуменот. Поради ова парниот канал помеѓу лопатките има скоро постојан пресек и скоро еднакви агли на влез и излез. Кај реакционите турбини во парните канали настапува експанзија на пареата и пораст на нејзината брзина, поради што пресекот на овие канали се намалува. Исто така се намалува и пресекот на каналот од спроводните лопатки. Промената на широчината на каналот, повлекува и промена на аглите. Влезниот агол кај реакционите лопатки е значително поголем од излезниот и скоро е рамен на прав агол. Како резултат на ова се добива профил кој во основа се разликува од акциониот. На сликата е прикажана елементарна шема на акциони турбински степен и триаголници на брзини. Пареата која што излегува од експанзионите уреди под агол α1

и со брзина с1 влегува помеѓу лопатките кои ротираат со ободна брзина u1 под агол β1. Пареата на влезот има релативна брзина ω1, која што може да се одреди со геометриско одземање на u од с1. Апсолутната брзина с1, релативната ω1 и ободната брзина образуваат влезен триаголник на брзините. Брзината ω1 може да се пресмета и по тригонометриски пат па врз основа на познати изрази се добива изразот :

ω12 = u 1

2 + с12 – 2uс1 · cosα1

Сличен триаголник на брзини може да се нацрта и за излезните брзини на пареата од турбината. На релативната брзина ω2 со која пареата излегува од работните лопатки се додава ободната брзина u, за да се добие големина и правец на апсолутната брзина с2 на пареата, на излезот од лопатките.

Триаголници за брзини на акциони лопатки

а.) брзински триаголници на влез и излез

б.) триаголници нацртани од една точка

в.) триаголникот на излезните брзини е завртен за 180º

23

Дијаграм на коефициентот во функција од аголот Шема на турбински степен

Современ профил на акциони лопатки со карактеристично заоблување на излезните рабови

Профил на акциони лопатки

За упростување на цртежот на брзинските триаголници, нивните врвови можат да се сметаат во заедничка точка. Обично покрај ова излезниот триаголник се завртува за 180º си се црта по истата страна како и влезниот триаголник на брзини за да се добие помала димензија на планот на брзините. Како што беше порано спомнато, кај акционите турбини брзината во лопатичниот канал теоретски е константна. Меѓутоа во реалниот процес поради губитоците на струењето настанува намалување на брзината. Коефициентот на намалување на брзината во лопатките обично е наречен лопатичен брзински коефициент и се означува со буквата ψ.

w2 = ψ· w1

Величината на коефициентот ψ е зависна од многу фактори :– од промената на насоката на струењето на пареата во лопатките за гол кој изнесува 180 – (β1 + β2),– од широчината на меѓулопатичниот парен канал и промената на неговата кривина,– од должината на лопатката,– профилот на лопатката,– брзината на состојбата на пареата и – рапавоста на површината на лопатката. Првите два фактори меѓусебно се тесно поврзани. Ако на пр. се претпостави извесно постојана широчина на лопатката, тогаш што е помала сумата на аглите β1 + β2

во толку мора да биде потесен каналот а со тоа мора да биде помал и неговиот радиус на закривување. Вредноста на ψ е определена функционално во функција од сумата на аглите β1 + β2 за добро конструирани долги лопатки, а дијаграмот е претставен на сликата 2. При одредени агли β1 и β2 широчината на парниот канал е пропорционална со широчината на парниот канал е пропорционална со широчината на лопатката т.е. Растојанието од влезниот траг е пропорционално на излезниот. Практично најчесто применети широчини на лопатките се во границите од 20 ÷ 40 [mm]. Помали широчини се применуваат кај реакционите турбини со кратки лопатки, а во исклучителни случаи и

24

кај акциони турбини со низок степен на корисно дејство кој служат како помошни турбини. Поголема широчина на лопатките се применува кај турбини со средни и големи снаги и тоа обично подолги лопатки, но при тоа должината на лопатките од опструјуваниот дел да не биде поголема од 7 ÷ 10 широчини. Исто така можат да се сретнат широки лопатки во првите и евентуално во понатамошните степени на високо притисните турбини, каде обичните сили се толку големи што овозможуваат примена на лопатки со нормална широчина. Многу важен фактор кој влијае врз степенот на искористување на лопатката е нејзината должина сл.3. со цел за компензирање на неточностите кои настануваат при изработката и монтажата, а кои можат да предизвикуваат пореметување на излезот од млазникот во однос на лопатките како и губитоците, височината на парниот канал од работните лопатки на влезот мора да биде поголемо од излезот на спроводното коло. Протокот на пареата при премин низ зазорот помеѓу спроводното коло и лопатката не е спроведуван. Па затоа поголема должина на лопатките предизвикува губитоци на струењето со всисување на извесно количество на пареа надвор од протокот, па поради ова должината на лопатките треба да се држи во границите, земајќи ги во обзир неточностите при изработката и монтажата. Кратките лопатки го зголемуваат некорисното влијание врз искористувањето на долните и горните ограничувања на лопатичниот канал. Добивање на повисоки коефициенти на корисно дејство на турбината единствено е можно преку примена на лопатки со висок степен на искористени профили, кој што денес се сретнуваат како кај малите така и кај големите турбини. Чекорот помеѓу лопатките како и нивниот профил е така конструиран за да би се добило парен канал со постојана широчина или пак еднакво да расте или да се намалува, сл.4. При проектирање на современи лопатични профили, постојат тенденции за наголемување на широчината на каналот, сл.5 и покрај тоа што се влошува спроведувањето на пареата. Како резултат на ова се наголемува чекорот помеѓу лопатките во однос на досегашните изградени турбини, а со тоа се намалува и бројот на лопатките по ободот. Како точка на тргнување за конструкција современите лопатки не е парниот канал туку профилот на лопатката, односно ред од профили поставени покрај себе еден до друг. Современите акциони профили се одликуваат со многу заоблени влезни краеви, малку осетливи на промената на аголот на влезната брзина. Оваа предност се појавува при брзини w1 кои се помали од критичната брзина. Ако пак брзината w1 има вредност блиска до критичната или поголема од неа, тогаш покорисни се мали промени на заоблувањето или само заострување на влезниот раб. Ваков случај може да се примени во првите степени на турбината, како и во последните степени кај турбини со големи снаги и со многу долги лопатки. Губитоците на струењето во акционите лопатки се изразуваат преку разликата на кинетичката енергија на влезот и излезот од лопатките (сл.1).

Струење преку лопатичен канал претставено во i – s дијаграм

а) акциони турбиниб) реакциони турбини

25

Кај реакционите лопатки, спротивно на акционите, настапува експанзија (раширување) на пареата, како и наголемување на брзината. За упростување на конструкцијата се усвојува поеднаков топлотен пад како во спроводните, така и во работните лопатки. Поради ова се добиваат еднакви триаголници на брзини на влез и на излез сл.6 и еднакви профили и агли на спроводните и работните лопатки сл.7. Исто така начинот на пресметката на излезната брзина од роторските лопатки е исти како и кај спроводното коло. Ако се занемарат губитоците, брзината w2 ќе изнесува :

каде hi” е топлотен пад во работните лопатки. Ако кај реакциониот степен топлотниот пад изнесува hi, тогаш делот кој од топлотниот пад им припаѓа на работните лопатки изнесува :

hi” = ρ · hi

На спроводните лопатки им припаѓа hi’ = (1 – ρ) · hi како што е графички претставена на сл.2.

профили на реакциони лопатки

Триаголници на брзини за реакциони лопатки

Коефициентот ρ е наречен реакционен степен и определува колкав дел од топлотниот пад се обработува во работните лопатки. Со земање во предвид на губитоците, изразот за излезната брзина од лопатките ќе добие следен облик.

Губитоците кои се појавуваат при струењето на пареата преку реакционите лопатки, можат да се определат на сличен начин како кај акционите. Изразот w2/ψ означува брзина на излез која би се добила кога не би постоеле губитоци.

26

Ако топлинскиот пад на спроводното коло и во работните лопатки е еднаков, тогаш реакциониот степен изнесува ρ = 0,5. Сепак во многу акциони турбини, а посебно во областа на ниски притисоци се применуваат степени со реактивност 0,05 ÷0,3 (5÷30%). Повод за ова е поголемиот брзински коефициент ψ за реакционите лопатки. Струењето на пареата во правецот на притисокот кој се намалува, се одвива со поголем степен на искористување отколку при постојан притисок, бидејќи настапува во посредни услови. Профилите на реакционите работни лопатки се слични со профилите на спроводните лопатки, па и принципот на работа е ист. Заоблениот и дебел влезен раб сведочи за мали брзини w1 на пареата која струи на лопатките. Покрај ова ваков раб има такви особини на промените на насоката на пареата која струи на лопатките има мало влијание врз коефициентот на корисно дејство на турбинскиот степен. При проектирање на лопатките треба да се земат во предвид стандардните профили кои се усвоени од производителите на лопатки, со цел заради намалување на трошоците на производство на турбините. Конструирањето на опструјуваниот дел од работната лопатка започнува со определување на влезниот агол врз основа на брзинскиот влезен триаголник. Наредна постапка е определување на должината на лопатката. Должината на опструјуваниот дел на влезот се определува со висината на спроводното коло и големината на покривање, меѓутоа пак должината на работниот дел, кој е опструјуван на влезот може единствено да се пресмета од равенката на континуитетот на струењето. Потребниот пресек изнесува :

G2 [kg·s-1] – е количество на пареа која прострујува.v2 – е сопствен волумен на влез, при што се земени во предвид губитоците ht во лопатките.

Површината на излезниот пресек се изразува од :

F2 = π · Dsr · l2 · · sinβ2

– коефициент на исополнување на пресекот како на сл.1 од спроводни кола,l2 – височина на парниот канал на излезот од лопатките.

После изразување и средување на равенките може да се добие :

Бидејќи и двете величини од левата страна се непознати, за едната од нив треба да се предпостави нејзината вредност. Помала можност за избор е на должината l2, бидејќи должината на лопатката на излез не може многу да се разликува од должината на влезот. Може да се наголеми преку наведнување на бандашот и горната површина на обрачот во однос на оската на роторот, но не повеќе од 30º. При поголеми агли

27

настапува одлепување на парната струјница од спроводниот – ѕид – и се намалуваат губитоците на брзината.

2. Конструкција на лопатки

На сл.7 е претставена типична турбинска лопатка. Нејзин главен составен дел е струјниот дел (профилот) 1, кој што ја спроведува пареата која прострујува. Овој елемент преминува во стапалото 2 со соодветен завршеток со кој се држи во ожлебениот канал на ободот на роторот 3. Овој жлеб е наречен лопатичен жлеб. Со цел на одржување на соодветно растојание, како и за формирање на меѓу лопатичен простор (парен канал) се вметнува чекор 4 во лопатичниот жлеб. Горната половина на чекорот е воедно и долно ограничување на парниот канал. Често пати со цел за појачување на лопатката чекорот се изработува исцело со лопатката и тогаш се нарекува “Лопатка со појачано стапало”. Горното ограничување на парниот канал претставува бандашот 5 кој е занитнуван со врвот на лопатката преку нитна 6, кој е за таа цел специјално изработена од материјалот на лопатката. Опструјуваниот дел на лопатката се изработува по можност со постојан профил. Работните лопатки се едни од најскапите и најодговорните делови кај турбините. Од квалитетот на исполнувањето на паро и хидро механичките односи во лопатичниот апарат, зависи коефициентот на полезно дејство на турбината како целост. Профилирањето, материјалот и технолошката изработка на работните лопатки треба во целост да одговара и на посебно високите барања за вибрационата постојаност на лопатките , со цел да се осигура безбедна работа на турбината за време на нејзиниот работен век, Работните лопатки кај акционите турбини се прицврстени во дискови наречени ротори, а кај реакционите турбини работните лопатки се прицврстени во барабанскиот ротор. Бројот на лопатки кои се наредени во еден диск при некои конструкции на турбини може да достигне и до 600 ÷ 700, а општо за олапатичување на сите работни дискови, нивниот број може да достигне и до неколку иљади. Сложените форми на лопатки а посебно лопатките од последните степени можат да се изработуваат единствено на копир глодалки. За да се намали глодањето на големо количество на материјал лопатките претходно се коваат со додаток на механичка и прецизна обработка и предвидувајќи само мал додаток на механичка и прецизна обработка и предвидувајќи само мал додаток за полирање и обработка на стапалото. Краевите од лопатките се поврзани со обрач (бандаш) кој е поврзан со лопатките со нитни. Нитните кои се изработени на врвовите од лопатките, мораат да имаат такви мерки кои ќе овозможат нивно добро занитнување. Ако крајот на лопатките е потанок, тогаш лопатката на крајот треба да се здебели. Здебелувањето на лопатката ја смалува можноста за нејзино оштетување од силите кои настануваат при нитнувањето. Кај лопатките кои се со поголем широчина од 25 ÷ 30 [mm] се поставуваат по две нитни. Опструјуваниот дел на лопатката е оптеретен на кинење, на дејство на центрифугални сили, извиткување од момент на сили од пареата и евентуално на неосни оптеретувања предизвикани од центрифугални сили. Поради ова дејства на сили и напрегања многу е важно прицврстувањето на лопатката за роторниот диск. Наједноставна постапка е насадување на лопатките во жлеб кој е изработен на ободот од роторот.

28

Профилот на жлебот како и соодветните профили на стапалото, можат да имаат разни форми. На сл.8 се претставени разни облици на стапала на лопатки, од најпрости до сложени кој пренесуваат сили на повеќе површини.

Лопатка со лопатичен чекор

Акциона лопатка и начин на прицврстување

Наједноставна изведба на жлебивите и на стапалата од лопатките е во вид на виљушка сл.9

Лопатки со виљушкасто стапало

Стапало на лопатка со осно прицврстување

Лопатките со вакво стапало се поврзани со роторско коло со помош на клин. Предноста на ова решение е можноста за прицврстување на лопатката со виљушкаст корен во било кое место на ободот од роторското коло, без да се преместуваат лопатките по жлебот од т.н.р. исечок за затворање до местото на нивното поставување. Недостаток е тешко олопатичување на веќе монтираните работни кола, поради тоа што за развртување на отворите за клинови, тие мораат да се симнат од вратилото или да се применат специјални прибори и алати.

Разни профили на лопатични стапала

Поради овие недостатоци најраспростанета е изведбата на монтирање на долгите лопатки во жлебови кои се изработени попречно на рамнината на колото сл.10 во правец со оската или под некој прав агол. Монтажата на ваквите лопатки е многу лесна. Поради големите сили кој дејствуваат на лопатките од првиот степен, кај турбини со голема снага и високи параметри на пареата, конечно е цврсто поврзување на

29

лопатките со вртежното коло и голем издржливост на лопатките. Поради оваа причина поврзувањето на лопатките се изведува со заварување. Акционите лопатки се монтираат во жлебови кои се изжлебени на ободот. Поставувањето на лопатките во жлебот се врши преку засечениот одвод, а потоа се врши потиснување по засечениот отвор кој претставува раширување на жлебот низ кој се вложува стапалото на лопатката од горе. После завршената монтажа на лопатките отворот се затвара со затварач сл.11. За да затварачот не биде исфрлен од центрифугалната сила тој се закачува во жлебот со жлеб или со соседните лопатки. Затварачот обично се состои од неколку монтирани делови, со точно утврден редослед, а како последно е осигуран или со расклепување или со заварување. Затварачот не смее да се заварува со роторот.

Појачување на акциона лопатка со жица

Монтирање на акциона лопатка во работно коло

Што се однесува до Ճ аксијалните лопатки тие можат да се вложат во жлебот на било кое место и нив не е потребен специјален исечок за заварување. Обрасците (банадашите) лопатките се поставуваат само врз одреден број на лопатки. Група од лопатки затворена од еден образец се вика пакет од лопатки и обично содржи 5 ÷ 20 лопатки. Образецот кај акционите турбини има дебелина од 2 ÷ 4 [mm] (средно 2,5 mm) и широчина 0,5 ÷ 1 [mm] поголема од широчината на лопатките. На сл.12 прикажани се најразлични примери на прицврстувања на образецот со лопатките

Разни начини на прицврстување на обрачи на лопатки Лопатките од последните турбински степени обично се без обрач, па затоа тие се појачуваат со жица која се провлекува преку отвори изработени по ободот на секоја лопатка. Исто така и кај долгите опашани (бандажирани) лопатки се врши додатно појачување со жица сл.13. на подолгите лопатки се поставуваат и по неколку жици при што тие се разместуваат за да нивното влијание предизвика елиминација на осцилациите на лопатките за време на работата на турбината.

Поврзувањето на жиците со лопатките се врши со лемење, се монтираат на ист начин како и обрачите во сегменти на тој начин што допирните места да не бидат во иста линија со допирните места на обрачот.

Лопатичен систем на реакциона турбина1 – куќиште,

2 – остри заптивачи,3 – спроводна лопатка,

4 – работна лопатка,5 – барабан.

30

ЈАКОСНА ПРЕСМЕТКА НА РАБОТНА ЛОПАТКА

За време на работа на парната турбина врз лопатките дејствуваат следните сили :1. центрифугални сили,2. сила од парниот проток кој протечува помеѓу лопатичните канали.

Профилот на лопатката треба да биде пресметан на :а.) напрегања предизвикани од дејство на центрифугалните сили,б.) напрегања предизвикани од силата на потокот на пареата.

Центрифугалната сила настанува од вртливото движење на масата на лопатките, масата на обрачот и предизвикува напрегања на свиткување и истегнување. Силата од потокот на пареата предизвикува напрегања на свиткување чија величина постојано е променлива. Постојаните напрегања предизвикани од центрифугалните сили се викаат статички напрегања, а променливите напрегања предизвикани од импулсот на пареата се викаат динамички напрегања. Бидејќи на лопатките истовремено дејствуваат центрифугалните сили и силите од парниот поток, тогаш лопатката истовремено е оптеретена на статички и динамички напрегања. Сумата од овие напрегања се нарекува општо напрегање и според него се оценува јакоста на лопатките. Јакосната пресметка на лопатките се сведува на посебно определување на напрегањата од центрифугални сили и посебно определувањето на напрегањата на силите од пареата. Големината на центрифугалната сила која делува на елемент на турбинската лопатка со маса G изнесува :

P = G · (2 · π · n)2 · r

n – број на вртежи на турбината и r – [m] растојание од тежиоштето на масата G од оската на ротација.

За постојан број на вртежи на турбината сите константи можат да се заменат со константата kn :

P = kn · G · r

Кај поголемиот број на турбини n = 50 [vrt./sek], па со поставување на оваа вредност во равенката се добива :

P = 99 · G · r

во равенката се поставени : G [kg]; P [N] и r [mm]. За други броеви на вртежи константата се променува според односот :

k = 99 [n/50]2

Парниот поток дејствува на работната лопатка со периодични промени на брзината предизвикувајќи променливи динамички напрегања. Ободните сили кои се појавуваат од импулсот на пареата, за акциони турбини лесно можат да се пресметаат ако се знае снагата на пресметуваниот степен. Ободната сила која припаѓа на една лопатка изнесува :

N [W] – снага на венецот на дискот,u [m/s] – средна ободна брзина на опструјуваниот дел од лопатката,

31

z – број на лопатки на дискот и ε – степен на парцијалност на степенот.

Кај реакционите степени поради разликата на притисоците од вете страни на лопатката се појавува додатна сила. Оваа сила дејствува во правец на оската на турбината а нејзината величина изнесува :

Pa = Δp · l · t

Δp [MPa] – разлика на притисоците пред и зад лопатката,l [m] – должина на опструјуваната лопатка и t [m] – среден чекор на лопатката.

за акциони степени : Ра = 0

За да се олесни јакосната пресметка, лопатката обично се дели на 1 ÷ 5 елементи како претставениот цртеж па потоа по ред се пресметуваат масите на поедините елементи и неговите центрифугални сили.

Скица за пресметка на ободот

Помошна скица за јакосна пресметка на работна лопатка

Напрегањата кои делуваат на поединечните пресеци се пресметуваат ако се знаат силите и површините на пресеците (најдобро ако се определат планиметрирање). а.) пресметка на напрегањата на лопатката предизвикани од центрифугалната сила

елемент маса центрифугална

силапресек

пов.на пресек

сила која дејствува

напрегање

1 G1 = ծ · l1 · b · t P1 = kn· G1 · r1 А FA p1 σA = P1 / FA

2 G2 = ծ · l2 · F2 P2 = kn· G2 · r2 B FB p1 + p2 σB=[P1+ P2] / FB

3 G3 = ծ ·l2 · F3 P3 = kn· G3 · r3

4 G4 = ծ · l2 · F4 P4 = kn· G4 · r4 C FC p1+p2+p3+p4 σC=(p1+p2+p3+p4)/FC

5 G5 = ծ · l2 · F5 P5 = kn· G5 · r5 D FD p1+p2+p3+p4+p5 σC=(p1+p2+p3+p4+p5)/FC

Површините посебно се пресметуваат. Во пресекот В се појавуваат напрегања на свиткување. Нивно точно определување би било долготрајно, па затоа се применуваат приближни пресметки кои практично се покажале како многу точни.

32

Определување на сили кои делуваат на акционен и реакционен лопатичен профил

1. Сили кои дејствуваат на профил од акциона и реакциона лопатка

Приближна пресметка е базирана при одредување на било која позната метода, на инерцијалниот метод IB во пресекот В и неговиот отпорен момент WВ усвојувајќи да главната оска е паралелна со нормалната повлечена на влезниот и излезниот крај на профилот на лопатката и нормално на неа оската у – у, цртеж 3. Потоа лопатката се пресметува на свиткување во најмалата оска на издржливост т.е. околу оската х–х усвојувајќи да силата рх дејствува на половина од опструјуваната должина на лопатката. Силата рх е добиена од ободната сила pu и осната рА. На ваков начин добиено напрегање на свиткување во крајните влакна на лопатките, се додава на напрегањата добиени од центрифугалната сила. При напрегањето σB пресметано според табелата треба да му се додаде напрегањето на свиткување кое се пресметува на следниот начин :

– момент на свиткување

– отпорен момент

– напрегање на свиткување и

– најголемо напрегање во пресекот В – В .

σ = σB + σх

Напрегање од силите на потокот на пареата изнесуваат само неколку проценти од напрегањата на центрифугалните сили. Центрифугалните сили делуваат статички додека напрегањата од пареата имаат динамички карактер, што предизвикува до напрегање на лопатката. За време на работата има постојан карактер и не претставува замор на материјалот. Оптеретувањата на замор можат да се појават при осцилации на лопатките па оштетувањето на лопатките настанува уште во текот на првата година од нејзината работа. Јакосната пресметка исто така треба да се изврши и врз обрачот кој се пресметува како греда потпрена на повеќе ослонци. Најголемо напрегање на свиткување се појавува во близина на нитните и е предизвикувано од моментот :

t – е растојание помеѓу лопатките,p1 – центрифугалната сила која дејствува на дел од ободот со должина t.

33

Отпорниот момент на пресекот од обрачот се пресметува на обичен начин како за правоаголен пресек и тој изнесува :

каде : а, б, и l1 се означени на скицата.

34

35

36

37

ЕДНОСТЕПЕНА ТУРБИНА

1. Единечен акционен степен

Од неподвижните млазни канали пареата излегува со брзина с1 со која влегува во каналите на работните лопатки. Во зависност од формата на работните лопатки, насоката и брзината на пареата, таа ги напушта лопатките со апсолутна брзина с2. Движењето на пареата низ криволиниските работни лопатки доведува до појава на ободна сила Рu која дејствува на работната лопатка во правец на ободната брзина. Бидејќи на некое дејство на сила се појавува против дејство кое е еднакво по големина а спротивно по насока, тогаш работните лопатки се спротиставуваат на работното тело исто така со сила Рu, која има спротивна насока од брината u. Силата на протокот од пареата која влегува во лопатките може да се пресмета од равенката за импулс (количество движење) :

P1 = G · W1 [N]

G [kg-1] – масен проток со кој влегува за 1 [sek]. На сличен начин се пресметува силата на протокот на пареата на излезот на работните лопатки, само што таа има обратна насока од брзината.

P2 = G · W2 [N]

Со геометриско сложување на овие две сили се добива резултантна сила Р со која пареата дејствува на лопатката. Бидејќи правецот на движењето на пареата не се совпаѓа со правецот на ободната брзина на вртењето на лопатките, тогаш силата Р се разложува на ободната сила Рu, која дејствува во правец на ободната брзина и сила Ра, која дејствува паралелно со оската т.н. осна сила Ра. Силите Рu и Ра можат да се определат ако се разложат на ободна и осна компонента силите P1 и P2 и брзините W1 и W2, а потоа соодветно се соберат сл.5.1

Pu = P1u + P2u = Ġ · (W1u + W2u)

Pa = P1a + P2a = Ġ · (W1a + W2a)

Pa – не произведува работа само го оптоварува лежиштето.

Од триаголникот на брзини произлегува :W1u + u = с1u

W2u – u = с2u

W1a = с1а

– W2a = с2а

Со собирање и одземање на страна :

W1u + W2u = с1u + с2u

W1а + W2а = с1а – с2u

38

Силите Ра дејствува на турбинското лежиште и не извршува работа бидејќи турбинскиот ротор не се движи во правец на оската. Меѓутоа ободната сила дејствувајќи на ободот од роторот во правец на неговото движење извршува работа. Познавајќи ја ободната сила може да се одреди снагата на ободот (на венецот) :

Nu = Рu · u = Ġ · u · (с1u + с2u) [ W ]

Еден килограм пареа струејќи низ лопатките за време од една секунда ќе изврши работа :

Lu = Рu · u = Ġ · u · (W1u + W2u) [ J / kg ]

Изразот W1u + W2u може да се развие во следната форма :

W1u + W2u = W1 · cosβ1 + W2 · cosβ2 = W1 · (cosβ1 + ψ · cosβ2) =

= W1 · cosβ1 · (1+ ψ · (cosβ2/ cosβ2))= W1u · cosβ1 · (1+ ψ · (cosβ2/ cosβ1)) =

= (с1u – u) · (1+ ψ · (cosβ2/ cosβ1)) = (c1u · cosα1 – u) · (1+ ψ · (cosβ2/ cosβ1))=

од каде :Lu = u · (c1 · cosα1 – u) · (1+ ψ · (cosβ2/ cosβ1))

Исто така може да се пресмета и работата што че ја изврши [kg] пареа за време за време од 1 [s] , кога не би имало губитоци т.е. во идеални услови, кога во работа се претвара целокупната брзинска енергија што се содржи во пареата.

Поравнувајќи ги изразите за Lu и Lt може да се пресмета колкав дел од брзинската енергија на пареата се претворил во механичка енергија. Односот Lu / Lt се вика степен на искористување ηu :

Помеѓу многуте чинители кои одлучуваат каква ќе биде вредноста за ηu како што

покажува горниот израз, најважно е влијанието на односот . Ако неговата вредност

изнесува нула тогаш и вредноста за ηu изнесува нула. Исто така ако е еднаква на

cosα1 значи блиску до единица, коефициентот ќе биде еднаков на нула што произлегува од малата вредност на аголот α1. Ако изводот од горната равенка во однос на односот

39

се изравни на нула може да се добие максималниот коефициент кој

настанува при :

Со поставување на вредноста за во изразот за ηu може да се добие изразот за

најголемата вредност на ободниот степен :

Меѓутоа се чини дека најголемата вредност на степен ќе се постигне при мали вредности на аголот α1. Меѓутоа при мали α1 исто така и вредностите на аглите β1 и β2

се што некорисно влијае врз коефициентот ψ. Во пракса се усвојува α1 = 11º ÷ 18º, а најчесто околу 14º. За акциони степени за аголот β2 обично се усвојува β2 = β1 - (3º÷1º). Губитоците на енергија кои настануваат во акциониот степен можат и графички да

се прикажат, сл.5.2. На цртежот е прикажана промена на зависноста ηu = f · ( ).

Спрема равенката кривата два пати ја пресекува линијата при :

Ако u/c = 0 ; ηu = 0 ; Ако u/c = 1 ; ηu = 0 ;

ηu = 0 за = 0 и при cosα1 = што е блиску до вредноста = 1 врвот на кривата кој

одговара на најголемата вредност на коефициентот, лежи спрема претходните

разгледувања нешто лево од = 0,5. За произволно може да се отчита вредноста

на ободниот степен на искористување ηu. Со другите криви се претставени другите губитоци на енергија. Со полето hd се претставени губитоците во експанзионите уреди. Овие

губитоци се независни од односот па и на цртежот се

претставени како постојани. Со наредното поле се претставени лопатичните загуби

кои се поголеми за помал , значи за големи с1 и w1.

разликата помеѓу добиената работа во степенот и сумата од горните губитоци претставува брзинска енергија која се содржи во пареата која ги напушта лопатките со брзина с2. Работата на 1 [kg] пареа на ободот исто така може да се претстави со следната равенка :

Lk = ηu · Lt = ηu · ht = ht – hi – hizl

или :

40

Lu = ½ · c21t – (c2

1t – c21) – (w2

1 – w22) – c2

2

од каде се добива :Lu = ½ · (c2

1 – w21 + w2

2 – c22)

Ако се искористи врската :

и аналогно :

од каде :

со замена во равенката се добива :

Значи согласно спрема претходните изведувања се добива еднакво решение. Ободниот коефициент исто така зависи од височината на лопатките и од експанзионите уреди. Нареден чинител кој влијае врз коефициентот на искористување кај акционите степени е големината на зазорот помеѓу спроводното коло или млазницата и лопатките. Со наголемувањето на зазорот за повеќе од 3 [mm] може да се забележи пад на коефициентот на искористувањето. Изборот на конструктивните параметри при проектирање на поедините турбински степени е лесен. Параметрите мора да овозможат постигнување на најкорисна

вредност на односот за различни должини на лопатката.

Често пати односот се претставува со Parsonsov број кој е еднаков на :

За односот лесно може да се пресмета X = 470 (m/s)2 [kJ]

Ако се усвојат за акционите степени, поголеми вредности за односот тогаш се

наголемува брзината u и се добива поголем дијаметар на степенот со што се намалува степенот на искорустување и се наголемува цената на чинење на степенот што не е многу корисно. Роторското коло вртејќи се во пареата што го опкружува мора да изгуби извесно количество на енергија за совладување на отпорите на триење. Изгубената снага за совладување на триењето на пареата се пресметува според равенката :

41

λ – коефициент кој зависи од видот на пареата и изнесува :eλ = 1 за сува пареа,λ = 1,3 за влажна пареа,u [ms-1] – ободна брзина,D [m] – среден дијаметар на лопатките и V [m3·kg] – сопствен волумен на пареата.

Од равенката се гледа дека со порастот на средниот дијаметар настанува брз пораст на снагата што се губи за совладување на триењето. Ако турбината се врти со постојана ободна брзина, тогаш триењето расте пропорционално со петиот степен на (D2 · u3), што значи наголемување на средниот дијаметар на колото на пр. за 20 % повлекува со себе наголемување на изгубената снага на триење за 150 %. Кај степените кои се пропорционално засилувани со пареа настануваат додатни губитоци на отпори предизвикани од неработните лопатки за време на нивното движење преку незасилуваниот дел на ободот. Овој губиток се вика губиток на вентилација на вртежното коло (роторот) или вентилациони губитоци. Снагата која е потребна за покривање на овие губитоци изнесува :

λ, D, u, v – исто како во претходната равенка,l [cm] – должина на опструјуваниот дел на лопатката,ε – степен на парцијалност.

Во областа на високи притисоци, вентилационите губитоци можат да достигнат големи вредности, па исто како и губитоците на триењето независат од снагата на степенот, количината на протокот на пареата и.т.н. Често пати обата губитока се определуваат преку еден заеднички израз кој има следна форма :

Овој губиток е во облик на топлинска енергија и останува во пареата зголемувајќи ја нејзината енталпија за hrw која може да се пресмета од изразот за топлотен биланс :

И овие губитоци на триење и вентилација исто така можат да се претстават графички во дијаграмот, како и другите губитоци. Ако од ободната снага Nu се одземе снагата потрошена за триење и вентилација Nrw се добива внатрешната снага Ni :

Ni = Nu – Nrw

42

Ободната снага може да се пресмета врз основа на брзинските триаголници и количината на протокот на пареата спрема од напред дадените изрази. Исто така може да се пресмета и од равенката :

Nu = ηu · Nt

Nt – теоретска снага.

Внатрешната снага се добива со воведување на поимот за внатрешен степен на искористување :

Вредноста на теоретската снага може да се пресмета од изразот :

Nt = G · ht

каде вредноста за G е изразена во [kg · s-1]. Значи ободниот степен за корисно дејство претставува однос помеѓу добиената механичка енергија на ободот од вртежното коло (роторот) и енергијата која би се добила во степенот во услови ако процесите кои настануваат се одвиваат без губитоци. Внатрешниот степен на искористување е помал, поради тоа што е земено во предвид единствената механичка енергија која е пренесена на турбинското вратило е помало од енергијата на ободот за износот на губитоците поради незаптивеност. Сите претходни разгледувања се однесуваат при заложбата да влезната брзина на пареата е многу мала. Ако пак брзината е голема, тогаш тоа би требало да се земе во предвид при пресметката на брзината с1.

2. Поединечен реакционен степен

И покрај тоа што не се градат едностепени реакциони турбини за познавање на многустепената турбина потребно е да се разгледаат појавите кои настануваат во поединечниот реакционен степен. Карактеристично кај реакциониот степен е тоа што пареата експандира и во работните лопатки. Топлинскиот пад ht се состои од сума топлински пад во спроводното коло ht

’ и топлинскиот пад во лопатки ht’’:

ht = ht’ + ht

’’

ht’’ = ρ · ht

Односот на падот во лопатките и вкупниот пад кој се обработува во степенот е наречен реакционен степен :

ρ = – (ht’’ / ht)

За да се добијат еднакви влезни и излезни агли во спроводното коло и во лопатките (што овозможува примена на еднакви лопатични профили) се одбира :

ht’ = ht

’’

при што реакциониот степен изнесува :ρ = 0,5

За акциони турбини ρ = 0, затоа што нема пад на притисокот па нема ни енталпија во работните лопатки. Меѓутоа во стварно акционите турбини имаат извесен степен на реактивност кој е поголем од нула и се променува по должината на лопатката.

43

Разликата на притисоците пред и зад реакционите лопатки која дејствува на вртежното коло би предизвикал големи осни притисоци кои предизвикуваат големи напрегања во вртежните кола и големи сили кои делуваат на лежиштето. За да се ова избегне роторите кај реакционите турбини имаат форма на барабан без посебни вртежни кола. На сличен начин како за акциониот степен може да се напише равенката за ободната сила Pu и снагата на реакциониот степен.

Шема на сили кои дејствуваат на реакциона лопатка – без осни сили кои потекнуваат од

разликата на притисоците.

Pu = G · (c1u + c2u) = G · (w1u + w2u) [N]

Nu = Gu · (c1u + c2u) [W]

Работата на ободот што се добива од еден килиограм пареа изнесува :

L u = u · F u = U · (w1u + w2u) [J]

а бидејќи од брзинскиот триаголник во случај да ρ = 0,5 произлегува врската :

w1u = w2u – uтогаш :

L u = u · (2 · w2u – u)

При ρ = 50 % постои еднаквост на влезниот и излезниот триаголник, бидејќи w2 = c1, па исто и w1 = c2, и w2u = c1u, па може да се напише дека :

Pu = G · (2 · c1u – u) [N]

Nu = Gu · (2 · c1u – u) [W]

L u = u · (2 · c1 · cos α1 – (u / c1)) [J]

За да се определи ободниот степен на искористување η u потребно е да се пронајде најголемата теоретска работа Lt за 1 [kg] пареа. При h t = 2 · h t” се добива :

Lt = h t = 2 · h t”

Од порано релативната брзина се одредуваше :

44

после средување се добива :

Од тригонометриската зависност :

по поставувањето на вредноста за во равенката за h t” се добива :

Од идентичноста на влезниот и излезниот триаголник :

и по истекување на пред заградата се добива :

а бидејќи :Lt = 2 · h t”

тогаш :

со понатамошно средување се добива :

Со поставување на вредноста за L u и Lt во изразот за ηu се пресметува ободниот степен на искористување :

а после упростувањето :

45

Ако се направи извод на равенката во однос на и се изедначи со нула се

определува односот при кој што степенот на искористување ја достигнува

максималната вредност т.е. ηumax :

=cosα1

Што значи два пати е поголем од акциониот степен (блиску е до единица). Исто така може да се изврши и споредување помеѓу акциониот и реакциониот степен. При еднаква ободна брзина u во акциониот степен може да се употреби два пати поголема брзина c1 што значи може да се претвори во четири кратен топлотен пад. Но бидејќи кај реакционите турбини за добивање на брзината c1 се искористува само половината од топлотниот пад на степенот, усвоено е да акциониот степен е во состојба да претвора во работа само двократно поголем топлотен пад одколку реакциониот степен при определена ободна брзина. За реакциониот степен исто така може да се определи Parsonoviot број:

Според претходните разгледувања најкорисна вредност за Parsonoviot број кај реакционите степени е ако тој биде два пати поголем одколку кај акциониот степен. Во општи случај ободниот коефициент на корисно дејство кај реакциониот степен се доволно долги лопатки а поголем одошто кај акционите степени. Причина за ова е поголемата вредност за брзинскиот коефициент кој исто така може да се наголеми и кај акциониот степен со примена на извесна реактивност. Реакционите степени не смеат парцијално да се засилуваат со пареата а при засилувањето по целиот обод, нема крајни и вентилациони губитоци, што значи кај реакционите турбини нема ваков вид на губитоци. Во реакционите степени исто така се појавуваат губитоци од триење, со исклучок кај степенот кој е сместен над вртежното коло или на челните површини од вртежниот барабан. Снагата на ободот на реакциониот степен може да се одреди на сличен начин како и во акциониот степен. Најважниот губиток кај реакциониот степен е губиток поради незптивеност. Овој губиток го намалува коефициентот на корисно дејство на степенот, особено при кратки лопатки т.е. при мал волумен на пареата (при високи притисоци или при мала снага на турбината). Разликата на притисоците кој што постои пред и зад спроводниците и работните лопатки предизвикуваат струење на пареата не само низ лопатките туку и низ сите достапни зазори. Во акциониот степен пред и зад работните лопатки владее еднаков притисок, всушност постои разлика на притисоци од двете страни на спроводното коло. Но единственото незаптивено место – проодот на вратилото низ спроводното коло – има мал дијаметар, а со тоа и мал пресек. Меѓутоа во реакциониот степен спроводните

46

лопатки се заптивени на дијаметарот од вртежното коло (или наречено барабан) т.е. на дијаметар кој е значително поголем, а со тоа и пресекот на незаптивеност е значително поголем. Барабанските лопатки се заптивени на крајот од својата должина т.е. на најголемиот дијаметар што предизвикува уште поголеми губитоци.

Шема на реакционен степенs – радијален зазор

Губитоците кои настануваат поради незаптивеност можат да се пресметаат со следниот израз :

s [cm] – широчина на зазорот,l [cm] – должина на опструјуваната лопатка.

Со определуванјето на губитоците поради незаптивеност се овозможува да се одреди снагата на степенот врз основа на испустот :

Nt = G · ht ; Nu = ηu · Nt

Nt = G · hti ; Nu = ηu · Nt

Nl = Nu – G · hs = ηl · Nt 3. Единечен степен на радијална турбина

Досегашните разгледувања се однесуваа за турбина со осно струење на пареата. Меѓутоа постојат и конструкции со радијално струење во кои пареата струи во паравец на радиусот од оската кон надвор или во ретки случаеви во обратна насока. За да се добие таков правец на струење. Лопатките мора да бидат паралелно со оската, а не радијално како во осните турбини. Исто така во спроводните кола се разгледани во форма на пресек низ кој пареата струи во радијален правец. На цртежот е претставено струењето на пареата од А во правец на радиусот преку спроводното коло В, а потоа преку работните лопатки С. Турбините од овој тип можат да бидат акциони и реакциони. Наредните разгледувања важат за два типа. Ободната сила во радијалниот степен дејствува на влезот на растојание r1 а на излезот на растојание r2. Работата од 1 [kg] пареа во радијалниот степен може да се пресмета аналогно како во степен со осно растојание:

Lu = 1 · (u1 · c1u + u2 · c2u)или после поставување за :

c1u = c1 · cosα1 и c2u = c2 · cosα2

47

се добива :Lu = 1 · (u1 · c1 · cosα1 + u2 · c2 · cosα2)

Од брзинските триаголници може да се напишат следните врски :

А од овие равенки произлегуваат релациите :

Со поставување на овие релации во изразот на работа се добива :

За секој радијален степен може да се напише равенка за енергија . За акционен степен равенката има форма :

од каде :Lu = ½ · ( )

а за реакционен степен во чии работни лопатки настапува топлотен пад h1’= ρ · h1 сe добива :

од каде се добива :

Ако вредноста за Lu се стави претходната равенка за Lu може да се пресмета :

48

Изразот на квадратите на ободната брзина може да се упрости ако се постави :

u – средна ободна брзина на лопатките и Δu – прираст на ободната брзина помеѓу влезот и излезот на лопатките.

Оваа равенка за акциони турбини има следна врска :

Двете равенки не ги земаат во предвид губитоците. За да се добие вистинска вредност за брзината w2 десната страна од равенката треба додатно да се помножи со брзинскиот коефициент ψ. При струење од надвор во правец на оската, Δu ќе има негативна вредност.

Шема на степен од радијална турбина

4. Акциони турбини со неколку степени на брзината на пареата

Основна карактеристика на турбинските степени е односот . Од претходните

разгледувања произлегува дека најкорисна вредност на акциони турбини изнесува

околу 0,3. Ободните брзини кои се добиваат во турбината изнесуваат обично 200 ÷ 350 [m/s], а нивните вредности се ограничени со издржливоста на материјалот од кој е направено вртежното коло – роторот. Според тоа брзината с1 би требало да изнесува 400 ÷ 700 [m/s], што одговара на топлотен пад 80 ÷ 250 [kJ/kg]. Во стварност топлотните падови се значително поголеми и изнесуваат во зависност од параметрите на пареата на влез и излез од турбината ht = 400 ÷ 1200 [kJ/kg]. Ваквите падови овозможуваат да пареата постигне многу големи брзини с1 = 900 ÷ 1500 [m/s], на кои одговара вредност на

односот значително пониска од најкорисната вредност и многу мал ободен

49

коефициент. Од губитоците најголем би бил излезниот губиток поради големата излезна брзина с2 на пареата од лопатката. За да се намалат излезните губитоци и да се наголеми коефициентот на турбината треба да се искористи излезната брзина с2. За таа цел потребно е да се изврши степенување на брзината с2 со променување на нејзиниот правец во неподвижни лопатки кои се така насочени за да би можела пареата да проструи низ втор ред од лопатки, поставени на истото вртежно коло. Ваков начин на степенување на брзината прв го употребил Curtis (Картис) па вртежните кола се неколку редови на лопатични венци кои работат со степенување на брзината често се наречени Картисови. Ако брзината на пареата не може да се искористи како треба во два реда лопатични венци, тогаш пареата се насочува до трет ред од работни лопатки по промената на правецот во другиот ред од неподвижните спроводни лопатки. Во ретки случаеви се применува и четврто степенување на брзинате. Коло со поголемо степенување не се употребува. Пареата излегува од првиот ред на работни лопатки со брзина с2 под агол α2

(цртеж) влегува помеѓу неподвижните лопатки и после промената на правецот излегува од нив со брзина с1’ под агол α1’. Брзината с1’ поради губитоците е помал од с2 и може да се пресмета врз основа на истата врска како за работни лопатки.

с1’ = ψ0 · с2

После преминот на пареата низ вториот венец од вртежни лопатки пареата излегува со релативна брзина w2’ :

w2’ = ψ’ · w1’

Шема тровенечно степенување на брзината

50

Зависност на ободниот коефициент од односот за акциони

степени : едновенечен и повеќе венечен.

Промени кои настануваат во тровенечен степен преставени во i–s дијаграм

Триаголници на брзини за тровенечно степенување на брзината

51

На сличен начин како единечен венец може да се пресмета ободната сила.

или

Соодветно ободната снага изнесува :

или

Познавајќи ја теоретската снага :

Nt = G · ht

може да се одреди ободниот степен :

Σh – претставува сума од губитоци во кои влегуваат :- губитоците во млазницата :

- губитоците во првиот венец од работни лопатки :

- губитоци во неподвижните свртувачки лопатки :

- губитоци во вториот венец на работни лопатки :

- губитоци на излезот од степенот :

52

Сумата од губитоци за двовенечно степенување изнесува :

- губитоци на излезот од степенот :

бидејќи :

може да се напише :

Ni = ni · G · hc

Вредноста за ni треба да се корегира со обзир на височината на лопатките употребувајќи го при тоа коефициентот за акциони турбини. Како пресметковна должина треба да се усвои должината на лопатките од првиот венец на роторот. Двовенечно коло претвора околу два пати поголема брзина на пареата од поединечен акционен степен. Тоа означува искористување околу четирикратно поголем топлотен пад при

најкорисен , околу 0,2.

Тровенечно коло претвора трикратно поголема брзина т.е. девет пати пад при

најкорисен однос околу 0,16.

На цртежот претставена е зависноста на коефициентот nu од за поединечен

акционен степен и за дво и тровенчен степен. Кривата се однесува за акционен степен и е позната од порано. Кривата nuII претставува ободен коефициент за двовенечно степенување на

брзината, највисоката вредност важи при =0,23 и се наоѓа пониско од најголемиот

коефициент за едновенечно коло. Кривата nuIII претставува ободен коефициент за

тровенечно коло со најниска точка која одговара на односот = 0,16.

Од дијаграмот може да се добие ориентација во која област може да се примени соодветен систем. Се гледа дека тровенечното коло има поголем коефициент во

областа = 0,155, зад оваа точка најголем коефициент има двовенечно коло, а од

= 0,28 најкорисно е едновенечното акционо коло.

53

На цртежот исто така се претставени поединечните губитоци. Највисоката крива ги претставува губитоците кои настануваат во експанзионите уреди. Осни губитоци се

константни за сите . Потоа е претставен губитокот hl во првиот ред од работните

лопатки на колото. Овој губиток расте за мали затоа што брзината w1 е поголема

што е помала ободната брзина. Кај едновенечните кола последните губитоци се излезни hizl но тие растат со растењето на с2. бидејќи најповеќе венечните кола излезната брзина с2 се искористува во наредните редови на лопатки па и излезните губитоци се намалуваат. Меѓутоа пак сега се појавуваат губитоци во неподвижните управувачки лопатки hlo и во наредниот ред hl кои се главна причина за мал коефициент на искористување на Картисовото коло во однос на едновенечниот акционен степен. Малиот степен на искористување ја ограничува пошироката примена на Картисовото коло и поред неговите вредности од кои најважна е способноста за искористување на голем топлотен пад што во многу степената турбина го намалува бројот на степените, а со тоа и должината на турбината во целост. Поради оваа особина Картисовото коло уште е наречено и регулационен степен. Еден од начините за подобрување на работата на турбините се степенување на брзината е воведување на мал степен на реактивност во работните и спроводните лопатки. Во тој случај основното раширување на пареата настанува во позициите е делумно во работните и спроводните лопатки. Пресметката на првиот венец не се разликува од пресметката за акциониот степен. Условите за влезот во лопатките како што се β1 ,w1 произлегуваат од влезниот брзински триаголник. Излезната брзина може да се пресмета ако се помножи w1 со ψ. Од излезниот триаголник веднаш се означува аголот и влезната брзина до спроводните лопатки. Намалувањето на брзината во тие лопатки се пресметува на ист начин како и во работните лопатки. Излезниот триаголник од спроводните лопатки ги одредува условите на влезот во другиот ред лопатичниот венец. Излезниот триаголник од вториот венец на работни лопатки овозможува да се определи апсолутната излезна брзина и излезниот губиток. При пресметката на излезните пресеци потребно е да се земат во обзир промените на сопствениот волумен на пареата, чии вредности можат да се пронајдат од i–s дијаграмот, по определувањето на губитоците за секој ред на лопатки. На ист начин се одредува снагата и ободниот коефициентот на искористување. Исто така можат да се пресметаат снагите на поединечните венци. Обично при двовенечното коло вториот венец претвора околу 20 ÷ 30 % енергија, дадена во тровенечниот: Првиот венец претвора околу 60% енергија, другиот 30%, а третиот 10%. Обично турбинските степени со брзинско степенување парцијално (делумно) се засилувани па при нивна пресметка треба да се земат во бозир и крајните губитоци.

54

ПОВЕЌЕ СТЕПЕНА ТУРБИНА

1. Повеќестепена акциона турбина

Како што произлегува од претходното разгледување степенувањето на брзината и поред своите предности има и сериозни недостатоци. Најголем е нискиот коефициент на корисно дејство. Поради ова во при градбата на турбините е распространето степенување на притисокот и тоа во подголема мерка од степенувањето на брзината. Од друга страна пак бидејќи преработуваниот адијабатски топлотен пад се определува од односот на притисоците на почетокот и крајот на експанзијата. За да се намали овој однос при голем топлотен пад неопходно е раширувањето на пареата да се одвива не во еден но во неколку по ред наредени степени но да секој влегува во пареата од претходниот и после претворањето на енергија пареата ја предава во наредниот степен. Турбини со кои што експанзијата на пареата се одвива во неколку степени се викаат турбини со степенување на притисок или многустепени турбини. Бидејќи еден акционен степен економски може да искористи 80÷180 [kJ/kg] топлотен пад, тоа значи дека десет акциони степени поставени во ред еден зад друг би претвориле 800÷1200 [kJ/kg] што претставува топлотен пад кој се појавува во кондензациони турбини. Работата на степенот во акциона многустепена турбина нешто се разликува од работата на поединечниот степен. Степенот е засилуван со пареа која излегува од лопатките на претходниот степен со брзина с2. Оваа брзина која претставува излезен губиток на степенот се искористува во наредниот експанзионен уред целосно или делумично. Со тоа се наголемува топлотниот пад на наредниот степен за соодветна топлина од искористената брзина. Полезниот коефициент на степенот се намалува поради струењето на пареата има зазорите помеѓу спроводното коло и турбинското вратило. Оваа пареа се пригушува што значи експандира без да изврши работа. Големината на губитоците кои настануваат на овој начин се :

GB – количество на пареа која прострујува поради незаптивеност и G – вкупно количество на пареа што прострујува низ степенот.

Губитоците на триење и вентилација се пресметуваат на ист начин како за поединечен степен. Внатрешниот коефициент на искористување на степенот се пресметува од равенката :

– сума на искористени топлотни падови во турбинскате степени

(z-бр. на степени на турбината).

55

Во турбините кои ја намалуваат вредноста Нi (цртеж) влегуваат уште и излезниот губиток од последниот степен и губитокот поради внатрешна незаптивеност. Треба да се обрати внимание да поради непаралелната промена на изобарите во дијаграмот i–s сумата од теоретските топлотни падови на поедините степени е поголема од вкупниот теоретски пад на турбината, т.е.

Ht < Σ · ht

Ht = ht / μ

μ – е наречен коефициент на повратување на топлина и се движи μ = 1,03 ÷ 1,08.

Поделувањето на турбината на степени обично се врши со цел да се добие максимален коефициент на полезно дејство во сите степени. Ова пак наметнува

запазување на постојан однос = const или постојан Парсонсовиот број Х.

Со цел за што подобро искористување на излезната брзина од претходниот степен сите степени се изработуваат со еднаков или со блага промена на средниот дијаметар евентуално од неколку скокови на износи на дијаметарот (слика 5.5). При проектирање на поделбата на степени потребно е да се користи Парсонсовиот број кој изнесува :

– за степен :

– за многустепена турбина :

Ободната брзина зависи од ободната брзина на турбината од средниот дијаметар на лопатките. Во поголем број случаи изнесува 50 [m/s] поради фрекфенција на променлива струја од 50 Hz. Изборот на дијаметарот зависи од многу чинители. Голем дијаметар предизвикува значителни губитоци на триење и вентилација, а при мало количество на пареа, конечно треба да се применат кратки лопатки. После одредувањето на ободната брзина може да се пресмета топлотниот пад кој што може да го преработи степенот, а потоа врз база на i – s дијаграмот се утврдуваат падови на притисок кои ќе бидат преработувани во поединечни степени. Со цел да се поправи коефициентот на акционата турбина, која зависи пред се од лопатичните губитоци, често последните степени се изработуваат со степен на реактивност g = 5 ÷ 30 %.

2. Повеќестепена реакциона турбина

За искористување на исти топлотен пад на реакционата турбина и се потребни повеќе степени од акционите турбини. Реакциониот степен може да претвора двапати помал топлотен пад отколку акциониот степен. Постојат уште други конструктивни аспекти кои влијаат на порастот на степените кај реакционата турбина. Отпорноста на барабанот оневозможува употреба и примена на големи ободни брзини како кај акционите кола, а покрај тоа и губитоците поради незаптивеност принудуваат да се проектира обично се мали дијаметри на лопатките за да должините на лопатките би биле поголеми. Пред се е многу значајно при мали ободни брзини на пареата, што значи при мали снаги и во областа на големи притисоци.

56

Практично реакционите турбини имаат 3 ÷ 4 пати повеќе степени од акционите турбини (цртеж). Поради големиот број на степени во реакционите турбини не се пресметуваат поединечните степени како во акционата турбина, туку единствено неколку карактеристични степени. Топлинските падови за другите степени се интерпелираат на специјален дијаграм. Карактеристични степени кои што треба да се пресметаат се првиот реакционен степен неколку степени во средината (најмалку 2 ÷ 3 и последниот).

57

ВРТЕЖНИ КОЛА - РОТОРИ

1. Конструкција на вртежните кола

сл.1. Видови на конструкции на турбински ротори а.) барабански исцело искован,

б.) коло исцело исковано,в.) набиени роторски кола и г.) барабански заваруван.

сл.2. Промена на напрегањата во вртежните кола а.) шема на напрегањата на елементарен дел од колото,

б.) напрегање во наглавено коло за време на одмор,в.) распоред на температура во коло за време на работа,

д.) напрегање во коло предизвикано од покачување на температура,ѓ.) променување на напрегањата кај коло со постојана дебелина,

е.) променување на напрегањата во конусно коло иж.) промена на напрегања во коло со хиперболичен профил.

58

сл.3. Развојни видови на допирни профили од вртежни кола изработени од компанијата Brown Boveri - Швајцарија

сл.4. Спојување на вртежното коло со вратило со заварување (ВВС)

сл.5. Типично вртежно коло со конусен пресек и задебелено во главчињата59

сл.6. Помошни скици за пресметка на напрегањата на венецот од вртежното коло, кои потекнуваат од дејствуваат на лопатките за различни видови на ужлебување

а.) шема на моменти кои ги свиткуваат кривите од стопалото на лопатката од типот во форма на “Т”,

б.) лопатки со стопало од типот на ластовичина опашка и в.) лопатки со стопало од типот завоен профил.

сл.7. Осцилации на вртежните колаа.) дијафрагмени од прв и втор ред (од еден четворен круг) и

б.) периферни.

60

КУЌИШТА И НИВНИ ЕЛЕМЕНТИ

1. Заптивачи

сл.1 Лабиринтска заптивка од спроводното коло1.) спроводно коло,

2.) жлеб,3.) сегмент од лим (лимен сегмент),

4.) жица и 5.) вратило

сл.2 Пресек на лабиринтско заптивање на вратлото

сл.3 Надворешно заптивањеа.) пресек и б.) сегмент.

Како што беше порано објаснето, зазорите се однесуваат како експанзиони уреди, па според тоа промената на експанзијата во нив може да се претстави во i–s дијаграмот сл.4. После трансформирањето на брзинската енергија во топлина, кое настапува во комората помеѓу оштриците, енталпијата на пареата ќе биде еднаква на почетната енталпија. Значи во целина струењето на пареата преку лавиринтските заптивачи се претставува како крива на ПРИГУШУВАЊЕ за која i = const.

сл.4 Струење преку лавиринти представено во i–s дијаграм61

Преку секој зазор поминува исто количество на проток, при што од аспект на намалување на притисокот, во секој нареден зазорен простор се зголемува волуменот на пареата, нејзината брзина и топлотниот пад. Крајните точки на промената на експанзијата мора да лежат на кривата за која G/F = const., бидејќи пресеците од сите зазори измеѓу себе се еднакви (кај поголемиот број на заптивки кои се сретнуваат кај турбините).

с1, с2 – одведување на пареа од лабиринтите,с3, с4 – доведување на пареа до лабиринтите,d – доведување на пареа од надвор,e – одведување на кондензат од кондензаторот,f – цевовод кој ги поврзува лабиринтските заптивки,g – вентили за одводнување на лабиринтските заптивки (од кондензатот) и e – вентили за одводнување на турбината (од кондензатот)

2. Турбински куќишта и ослонци на лежишта

сл.8 Реакциона турбина со средна снага со подигнат горен дел од куќиштето

62

сл.9 Долен дел од куќиште на акциона турбина

сл. 10 Попречен пресек на влезниот дел од куќиштето на турбината (млазна кутија), нормален на оската од турбината ЛМЗ – Ленинградски металски завод.

На цртежот се гледа млазната кутија заварена со куќиштето од турбината како и телата на регулационите вентили.

63

сл.11 завртка за поврзување на куќиштето на турбината со фундаментот1.) подлошка за регулација, 2.) тело на кужиштето,

3.) завртка за поврзување и 4.) фундамент. При вакво поврзување овозможено е взаемно поместување на прицврстените елементи.

сл.12 Загревање на краевите од телото со пареа преку специјални канали

Поради тоа што краевите од турбината се подебели, тие се загреваат побавно, па често се употребуваат уреди за подгревање со пареа при ставање на турбината во погон. Падовите на притисокот ќе бидат се поголеми, така да во последните лабиринтски зазори може да допстигнат критична вредност. Струењето преку лабиринтскиот зазор се разликува од струењето преку уредите за експанзија по тоа што во случај на оштри рабови се појавува намалување на пресекот на струењето, под геометриските димензии на зазорот, различно при променлив однос на притисоците р1/р0. Количеството на пареа што прострујува преку поединечен лабиринтски заптивач при критичен однос на притисоците р1/р0 може да се изрази со равенката :

64

Поединечните параметри треба да се претстават во [m2], [Pa], [m3/kg]. Коефициентот зависи од дебелината на крајот на оштрицата, а неговата вредност може да се одреди врз основа на дијаграмот. Меѓутоа ако бројот на заптивки изнесува z тогаш количеството на пареа која прострујува преку зазорите ќе изнесува :

G = G0

Зависноста преку горните величини може да се изрази преку равенката:

- е однос помеѓу притисоците пред и зад заптивачот

Горниот израз дава добри резултати за поголеми од 0,2. Сепак најдобро е да величината се одчита директно од дијаграмот.

сл.7 Систем на цевоводи за заптивање и одземање на пареа од турбината

а. – високо притисен дел на турбината, б. – ниско притисен дво проточен,

с1, с2 – одведување на пареа

сл.8 Различни конструкции на ротори

65

сл.9 Ротор

сл.10 Зачестеност на проток во претпоследниот двовенчен степен

66

сл.11 Прицврстуваање на дискот кај парните турбини ЛМЗ К-50-90, К-100-90, К300-24067

сл.12

68

сл.13 Пресеци

сл.14 ЦНД бр.1

сл.15 Изглед на спроводна лабиринтска мрежа на колото од роторот кај Шкода

69

сл. 16 ЦВД

сл.17 ЦНД Моќна турбина70

71

сл.18 Регулатор на брзина

сл.19 Шема на регулирање со хидраулички врски1 – цврсто врзан разводник (со кос засек), 2 – тег со лизгач, 3 – преносник,

4 – пумпа, 5 – резервоар, 6 – филтер, 7 – вентил,8 – сигурносен вентил, 9 – дијафрагма (за ограничување),

10 – клип, 11 – пружина, 12 – кутија, 13 – труба и 14 – вентил .

72

73

74

75

степен на неравномерност на регулација

n1 –

n2 –

среден број на вртежи

Ако се усвои за С.Б.В. →n0

2 · Δn – нечуствителност на регулација

2 · Δn = + Δn – (– Δn)

1–1 → регулаторот е во состојба на рамнотежа

– степен на нечуствителност

76

77

78

79

ГАСНИ ТУРБИНИ

1. Гасни турбини

Научно–истрачувачката и инжинерската работа за создавање на гасна турбина започнува уште при крајот на минатиот век. Меѓутоа практична примена гасната турбина наоѓа пред и за време на втората светска војна. Гасната турбина во однос на другите топлински машини (моторите со внатрешно согорување и парната турбина) има редица предности, како : - помали габаритни димензии, - компактна конструкција, - сигурност при експлатација, - мали трошоци при техничко опслужување и др. Гасно турбинските инсталации создаваат можности за согорување на течни, гасовити и цврсти горива, при висок КПД. Овие околности овозможуваат искористување на гасната турбина за стационарни цели за потребите на енергетиката, во металуршката и хемиската индустрија, во морскиот, железничкиот и автомобилскиот транспорт во авијацијата и други области. Принципиелната разлика во конструктивен и термодинамички однос помеѓу парната и гасната турбина нема. Разликата е во тоа што кај гасната турбина како работно тело се искористуваат димните гасови чија потенцијална енергија се претвора во кинетичка, а кинетичката во механичка работа. И кај гасната турбина има турбински степени со спроводни и работни лопатки како кај парната турбина. Во современите парно турбински инсталации во полезна работа се претвора одвај 35 ÷ 38 % од енергијата на горивото. Гасната турбина е со поголеми перспективни можности – таа раборти со поголемо КПД. Значително голем интерес кај гасната турбина се појавува во последните 20 ÷ 25 години по нивната успешна примена во авијацијата. Со создавањето на гасната турбина се пристапи кон изградба на нов тип авиони со турбо реактивни материи, кои наполно ги потиснаа авионските мотори со внатрешно согорување. Примена на гасната турбина како мотор за транспортни цели (во железничкиот и автомобилскиот транспорт) е сеуште ограничена. Додека во современата авијација во експлоатација се наоѓаат стотици иљади на гасни турбини додека стационарните гасни турбини со снага над 1000 [kW] се само во ограничен број. Причините да гасната турбина најде широка примена во современата авијација се следни : а.) Помала специфична потрошувачка на метал за градба на гасна турбина во однос на моторите со внатрешно согорување. Така на пример при работа на земја моторите со внатрешно согорување имаат специфична маса 0,4 ÷ 0,5 [kg/kW], а гасната турбина 0,08 ÷ 0,1 [kg/kW]. Со искачување на авионот на височина оваа разлика станува се поголема. На пример на височина од 10 000 метри специфичната маса на клипниот мотор со внатрешно согорување нараснува 10 ÷ 12 од масата на гасната турбина. б.) Економичноста на гасната турбина зависи од односот

θ = Т3 / Т1

Т3 – температура на гасовите пред гасната турбина која достигнува 1100 ÷ 1250 [К], Т1 – температура на околниот воздух кој го всисува компресорот.

80

При температура од t1 = 15 [ºC] т.e. Т1 = 288 [К] односот θ = Т3 / Т1 е околу 4, а на височина од 10 000 [m] овој однос е околу 5, бидејќи е t1 = – 50 [ºC] т.e. Т1 = 223 [К]. Колку односот θ = Т3 / Т1 е поголем толку е економичноста на гасната турбина поголема. Со ова се постигнува за КПД на 10 000 [m] височина на современите турбо реактивни мотори изнесува 40 ÷ 45 % а познато е дека ниеден топлински мотор нема таков КПД.

2. Опис на дејство и предности на ГТИ

Најпроста шема на ГТИ е претставена шематски на слика 1. Се состои од компресор, гасна турбина, горивна комора и горивна пумпа. Воздухот од околната атмосфера се всисува од аксијалниот компресор, се компримира до одреден притисок и се потиснува во горивната комора, каде преку пламеник со помош на горивната пумпа, се вбризгува гориво за согорување. Добиените димни гасови во горивната комора (согорувањето се одвива при постојан притисок) пред да влезат во гасната турбина се мешаат со извесно количество на воздух кој доаѓа од компресорот. На овој начин температурата на гасовите пред турбината се намалува до потребната температура, на пример до 900 [ºС] после што влегуваат во гасната турбина. После оддавањето на својата енергија (процесот на експанзија во гасната турбина се одвива адијабатски, како кај парните турбини) изработените гасови се испуштаат во атмосферата. Како што се гледа од шемата, осниот компресор се задвижува од гасната турбина, поради што општата снага што ја развила гасната турбина треба да се изведи снагата, неопходна за задвижувањето на компресорот. Останатата снага се искористува за добивање на електрична енергија од електро генераторот. Пуштањето во погон на гасно турбинската инсталација се одвива со помош на електро мотор. - Основните предности на гасните турбински инсталации над парните турбински инсталации се сведуваат на следното : а.) oтсуство на парагенератор и соодветни негови сложени уреди како :

горивни апарати, подавање на јаглен и кондензациони постројки, припрема на вода, регенеративни системи, ладилни кули и др.

б.) отсуство на кондензациони уреди и намалување на неопходноста од ладилна вода. в.) лесно опслужување и мали експлатациони трошоци, г.) релативно брзо пуштање (ставање во погон) на ГТИ и д.) нема загадување на околината. - Во однос на моторите со внатрешно согорување гасните турбини имаат следни предности : а.) отсуство на коленесто клипњачен механизам, б.) мали габаритни димензии и маса при големи снаги, в.) мали експлоатациони трошоци и г.) мала потрошувачка на разладна вода. - Освен овие предности кај гасните турбини е можно да се добие повисок термички КПД. Гасните турбини наоѓаат примена во следните области :

1. во енергетиката :а.) како самостални турбини за покривање на основно и вршно оптеретување,

81

б.) во комбинација со парни турбини според шемата за парно – гасните циклуси,

2. во бродоградбата :а.) како основен мотор за движење на брод,б.) како мотор за помошни уреди пумпи, компресори, вентилатори, електрични генератори и др.

3. во металургијата за движење на турбокомпресори кои подаваат воздух за високи печки,4. во железничкиот и автомобилскиот транспорт како мотор на локомотива или автомобил,5. во современата авијација како турбо мотори,6. при стационарните и бродски дизел – мотори, како мотор на турбо компресор кој поддава воздух под притисок за одвивање на процесот на согорување во цилиндрите.

3. Идеален циклус на гасно турбинската инсталација

Идеалниот циклус на ГТИ кој работи при постојан притисок и адијабатска компресија е претставен во p – v и T – s дијаграмот. Процесот на адијабатска компресија на воздухот во компресорот е претставен со линијата 1–2. Согорувањето на горивото во горивната комора, кое се одвива при постојан притисок е обележано со линијата 2–3. Адијабатската експанзија во гасната турбина е означена со линијата 3–4. Процесот на одведување на топлина од гасовите во околината атмосферата е покажано со изобара 4–1. Термодинамичкиот коефициент на К.Д. на овој идеален циклус се определува од изразот :

каде :q2 = cp · (T4 – T1)

q1 = cp · (T3 – T2)

За адијабатска експанзија 3–4 може да се напише :

а за адијабатска компресија која се одвива по 1–2 може да се напише :

82

Бидејќи десните страни на двете равенствата се еднакви може да се напише :

или

Со замена во равенката ηi се добива :

ако се означи р2 / р1 = ε кој се вика степен на компресија, тогаш се добива :

Од равенството се гледа дека ηi зависи само од степен на компресија. Колку вредноста на овој степен е поголема со толку и к.к.д. е поголем. Меѓутоа при реалните услови на работа ГТИ процесите на компресија на воздухот во компресорот и експанзија на гасовите во лопатките се одвиваат по политропска промена, а не по адијабатска. Реалниот циклус на ГТИ кој работи при р = const. во T–s дијаграмот е прикажан на следната слика каде политропската компресија е означена со прекината линија 1–2’, политропската компресија е означена со прекината линија 3–4’. Термичкиот к.к.д. на ГТИ која работи по следната шема се одредува на следен начин :

каде :q2 = cp · (T4 – T1)

q1 = cp · (T3 – T2) Корисната работа ќе биде :

A = q0 = q1 – q2 = cp · ((T3 – T’0) – (T’2 – T1))

Ако со ηк се означи к.к.д. на компресорот тогаш :

Ако со ηoi се означи внатрешниот к.к.д. на турбината тогаш :

83

Ако последните равенства се постават во равенката за работа се добива :

За адијабатски процеси имавме :

ако се изедначи :

4. Идеален циклус на ГТИ при Р = const. која работи со регенерација

Економичноста на ГТИ може да се наголеми заради регенеративно подгревање на воздухот после компресорот (пред навлегување во горивната комора) со искористување на дел на топлина на димните гасови после гасната турбина. На сл.2 е прикажана шема на ГТИ со регенератор. Димните гасови после гасната турбина влегуваат во регенеративен подгревач, каде вршат подгревање на воздухот кој излегува од компресорот пред неговото влегување во горната комора. На сл.3 е прикажан циклус во p–v и T–s дијаграм на ГТИ при постојан притисок со регенерација. Со 1–2 – е претставена адијабатска компресија во компресорот. Со 2–5 – подгревање на воздухот во регенераторот. Со 5–3 – изобарно согорување во горивната комора каде температурата се наголемува до точка 3. Со 3–4 – адијабатско раширување во турбината. Со 4–6 – оддавање на топлина од димните гасови во регенераторот за подгревање на воздухот. Со 6–1 – оддавање на топлина на димните гасови во околината. Економичноста на ГТИ од овој тип зависи од степенот на регенерација кој претставува однос на вистинското подгревање на воздухот во регенераторот и теоретски можното подгревање при температурата на воздухот ја достигнува температурата на димните гасови кои излегуваат од турбината. Степенот на регенерација ќе биде :

Колку степенот на регенерација е поголем во толку КПД на ГТИ се наголемува, идеален случај е при = 1 што означува да подгревањето на воздухот после компресорот од температурата Т2 се одвива температура Т5 = Т4, равна на температуратана гасовите после турбината, која практично не може да се оствари. Термичкиот КПД при σ = 1 се определува на следниот начин :

84

каде :q1 = cp · (T3 – T’5)

q2 = cp · (T’σ – T1)

или :

а , па со одредена трансформација се добива :

За произволен степен на регенерација σ, к.к.д. се определува на следниот начин :

hi – топлински пад во турбината,

hk – компресорски пад на компресорот,

hT = cp · (T3 – T4) = i3 – i4

hK = cp · (T2 – T1) = i2 – i1

добиената количина на топлина се изразува на следен начин :

qi = cp · (T3 – T5) = cp · [(T3 – T2) – σ · (T4 – T2)]

Ако се замени за изразите hT, hK и q1 во равенката за ηi се добива :

или :

85

т.е.

од равенката се гледа да σ = 1 ; а за σ = 0 без регенерација к.п.д. е :

5. Гасотурбинска инсталација со снага од 100 MW

За покривање на врвните оптеретувања денес се повеќе се користат стационарни гасотурбински инсталации кои работат на гасно или течно гориво. На сл.3 е претставена шема на гасотурбинската инсталација со снага од 100 [MW] која е наменета за покривање на врвни оптеретувања произведена во ЛМЗ засега една од најголемите во светот. ГТИ двооска поставен во една геометриска оска и се состои од следните конструктивни елементи : а.) Компресор за низок притисок. Во него влегува атмосферски воздух кој претходно поминува преку воздушен филтер К.К.П. е аксијален и има 8 броја на степени. Степенот на компресија на воздухот е ε = 4,4. Крајниот притисок е 0,44 [МРа], а температурата на воздухот 177 [ºС]. Снагата за движење на К.К.П. изнесува 78 [MW] која што се зема од турбината со низок притисок. б.) Оладувачи на воздух. Подгреаниот воздух после К.К.П. влегува во два ладилници за воздух поставени од двете страни на ГТИ, каде температурата на воздухот се намалува до 25 [ºС]. в.) Компресор со висок притисок. Воздухот по оладувањето, при притисок 0,43 [МРа] и температура 25 [ºС] влегува во КВП кој исто е аксијален и има 13 броја на степени. Степенот на компресија е ε = 6,2 а крајниот притисок на воздухот по КВП е 2,63 [МРa] и температура 260 [ºС]. КВП е задвижуван од гасна турбина со висок притисок. Потребната снага е 105 [MW]. г.) Горивни комори со висок притисок. Нивниот број изнесува 12, а се поставени престенесто. Во нив доаѓа течно гориво 20 [t/h] со притисок 8 [МРа]. Температурата на димните гасови по горивната комора изнесува 750 [ºС], а притисокот е 2,55 [МРа]. д.) Гасна турбина со висок притисок. Во нејзе влегуваат согорените гасови од турбините со висок притисок со t = 750 [ºС], а притисокот е 2,55 [МРа]. Снагата на ГТВП е 105 [MW] т.е. равна на снагата на компресорот за висок притисок. Значи снагата на ГТВП целосно се потрошува за движење на компресорот со

86

висок притисок. Роторите на ГТВП и КВП се поврзани меѓу себе, а од друга страна се споени со статорската турбина. е.) Горивни комори со низок притисок. Од ГКВП димните гасови со t = 529 [ºС] и р = 0,8 [МРа] влегуваат во ГКВП кои се 12 броја, расположени прстенесто. Во нив изгорува околу 10 [t/h]. Параметрите на гасот после горивните комори се t = 750 [ºС] и р = 0,78 [МРа]. ж.) ГТНП. Во нејзе влегуваат димните гасови со температура од 750 [ºС] и притисок од 0,78 [МРа]. По ГТНП гасот има температура од 396 [ºС] и притисок од 0,105 [МРа], а потоа одат во оџак па во атмосфера. ГТНП задвижува КНП, електричен генератор и побудувач. Снагата на ГТНП е 179 [МW]. Што значи корисната снага на ГТИ од 100 [МW] се добива само од ТГНП. Вториот степен на ГТИ се состои од роторите на ГТНП, КНП, електричен генератор и побудувачот. Од дадените податоци се гледа дека само 35 % од снагата на ГТИ се искористува за корисна работа а останатите 35 % од снага се потрошува за погон на компресорите. Пуштањето на ГТИ се одвива со помошна стартна турбина која е поврзана со вратилото на ГТВП и КВП. Кога на вратилото од стартната турбина ќе се постигнат 2500 [min-1] се врши само исклучување од вратилото на блокот за висок притисок на ГТИ. Стартната парна турбина има двовенечен Кертисов диск и работи со параметри на свежата пареа од 1,3 [МРа] и 300 [ºС]. Потрошувачката на пареа е околу 40 [t/h] а развива снага од околу 3 000 [kW].

Идеален циклус на гасно – турбинска инсталација

Реален циклус на гасно – турбинска инсталација

87

сл.1 Шема на гасна турбинска инсталација

88

89