Дополнительная мощность турбины, получаемая за счет применения диффузора за последней ступенью Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

I

Энергетика^

ответствуют максимальной нагрузке на данном скоростном режиме.

Таким образом, полученные результаты говорят о целесообразности применения двухфазной

характеристики подачи топлива в уже существующих и проверенных десятилетиями дизельных двигателях с целью улучшения показателей их экономичности и снижения токсичности ОГ.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Батурин, С.А. Расчетное определение содержания окислов азота в отработавших газах ДВС [Текст] / С.А. Батурин, A.C. Лоскутов, В.Н. Степанов,- Л.: ЛПИ, 1989,- 34 с.

2. Горбунов, В.В. Токсичность двигателей внутреннего сгорания [Текст] / В.В. Горбунов, H.H. Пат-рахальцев,- М.: Изд-во РУДН, 1998,- 214 с.

3. Грехов, J1.B. Топливная аппаратура и системы управления дизелей: учебник для вузов [Текст] / Л.В. Грехов, H.A. Иващенко, В.А. Марков,— М.: Легион-Автодата, 2004,— 344 с.

4. Дьяченко, Н.Х. Теория двигателей внутреннего сгорания [Текст] / Н.Х. Дьяченко, А.К. Костин, Б.П. Пугачев и др.; под ред. Н.Х. Дьяченко,— Л.: Машиностроение, 1974,— 552 с.

5. Костин, А.К. Работа дизелей в условиях эксплуатации [Текст]: Справочник / А.К. Костин, Б.П. Пугачев, Ю.Ю. Кочинев; под общ. ред.

А.К. Костина,— Л.: Машиностроение, 1989.— 284 е.: ил.

6. Лышевский, A.C. Системы питания дизелей [Текст] / A.C. Лышевский,— М.: Машиностроение, 1981,- 216 с.

7. Петриченко, P.M. Элементы системы автоматизированного проектирования ДВС: Алгоритмы прикладных программ [Текст] / P.M. Петриченко, С.А. Батурин, Ю.Н. Исаков и др.; под общ. ред. P.M. Петриченко,— Л.: Машиностроение, 1990,- 328 е.: ил.

8. Тодес, О.М. Теория теплового взрыва [Текст] / О.М. Тодес // Журнал физической химии,— 1937. Т. 13,- С. 868-882.

9. Толстое, А.И. Индикаторный период запаздывания воспламенения и динамика цикла быстроходного дизеля [Текст] / А.И. Толстов // Тр. НИЛ Д. 1955. N° 1,- С. 13-21.

УДК (621.438 + 621.165) 001.2

К.Л. Лапшин

ДОПОЛНИТЕЛЬНАЯ МОЩНОСТЬ ТУРБИНЫ, ПОЛУЧАЕМАЯ ЗА СЧЕТ ПРИМЕНЕНИЯ ДИФФУЗОРА ЗА ПОСЛЕДНЕЙ СТУПЕНЬЮ

Современные паровые и газовые турбины с целью получения дополнительной мощности, как правило, оснащаются диффузором за последней ступенью. Вместе с тем применение диффузора существенно увеличивает габариты, массу и стоимость турбины. Поэтому на этапе выбора оптимальной конструкции турбины важно иметь возможность простыми средствами приближенно оценить дополнительную мощность, развиваемую турбиной за счет применения диффузора.

Проблема целесообразности применения диффузора за последней ступенью турбины детально рассмотрена профессором И.И. Кирилловым [ 1 ]. По этой теме он даже читал образцовые лекции для преподавателей и студентов

кафедры турбиностроения Ленинградского политехнического института. Так, если рассматривать течение в последней ступени турбины и диффузоре как одномерное течение идеального газа, то дополнительная удельная мощность Ни последней ступени, полученная за счет применения диффузора, может быть вычислена по формуле

(О

где с, — скорость рабочего тела за последней ступенью, сд — скорость рабочего тела за диффузором [1].

Рассмотрим одномерное адиабатное течение совершенного газа с трением в последней сту-

^Научно-технические ведомости СПбГПУ. Наука и образование 2-Г2012

пени и диффузоре. Система уравнений для анализа такого течения дана, например, в монографии [2]. Фрагменты процесса расширения газа в последней ступени и диффузоре в h—s диаграмме представлены на рис. 1. Если бы диффузор отсутствовал, то за последней ступенью установилось бы давление рн окружающей среды. Удельная мощность последней ступени соответствовала бы величине Ни. За счет установки диффузора давление за последней ступенью понижается до величины р2, а удельная мощность последней ступени увеличивается до величины Нт. Таким образом, приращение удельной мощности турбины за счет установки диффузора соответствует величине Ни.

Примем, что скорости с2 газа за последней ступенью турбины в установках с диффузором и без диффузора одинаковы. Тогда приращение удельной мощности за счет установки диффузора [1] в соответствии с рис. 1

(1)

Рис. 1. Процесс расширения и сжатия газа в последней ступени турбины и диффузоре

Перепады энтальпий а и Ъ можно вычислить следующим образом:

а = Н<-Н = Н

у

b = H-^u=H{\-u2),

(2)

(3)

где И— изоэнтропийный перепад энтальпий в диффузоре; ид — изоэнтропийный КПД диффузора; ц2 ~ изоэнтропийный КПД рабочей решетки последней ступени турбины.

Подставив (2) и (3) в (1), после преобразований получим

2 2 Со -Сл

-ЛдЛ2-

(4)

Сравнивая формулы (1) и (4), видим, что они различаются лишь двумя сомножителями в правой части. Влияние КПД ид диффузора на дополнительную мощность турбины иллюстрирует рис.2. Штриховой линией на рис. 2 показан процесс сжатия в диффузоре с пониженным КПД. В этом случае за турбиной устанавливается давление р22 < Р2ъ а дополнительная удельная мощность Ни снижается на величину ЪНи .

Влияние КПД ц2 рабочей решетки последней ступени турбины на дополнительную мощность турбины Нииллюстрирует рис. 3. Штриховой линией на рис. 3 показан процесс расширения в рабочей решетке с пониженным КПД. В этом случае дополнительная удельная мощность снижается на величину ЪНи .

Таким образом, дополнительная мощность турбины за счет установки диффузора может быть вычислена по формуле

9N = G9H=G

2 2 -

-лдл2

(5)

В некоторых случаях удобнее использовать формулу (5) в преобразованном виде. Так, привлекая уравнение неразрывности G= pc^sina = = const, вместо формулы (4) запишем

Г p2^sina2 Л

vp^sina

Д У

лдл2!

(6)

где А — аксиальная площадь за последней ступенью турбины; /д — аксиальная площадь на

Энергетика

выходе из диффузора; а2 — угол выхода потока из последней ступени; ад — угол выхода потока из диффузора.

Теперь увеличение мощности турбины за счет установки диффузора за последней ступенью можно приближенно вычислить с помощью простой инженерной формулы

U 2

1-

p2sma2 *УдРд sina

д J

ЛДЛ2> (7)

где Sa=Fa/ F2 — степень расширения диффузора. В соответствии с формулой (7) дополнительная мощность AN увеличивается с ростом массового расхода и скорости газа за турбиной, а также с увеличением КПД рабочей решетки последней ступени турбины, КПД диффузора и степени расширения диффузора, что представляется логичным. Чем совершеннее процесс сжатия в диффузоре, тем больше плотность рд, и тем самым в соответствии с формулой (7) также уве-

A

A

реализуется при осевом выходе потока из последней ступени турбины и диффузора, что характерно для номинального режима работы турбины. Па переменных режимах угол а2 выхода потока из турбины неизбежно отклоняется от соответствующего осевому направлению. Если средние диаметры аксиальных кольцевых площадей F2 и /д одинаковы, то из условия сохранения момента скорости cur = const вдоль средней поверхности тока в сечении на выходе из диффузора будем иметь такую же окружную скорость си, что и за турбиной. В то же время осевая скорость cz на выходе из диффузора меньше, чем угол за турбиной, поэтому угол ад выхода потока из диффузора отклоняется от осевого направ-

а

биной. При этом в соответствии с формулой (7)

A

физически объясняется увеличением скорости сд на выходе из диффузора.

Формула (7) также указывает пути рационального проектирования диффузоров за последней ступенью турбины. Для увеличения до-

A

жимах полезно развивать диффузор, наращивая его средние диаметры от входного сечения к выходному, в пределе переходя к конструк-

Рис. 2. Влияние КПД диффузора на удельную мощность турбины

ции осерадиального диффузора. В осерадиаль-ном диффузоре за счет увеличения радиуса средней поверхности тока скорость си может быть существенно уменьшена, что благоприятно скажется на увеличении угла ад выхода потока из диффузора.

Для того, чтобы воспользоваться формулой (7), необходимо выполнить, как минимум, одномерный газодинамический расчет течения газа в диффузоре. Вместе с тем на этапе выбора облика конструкции турбины и диффузора для номинального режима при осевом выходе потока

Рис. 3. Влияние КПД рабочей решетки на удельную мощность турбины

^Научно-технические ведомости СПбГПУ. Наука и образование 2-1'2012

из турбины может представлять интерес сугубо приближенная оценка дополнительной мощности АК Для этой цели можно использовать формулу (7) в следующем виде:

ЛЖ=(МЯн=С^1-^пдП2- (8)

Формула (8) не требует детального анализа течения газа в диффузоре и поэтому удобна на этапе предварительного выбора конструкции турбины и диффузора.

Разработанный подход к приближенной оценке дополнительной мощности, развиваемой турбиной за счет применения диффузора за последней ступенью, прежде всего имеет важное методическое значение при чтении курса «Энергетические машины. Раздел: Теория турбомашин» и выполнении курсового и дипломного проектирования, а также бакалаврских и магистерских работ. Предложенная методика позволяет про-

стыми средствами выполнить анализ основных факторов, влияющих на эффективность использования диффузора за последней ступенью осевой паровой или газовой турбины.

В технических приложениях эта методика может быть использована не только на этапе предварительного выбора рациональной конструкции диффузора за последней ступенью турбины, но также — после насыщения ее экспериментальными данными о влиянии на КПД диффузора геометрических и режимных параметров — и в задачах многорежимной компьютерной оптимизации проточных частей многоступенчатых осевых паровых или газовых турбин совместно с диффузором за последней ступенью. Методические рекомендации по постановке и решению задач многорежимной компьютерной оптимизации проточных частей многоступенчатых осевых паровых и газовых турбин различного назначения, в том числе и в составе теплоэнергетических установок, рассмотрены, например, в монографии [2].

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Кириллов, И.И. Теория турбомашин [Текст]: 2. Лапшин, К.Л. Оптимизация проточных час-

монография / И.И. Кириллов,— Л., 1972,— 536 с. тей паровых и газовых турбин [Текст]: монография /

К.Л. Лапшин,- СПб., 2011,- 177 с.

УДК 621.165.001.5

A.C. Лисянский, В.А. Рассохин, Е.Ю.Семакина, В.А.Черников

ОПТИМИЗАЦИЯ ВЫХОДНОГО ПАТРУБКА ЦНД МОЩНОЙ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ НА БАЗЕ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ

Темпы роста единичных мощностей выпускаемых атомных паровых турбин определяются главным образом удешевлением стоимости установленного киловатта электростанции при увеличении единичной мощности АЭС. Так, в 1979 году в СССР была выпущена одна из первых паровых турбин для АЭС мощностью 220 МВт [1], а в 2008 году фирмой Siemens AG PG была изготовлена турбина мощностью

1900 М Вт для АЭС в Финляндии [2], что почти в 9 раз превышает мощность первой.

Наряду с этим невысокие начальные параметры пара большинства АЭС и относительно низкая температура промперегрева обусловливают больший удельный расход пара по сравнению с турбоустановками, работающими на органическом топливе. Так, например, удельный расход пара влажнопаровой турбины для АЭС