Содержание материала

Экономичность работы регулирующей ступени играет важную роль для экономичности всей турбины, так как именно на ней сказываются в первую очередь все изменения количества проходящего пара, его параметров и числа оборотов.
Преимущества одно- или двухвенечной регулирующей ступени с точки зрения экономичности не вполне ясны, несмотря на значительно больший коэффициент достигаемый в одновенечной ступени. В любом случае важна экономичность не отдельно взятой ступени, а турбины в целом.
При сопоставлении экономичности турбин с регулирующей ступенью того или иного типа надо прежде всего считаться с достижимой для них величиной η. Если в настоящее время для ступеней давления к. п. д. η достиг высоких значений (0,83—0,85, а иногда и выше), то для ступени скорости максимальные значения η колеблются от 0,65 до 0,74 в зависимости от типов и комбинации профилей лопаток. При этом есть основания считать, что η=0,74 — еще далеко не предел. Конечно, результат сопоставления будет разным в зависимости от того, имеет ли двухвенечное регулирующее колесо к. п. д. η=0,65 или η=0,74.
Задача повышения к. п. д. ступени скорости является в настоящее время очень важной.             

Фиг. 2. Изменение к. п. д. регулирующей ступени: а— ступень скорости; б — ступень давления,

Изменение к. п. д. рассматриваемых ступеней обоих типов для средней высоты лопаток показано на фиг. 2. Как видно, величина η для ступени давления значительно выше. Но дополнительные потери, в первую очередь, от утечек и от трения и вентиляции уменьшают разницу экономичности, которая для коэффициента -η составляет в среднем 4—5% абс. Далее, при сопоставлении экономичности следует рассматривать, с одной стороны, ступень скорости, а с другой —ступень давления вместе с теми последующими ступенями, которые в сумме срабатывают тот же теплоперепад, что и двухвенечное колесо. При этом будут учтены дополнительные потери, возникающие в первых ступенях после регулирующей ступени давления, и вызванные теми же причинами; что и в самой регулирующей ступени давления: малыми высотами лопаток, высоким давлением пара, большими утечками. В результате экономичность турбины в целом при двухвенечной регулирующей ступени оказывается всего на 0,5—1,0% ниже, чем при одновенечной ступени давления, а при особо высокоэкономичной ступени скорости— практически одинакова.

При сопоставлениях по экономичности следует также учитывать работу на отклоненных режимах. В этом отношении преимущества имеет регулирующая ступень скорости, к. п. д. которой при уменьшении пропуска пара падает медленнее. Поэтому применение ступени давления в качестве регулирующей дает небольшой выигрыш в экономичности, но значительно усложняет конструкцию турбины и условия ее работы. Оно может быть оправдано только  с постоянной нагрузкой, умеренными давлениями и с большим пропуском пара.
Для предупреждения значительного снижения экономичности турбины на отклоненных режимах применяется байпасирование. Для регулирующей ступени давления при заметных колебаниях в расходе пара (например, в турбинах с отбором пара для отопления) применение байпаса для поддержания экономичности неизбежно. Для ступеней скорости байпасирование применяется главным образом в судовых турбинах, где снижение нагрузки сопровождается уменьшением числа оборотов. Несколько выравнивая экономичность, байпас утяжеляет условия работы турбины и усложняет ее конструкцию.
При дроссельном регулировании подвод пара может быть осуществлен по всей окружности колеса, при количественном же неизбежен парциальный подвод. В первом случае возникают потери вследствие малой высоты лопаток (если объемный расход пара недостаточно велик) и от дросселирования при частичных нагрузках, во втором—вследствие парциальности. По сумме показателей дроссельное регулирование имеет преимущества только в редких случаях: для высокоэкономичных турбин с большим объемным расходом пара, работающих в системе в качестве базовых, при постоянной или мало колеблющейся нагрузке. Во всех остальных случаях преимущества по экономичности имеет количественное регулирование.
Потери в проточной части различны по своему характеру в разных участках турбины.
Лопаточные профили уже давно являются предметом теоретического изучения и экспериментальной отработки. Поэтому в будущем вряд ли можно ожидать существенного снижения профильных потерь. Основными направлениями проводимых в этой области работ являются: отработка формы профиля; применение обтекаемых профилей направляющих лопаток, малочувствительных к изменению угла атаки, с малыми выходными углами; профилирование канала по высоте; расширение применения винтовых лопаток и др. В частности, важно не столько получение отдельного наилучшего канала, как образование ступени в целом. При хороших данных по отдельным взятым профилям результат по ступени может оказаться неудовлетворительным и т. д.  Решающими могут оказаться такие факты, как степень реакции, выполненные перекрыши, качество уплотнения зазоров и т. д. Именно комплексное решение вопроса выполнения ступеней является сейчас основным путем повышения экономичности турбин за счет улучшения ее проточной части.
Большое снижение экономичности турбины может произойти в результате отступлений при изготовлении1 .
Потери части высокого давления (ч. в. д.) характеризуются ее особенностями: малой высотой лопаток, большим давлением и температурой.
Поскольку рост мощностей турбин сопровождается ростом давления пара, высота лопаток и величина Ι/ι
отношения имеют большое значение и для турбин крупной мощности. Меньшее значение имеют эти величины для турбин предвключенных или турбин с отборами пара, у которых расход пара гораздо больше, чем у конденсационных турбин той же мощности.

1 Этот вопрос частично рассматривается дальше (см. «Диафрагмы, сопла»)

Влияние высоты лопаток наиболее сильно сказывается при ее уменьшении ниже 40 мм, особенно у лопаток без бандажа. Приблизительные значения снижения к. п. д. по сравнению с г1и при /л=50 мм приведены ниже:

Повышение высоты лопаток возможно при уменьшении диаметра ступени и углов выхода из направляющих лопаток, снижении давления перед ступенью и уменьшении перепада на нее.
Большие давления в ч. в. д. приводят к значительным утечкам пара через уплотнения, через стыки диафрагм, щели в бандажах Часть среднего давления (ч. с. д.) характеризуется средней высотой лопаток и меньшим по сравнению с ч. в. д. отношением D/t, полным подводом и умеренными давлениями пара. В ч. с. д. происходит более сильное изменение взаимного положения ротора и неподвижных частей в радиальном и осевом направлениях, чем в ч. в. д.
Меньшее отношение D/t требует большего применения в ч. с. д. закрученных лопаток, что удорожает их изготовление. Стремление уменьшить число закрученных лопаток приводит к значительным потерям в ч. с. д. Потеря с выходной скоростью в ступенях ч. с. д сравнительно невелика, так как выходная скорость обычно не превышает 70—80 м/сек, что соответствует потере 0,55—0,75 ккал/кг.  Применение обтекателей, направляющих щитков, рациональная форма камеры могут снизить указанные потери примерно вдвое без особых затрат и усложнения конструкции.
Большие взаимные перемещения ротора и неподвижных частей в зоне ступеней ч. с. д. заставляют увеличивать радиальные и осевые зазоры в уплотнениях. По этой же причине осевые уплотнения по корню и бандажу лопаток становятся неэффективными и могут быть полезны только в конструкциях, исключающих относительные осевые перемещения больше чем на 0,4—0,5 мм. Изменение осевого зазора делает особенно желательным его уплотнение.
Для части низкого давления (ч. н. д.) характерны большая длина лопаток и малое отношение  незначительные утечки пара, потери, зависящие от применения бандажной проволоки1, потери от влажности пара, работа под вакуумом.
Большая высота лопаток ч. н. д. благоприятна с точки зрения экономичности, но требует обязательной закрутки их, что сильно удорожает изготовление лопаток.
Потери от бандажной проволоки вызываются нарушением потока и ударом струи пара. Истинную величину этих потерь определить затруднительно. Иногда она оценивается укрупнено, как 1% к. п. д. ступени на каждую проволоку, что, по-видимому, меньше действительных потерь. Иногда рассчитывают величину потери по формуле

где d — диаметр проволоки; l — высота канала.
Данные по этой формуле получаются, по-видимому, преувеличенными (если d=5, l=200, то ζ=2,5/200=0,05, т. е. 5%).
Опытами Центрального котлотурбинного института для частного случая при d=3 мм и l=63,5 мм получены следующие величины потерь: на 1 ряд проволоки снижение к. п. д. примерно на 1%; на 2 ряда проволоки—примерно 2,5%.
Влажность пара является причиной значительных потерь. Капля воды в момент ее образования движется со скоростью пара. Дальнейшее расширение увеличивает скорость пара, почти не увеличивая скорости капли. Продолжающееся выпадение воды увеличивает капли и создает новые. Капли воды тормозят лопатку, чем снижается к. п. д. ступени, и вызывают эрозию входных кромок лопаток, т. е. уменьшают их долговечность.  При глубоком вакууме и отсутствии промежуточного перегрева очень большое количество воды проходит последнюю ступень и попадает в конденсатор: через 1 м2 выхлопного патрубка в час проходит около 1 м3 воды со скоростью свыше 100 м/сек, Это в несколько раз больше, чем в самый сильный «проливной» дождь.
Эрозийное действие водяных капель приблизительно пропорционально их массе и квадрату относительной скорости удара. Поэтому наиболее сильная эрозия наблюдается на концах лопаток.

1 Эти потери могут быть и в других частях турбины, главным образом, в реактивном облопачивании, не имеющем ленточного бандажа.


Фиг. 3. Восстановление в выхлопном патрубке скорости в давление: 1 — теплосодержание пара; S— энтропия; р2 — давление пара за лопаткой; рк —давление пара в конденсаторе.

Для уменьшения вредного влияния влажности пара на к. п. д. и уменьшения эрозии лопаток применяется только механическое удаление капель воды из пара. Эффективность этого способа незначительна: удаляется всего 15—25% воды и тем меньше, чем больше высота лопатки. В основном удаляется влага из периферийной зоны струи, наиболее опасной в отношении эрозии.
Небольшая величина утечек в облопачивании ч. н. д. делает излишним уплотнения корня лопатки и бандажа.