паровые и газовые турбины для электростанций

щены от капельно-ударной эрозии защитными пластинками из твердого сплава — стеллита. Лопатка, изображенная на рис. 3.56, б, выполнена из титанового сплава ВТ6.

Хвостовики рабочих лопаток последних ступеней конденсационных турбин нагружены большими центробежными силами. Поэтому конструктивное выполнение этих хвостовиков существенно отличается от хвостовиков коротких лопаток (рис. 3.57). Для коротких лопаток применяют хвостовики типов, приведенных на рис. 3.57, а— в, ж, а для длинных лопаток — типов, показанных на рис. 3.57, г— е, з, и. Хвостовики Т-образного и грибовидного типов (рис. 3.57, а— в) имеют одну опорную поверхность, воспринимающую центробежные силы. Грибовидный хвостовик относительно длинной лопатки (рис. 3.57, г) имеет три опорные поверхности. Соответственно хвостовики вильчатого типа (рис. 3.57, д, е) выполняют с увеличенным числом гребней хвостовиков при увеличении длины

лопатки, а также применяют гребень хвостовика в форме тела равного сопротивления (рис. 3.57, е) в сильно нагруженных лопатках. В лопатках небольшой длины хвостовик в плане (вид по направлению оси лопатки) часто выполняют в форме прямоугольника или параллелограмма с целью упростить изготовление хвостовиков. При этом кромки профильной части лопатки выступают за пределы прямоугольника, т.е. наблюдается свес кромок над хвостовиком. В лопатках такой конструкции возникает местное повышение напряжений в сечении, где профильная часть лопатки соединяется с хвостовиком. В сильно нагруженных рабочих лопатках такой концентрации напряжений не допускают и поэтому применяют хвостовики формы, исключающей свес кромок, например ступенчатого (рис. 3.57, е) или кругового (рис. 3.57, и) типа. В последнем случае лопатка заводится в паз диска по кругу в направлении оси ротора.

4.1. ТЕПЛОВОЙ ПРОЦЕСС В МНОГОСТУПЕНЧАТОЙ ПАРОВОЙ ТУРБИНЕ

Всовременных паротурбинных установках ТЭС

иАЭС располагаемый теплоперепад турбины составляет 1000—1600 кДж/кг. Создать экономичную одноступенчатую турбину при таких теплоперепадах и достигнутом в настоящее время уровне прочности металлов невозможно. Действительно, скорость пара на выходе из сопл одноступенчатой турбины в этих условиях составит 1500—1700 м/с. Для экономичной работы одноступенчатой турбины необходимая окружная скорость лопаток на среднем диаметре при оптимальном отношении

скоростей u /с = 0,65 должна составить 1000—

ф

1100 м/с. Обеспечить прочность ротора и лопаток при таких окружных скоростях практически невозможно. Кроме того, число М в потоке пара в этом случае составит 3,0—3,5, что приведет к большим волновым потерям энергии в потоке. Поэтому все крупные паровые турбины для энергетики и других отраслей народного хозяйства выполняют многоступенчатыми. В этих турбинах пар расширяется в последовательно включенных ступенях, причем теплоперепады таких ступеней составляют небольшую часть располагаемого теплоперепада всей турбины. Поэтому окружные скорости лопаток в ступенях многоступенчатой турбины составляют 120—250 м/с для большинства ступеней ЧВД и ЧСД турбины и достигают 350—450 м/с для последних ступеней конденсационных турбин при стальных лопатках и 600 м/с при титановых лопатках. Числа М в потоке для большинства ступеней меньше единицы.

Рассмотрим схематический чертеж проточной части многоступенчатой турбины активного типа со сравнительно высоким давлением за турбиной (рис. 4.1). Как указывалось в гл. 2, совокупность одного ряда сопловых и одного ряда рабочих лопаток образует ступень турбины. Проточная часть турбины (отсека) активного типа состоит из активных ступеней (см. гл. 3), рабочие решетки которых выполняются со сравнительно небольшой степенью реактивности, а в основном расширение пара осуществляется в сопловой решетке.

На входе в турбину свежий пар поступает к соплам первой ступени, установленным в сопловой

z

Рис. 4.1. Схема проточной части турбины и распределение

вдоль оси турбины давления и крутящего момента:

р – p — перепад давлений в I—IV ступенях турбины;

IIV

p — давление свежего пара перед турбиной; р — давление

на выходе из турбины

коробке. Рабочие лопатки первой и последующих ступеней расположены на дисках, откованных заодно с валом. После рабочих лопаток первой ступени пар поступает к соплам второй ступени, расположенным в диафрагме. Диафрагмы второй, третьей и четвертой ступеней установлены в пазах корпуса турбины. Для уменьшения протечек пара через зазор между валом и диафрагмой в паз расточки диафрагмы устанавливается диафрагменное уплотнение. На рис. 4.1 показано также распределение вдоль оси турбины давления р и крутящего момента М на валу. Давление пара уменьшается в каждой ступени немного. В активных ступенях это снижение давления осуществляется преимущественно в каналах сопловых лопаток. Крутящий момент на валу от ступени к ступени увеличивается за счет суммирования крутящих моментов, создаваемых паровым потоком в каждой ступени. Через правый конец вала от турбины к приводимой

машине передается мощность, определяемая моментом М на валу и угловой скоростью ротора ω:

N = M ω.

Через левый конец вала передается небольшой крутящий момент M для привода масляного насоса, если он расположен в корпусе переднего подшипника, и на преодоление момента трения в этом подшипнике.

Процесс расширения пара в h, s-диаграмме для турбины, состоящей из четырех активных ступеней, представлен на рис. 4.2. По мере расширения пара от ступени к ступени давление его уменьшается, а удельный объем увеличивается. В результате этого длина сопловых и рабочих лопаток вдоль проточной части также увеличивается. Интенсивность возрастания высоты лопаток определяется значениями соответствующих чисел М для ступени. С увеличением числа М интенсивность возрастания высот лопаток повышается. При числах М, близких к нулю (приближение к условиям течения несжимаемой жидкости), высоты лопаток практически не изменяются вдоль проточной части.

Если многоступенчатая турбина составляется из реактивных ступеней, то сопловые лопатки располагаются непосредственно в корпусе турбины (рис. 4.3). Применение в этом случае диафрагменной конструкции привело бы к большим осевым усилиям на диски ротора и затруднило бы уравновешивание этих усилий на роторе, в особенности

s

Рис. 4.2. Процесс в h, s-диаграмме для многоступенчатой

турбины

Рис. 4.3. Схема проточной части реактивной многоступен-

чатой турбины

в условиях переменного режима работы турбины и износа диафрагменных уплотнений и уплотнений рабочих лопаток.

Второй отличительной особенностью турбин реактивного типа является увеличение числа ступеней по сравнению с турбинами активного типа при

одинаковом располагаемом теплоперепаде Н .

0

При большом числе ступеней в турбине конструктивно не удается разместить их в одном корпусе. Поэтому современные конденсационные турбины большой мощности выполняют в нескольких корпусах.

Многоступенчатые турбины имеют ряд преимуществ перед одноступенчатыми.

1. В многоступенчатой турбине за счет уменьшения теплоперепада, приходящегося на одну ступень, легко получить оптимальное отношение ско-

ростей u /с , а следовательно, высокий КПД. Чем

ф

больше ступеней в турбине, тем меньше теплопере-

пад на каждой ступени, меньше и скорости с и u.

ф

Очевидно, что с увеличением числа ступеней уменьшаются безразмерные скорости потока М

врешетках ступени.

2.В многоступенчатой турбине с увеличением числа ступеней высота сопловых и рабочих лопаток во всех ступенях турбины увеличивается. Дей-

ствительно, из формулы для высоты сопловых

F

связано с уменьшением среднего диаметра ступени

d и увеличением площади сопловой решетки F .

1

Средний диаметр ступени уменьшается, так как с возрастанием числа ступеней уменьшается теплоперепад ступени и, следовательно, уменьшается

окружная скорость лопаток u. Площадь F увели-

1

чивается, так как уменьшается скорость пара в сопловых лопатках. Увеличение высоты сопловых и рабочих лопаток при этом приводит к снижению концевых потерь в решетках ступени и протечек пара через зазоры по бандажу и по корню рабочих лопаток.

В турбинах небольшой мощности с парциальным подводом пара с увеличением числа ступеней и уменьшением их диаметров появляется возможность увеличить степень парциальности и соответственно уменьшить потери от парциального подвода пара.

3. В многоступенчатой турбине энергия выходной скорости предыдущей ступени используется в сопловых лопатках последующей. Эта энергия выходной скорости повышает располагаемую энергию последующей ступени. Как указывалось в гл. 2, относительный лопаточный КПД промежуточной сту-

Таким образом, в промежуточных ступенях многоступенчатой турбины потери энергии с выходной скоростью равны нулю. Энергия выходной скорости теряется только в последней ступени турбины и в ступенях, предшествующих объемной камере в проточной части турбины, например в регулирующей ступени, в ступени перед камерой отбора пара

и т.п. В этих ступенях = 0.

в.с

4.В многоступенчатой турбине тепловая энергия потерь предыдущих ступеней частично используется для выработки полезной энергии в последующих ступенях за счет явления возврата теплоты

втурбине (см. § 4.2).

5.Конструкция многоступенчатой турбины позволяет осуществить отборы пара для регенеративного подогрева питательной воды и промежуточный перегрев пара, которые существенно повышают абсолютный КПД паротурбинной установки.

Из недостатков многоступенчатой турбины следует отметить два основных.

1.С увеличением числа ступеней возрастают сложность конструкции и стоимость изготовления турбины. Однако для энергетических турбин усложнение конструкции и повышение стоимости их изготовления оправдываются повышением КПД турбины и турбинной установки.

2.В многоступенчатой турбине возникают повышенные потери от утечек пара как в переднем концевом, так и в диафрагменных уплотнениях. Перед передним концевым уплотнением давление пара тем выше, чем больше ступеней в турбине. В одноступенчатой турбине утечки через диафрагменные уплотнения отсутствуют.

Следует иметь в виду, что в состав турбины входят стопорные и регулирующие клапаны, устанавливаемые перед турбиной, а также перед частью среднего давления в турбинах с промежуточным перегревом пара. В этих клапанах течение пара сопровождается гидравлическими потерями энергии, которые приводят к снижению КПД турбины. В состав турбины входят также перепускные паро-

проводы между корпусами турбины (ресиверы), выходной патрубок. Процесс течения пара в них также сопровождается потерями энергии, которые снижают общий КПД турбины.

4.2. КОЭФФИЦИЕНТ ВОЗВРАТА ТЕПЛОТЫ

Одним из преимуществ многоступенчатой турбины является использование части потерь энергии предыдущих ступеней для получения полезной работы в последующих ступенях. Потери энергии в ступени переходят в теплоту и повышают энтальпию пара за ступенью. В области перегретого пара это приводит к повышению температуры пара за ступенью, а в области влажного пара к увеличению степени сухости пара х. За счет повышения температуры или степени сухости пара теплоперепад ступени увеличивается по сравнению с теплоперепадом этой ступени, отсчитанным по основной изоэнтропе идеального расширения пара в турбине,

повышение теплоперепадов, как известно, вызывается расхождением изобар в h, s-диаграмме в направлении увеличения энтропии.

Таким образом, если суммировать теплопере-

окажется больше теплоперепада турбины по основной изоэнтропе H , т.е.

j = 1

Здесь Q — возвращенная теплота потерь энергии ступеней, которая увеличивает располагаемую энергию ступеней многоступенчатой турбины по сравнению с одноступенчатой.

Подсчитаем внутренний относительный КПД многоступенчатой турбины в предположении, что

она состоит из ступеней с одинаковым КПД ηст :

oi

Здесь q = Q/ H — коэффициент возврата теплоты.

t0

Величину Q представим в виде

где H — изоэнтропийный теплоперепад j-й сту-

0 j

пени по основной изоэнтропе расширения; H ′ —

0j

изоэнтропийный теплоперепад j-й ступени, отсчитываемый от начальной точки на кривой действительного процесса расширения (см. рис. 4.2). Тогда

tz

∑H0 j

j = 1

Из (4.2) и (4.3) видно, что за счет явления возврата теплоты внутренний относительный КПД турбины повышается по сравнению с внутренним относительным КПД одиночной ступени. Это увеличение КПД определяется коэффициентом возврата теплоты, который обычно изменяется в пре-

делах от 0,02 до 0,10 в зависимости от Н , числа

0

ступеней и КПД.

Для турбины, процесс в h, s-диаграмме и число ступеней которой известны, коэффициент возврата легко определяется непосредственным суммированием теплоперепадов по (4.1) и (4.2). В некоторых случаях требуется оценить коэффициент возврата теплоты до проведения детального расчета теплового процесса в турбине или в многоступенчатом отсеке турбины. Например, для определения числа ступеней в отсеке при известных из предваритель-

ηст ) используется очевидное соотношение

oi

H

0cp

где q как раз учитывает увеличение суммарного

t

теплоперепада отсека за счет эффекта возврата теплоты.

Для приближенных оценок существует ряд методов расчета коэффициента возврата теплоты турбины. Все они основаны на приближенной

навливаясь на подробностях, приведем одну из приближенных формул

где Tzt — абсолютная температура в конце изоэн-

тропийного процесса в рассматриваемом отсеке;

T — абсолютная температура перед отсеком; z —

0

число ступеней в отсеке.

Формула (4.5) применима как для перегретого, так и для влажного пара. Температура Tzt должна

быть определена по h, s-диаграмме или по таблицам для водяного пара. Для отсека в перегретом паре можно для расчета Tzt использовать соотноше-

ние для идеального газа. На рис. 4.4 зависимость (4.5) представлена графически. Применение зависимости (4.5) рассмотрим на примере.

Пример 4.1. Требуется рассчитать коэффициент возврата теплоты для отсека высокого давления турбины СКД при следующих исходных данных:

давление в камере регулирующей ступени

p= p = 16,46 МПа;

давление за последней ступенью отсека

pz = 3,51 МПа;

ст

средний КПД ступени η = 0,86;

oi

число нерегулируемых ступеней в отсеке z = 10.

Решение. Отношение температур Tzt / Tр.с (Tр.с = T0 —

температура в камере регулирующей ступени) найдем по

формуле для изоэнтропийного процесса:

0,3

-----------

------

k

1,3

1 – η

oi

Рассчитаем коэффициент возврата теплоты для ЧВД турбины АЭС К-1000-5,9/3000 ЛМЗ. Процесс расширения происходит полностью в области влажного пара. Заданы следующие условия: давление пара перед первой

ступенью р = 5,76 МПа; температура пара (равная тем-

0

пературе насыщения при давлении р ) t = t = 273 °С,

0 0 s

qt / (1–ηстoi )

z = ×

0,3

10

5

0,2

3

z = 2

0,1

Рис. 4.4. Коэффициент возврата теплоты

T = 273 + 273 = 546 К; давление за последней ступенью

0

ЧВД рz = 0,6 МПа; температура за последней ступенью

(равная температуре насыщения при давлении рz ) tz t = ts=

= 158,8 °С, Tz t = 158,8 + 273 = 432 К.

По данным теплового расчета ступеней известны зна-

ст

чения η :

oi

ст

для первой ступени η = 0,842;

Из примера следует, что возвращенная теплота как в ЦВД турбин сверхкритических параметров, так и в ЧВД влажно-паровых турбин составляет около 2 %.

4.3. КОНСТРУКЦИИ УПЛОТНЕНИЙ

Надежность работы турбины в существенной степени зависит от конструктивного выполнения уплотнений. В многоступенчатой турбине лабиринтные уплотнения используются в качестве концевых и диафрагменных. Кроме того, в проточной части ступеней турбины выполняют периферийные уплотнения по бандажу и уплотнения у корня рабочих лопаток. Важным для эффективной работы любого лабиринтного уплотнения является конструктивное оформление элементарной ступеньки уплотнения: щели, образованной уплотнительным гребнем, и последующей расширительной камеры. Необходимо, чтобы кинетическая энергия струи, вытекающей из щели, полностью гасилась в расширительной камере. Выполнение этого требования обеспечивает при прочих равных условиях минимальный расход пара через уплотнение.

Как указывалось в § 3.2, для снижения расхода пара через уплотнение необходимо увеличивать число щелей в уплотнении z. Поэтому на заданной длине уплотнения стремятся разместить возможно больше гребней (щелей), но так, чтобы расширительная камера имела достаточные размеры для полного гашения кинетической энергии потока после щели.

гребню между статором и ротором. Однако при очень малых зазорах возможны задевания ротора о

статор. При задевании в месте одностороннего касания гребня, расположенного на статоре (см. рис. 3.21), выделяется теплота, при этом разогреваются периферийные слои металла ротора. В результате теплового расширения металла в месте касания возникает прогиб ротора в сторону, где происходит нагрев его, при этом задевание усиливается, разогрев и прогиб ротора нарастают. Вследствие деформации ротора возникают напряжения сжатия в области задевания, которые при интенсивном разогреве могут превзойти предел текучести металла, и в роторе возникнут остаточные деформации сжатия. После остановки и остывания ротор получит прогиб, направление которого противоположно области задевания на роторе. Ротор, получивший остаточный прогиб, приходится подвергать правке — сложной операции, осуществляемой в заводских условиях.

Для того чтобы исключить возможность тяжелых последствий задеваний в уплотнениях, связанных с остаточным прогибом ротора, в концевых и диафрагменных уплотнениях современных турбин применяют некоторые конструктивные особенности. В тех случаях (рис. 4.5, а), когда уплотняющие гребни 1 расположены на статоре, на роторе выполняют тепловые канавки 2. При задеваниях термические удлинения волокон ротора вдоль оси на участке между тепловыми канавками происходят относительно свободно, не вызывая прогиба вала и остаточных деформаций. Другим способом является выполнение конструкции уплотнения с тонкими усиками (гребнями), закатанными в ротор (рис. 4.5, б). В этом случае передача теплоты трения от места касания к ротору затруднена, так как теплопроводность тонкого усика относительно мала.

Если осевые перемещения ротора относительно статора велики (например, в ЦНД мощных турбин), применяют или прямоточные уплотнения, когда вал выполняется гладким, без ступенек, а гребни располагаются на статоре (рис. 4.5, г), или уплотнения с наклонными гребнями, расположенными как на статоре, так и на роторе (рис. 4.5, в). Для уменьшения коэффициента расхода в этом уплотнении усики наклонены в направлении, противоположном потоку пара. Уплотнения типов, изображенных на рис. 4.5, в и г, допускают значительные осевые перемещения ротора относительно статора, достигающие 30— 35 мм, в то время как уплотнения ступенчатого типа (рис. 4.5, а и б) допускают осевые перемещения, ограниченные размерами впадины, в которой располагается гребень уплотнения.

Такие конструктивные особенности концевых уплотнений, как число отсеков, число камер отвода или подвода пара к уплотнению, зависят от организации потоков пара в концевых уплотнениях. Рассмотрим организацию потоков пара в концевых

подводится пар из деаэратора от общего коллектора, в котором регулятором поддерживается небольшое

избыточное давление 10—20 кПа (0,1—0,2 кгс/см 2). Для концевых уплотнений, перед которыми давление в турбине ниже атмосферного, небольшое избыточное давление в этих камерах необходимо, чтобы исключить присосы воздуха из атмосферы в турбину. Поэтому пар, поступающий в эти камеры, называют уплотняющим. В концевых уплотнениях ЦВД и переднем ЦСД пар, поступающий из коллектора 2, обеспечивает охлаждение ротора для снижения температуры шейки ротора и подшипника.

В турбинах АЭС пар может быть радиоактивным, и поэтому в камеры концевых уплотнений, соседние с крайними, подается нерадиоактивный пар из специального котла или испарителя, что исключает возможность попадания радиоактивного пара в машинный зал.

Конструкцию уплотнений турбин рассмотрим на примере турбин УТЗ (рис. 4.7). В этих турбинах уплотнение образовано усиками, расположенными на статоре, а также выступами и впадинами прямоугольного сечения, выполненными на роторе. Усики на статоре располагают в уплотнительных кольцах, составленных из четырех или шести сегментов, заведенных в пазы обоймы 2. Выступы сегментов прижимаются к опорным выступам пазов с помощью плоских пружин 6, а также давлением пара, поступающего в полость паза через специальные отверстия или фрезерованные канавки со стороны высокого давления уплотнительного кольца. В осевом направлении уплотнительное кольцо прижимается также за счет перепада давления пара, в результате этого перетечки пара через паз практически исключаются.

АБ

Б

А

В

В

Рис. 4.7. Уплотнение:

A—A

Несколько уплотнительных колец, установленных в обойме, образуют отсек уплотнения. Между отсеками уплотнения, как указывалось, располагаются камеры для отвода или подвода пара к уплотнению в соответствии со схемой организации потоков пара (см., например, рис. 4.6). В зависимости от давления перед концевым уплотнением число камер в них составляет 2—5.

Установка обойм в корпусе турбины осуществляется так же, как и установка сопловых диафрагм. Центровка обойм осуществляется с помощью лапок (сечение Б—Б ) и шпонок (сечение В—В). Установка обойм в осевом направлении определяется положением усиков относительно канавок на роторе из условия отсутствия задеваний усиков о стенки канавки при различных относительных тепловых расширениях ротора и статора.

Усики сегментов уплотнений для рассматриваемой конструкции закрепляются зачеканкой по всей дуге сегмента. Для того чтобы усилия на усики при задеваниях были невелики, сегменты должны иметь возможность смещаться вдоль радиуса. При установке контролируется зазор а, который должен быть

не менее 2 мм. Радиальные зазоры по усикам δ

y

зависят от диаметра уплотнения d и, как правило,

y

равны δ = (0,001 … 0,0015)d , т.е. 0,3—0,6 мм.

Материал уплотнительных усиков — латунь

взоне низких температур; монель-металл в зоне средних температур и нержавеющая сталь Х18Н9T

взоне высоких температур. В турбинах АЭС, работающих на влажном паре, для уменьшения эрозионного износа детали уплотнений изготовляют из высокохромистых нержавеющих сталей или со специальными эрозионно устойчивыми покрытиями.

Конструкции периферийных и корневых уплотнений ступеней рассмотрены в гл. 3.

4.4.ЭРОЗИЯ ДЕТАЛЕЙ ПАРОВЫХ ТУРБИН

Впаровых турбинах ударному эрозионному износу подвержены рабочие лопатки последних и предпоследних ступеней конденсационных турбин.

Вместах, где поток пара с повышенным содержанием влаги имеет высокую скорость, в особенности в ЦВД турбин АЭС, работающих на влажном паре, наблюдается износ от щелевой эрозии корпусов, обойм, диафрагм, арматуры и других деталей.

Эрозионный износ рабочих лопаток при ударах капель влаги о поверхность входных кромок лопаток (см. рис. 3.31) проявляется вначале в появлении шероховатости поверхности, затем на поверхности образуются углубления, кратеры, язвины, искажается форма профиля лопаток. При длительной работе возможно постепенное полное разрушение

верхней части рабочей лопатки. В результате снижаются механическая прочность эродированных лопаток и КПД ступени.

Механизм эрозионного износа рабочих лопаток связан в основном с усталостным разрушением материала лопаток вследствие высоких механических напряжений, которые возникают при ударе капли влаги о поверхность лопатки. Давление при соударении капли с поверхностью лопатки может быть определено на основе уравнения гидравлического удара Н.Е. Жуковского по формуле

p = α ρ w a ,

вл вл вл

где ρ — плотность жидкости в канале; w — ско-

рость капли относительно поверхности лопатки;

a— скорость звука в жидкости; α — коэффици-

вл

ент, изменяющийся в зависимости от скорости

Ударное давление может достигать 310 МПа при скорости капли в момент соударения с лопаткой

300 м/с. Эта относительная скорость капли w (см.

вл

рис. 3.31) достигается при окружных скоростях лопатки, немного превышающих значение u = = 300 м/с.

На эрозионный процесс кроме механических напряжений могут оказывать влияние коррозия металла, кавитация и т.п.

Различают три периода в развитии эрозионного износа лопаток (рис. 4.8): I — инкубационный период, когда в поверхностном слое материала накапливаются усталостные повреждения (образование и рост усталостных трещин); II — период интенсивной эрозии; III — период замедленного темпа эрозии. Продолжительность этих периодов зависит от влажности пара, дисперсности влаги, скорости капель в момент соударения с поверхностью лопатки. Замедление темпов эрозии в третьем периоде обусловлено демпфированием удаpа за счет влаги, находящейся в кавернах.

Распределение влаги в последних ступенях существенно неравномерное по радиусу, причем наибольшая влажность наблюдается в периферийных областях (см. рис. 3.33), поэтому эрозионному разрушению подвергается в первую очередь периферийная часть лопатки, занимающая приблизительно одну треть ее высоты.

Рис. 4.8. Средняя глу-

бина эрозионного раз-

рушения в зависимости

от времени работы

лопатки

Для защиты рабочих лопаток от эрозионного разрушения используются следующие способы:

1)снижение влажности пара на выходе из турбины, которое достигается повышением температуры свежего пара, применением промежуточного перегрева пара, использованием выносных сепараторов в сочетании с промежуточным пароперегревателем для влажно-паровых турбин АЭС;

2)применение различных влагоулавливающих устройств в проточной части турбины (внутриканальная сепарация, влагоулавливающие устройства на периферии ступени, ступени-сепараторы);

3)увеличение осевых зазоров между соплами и рабочими лопатками, способствующее дроблению капель и снижению рассогласования скоростей влаги и пара (эти зазоры достигают 100—300 мм);

4)отказ от бандажных проволок, способствующих концентрации влаги;

5)применение продольных канавок на входной части спинки лопатки у периферии; влага в канавках демпфирует удары капель, и, кроме того, канавки способствуют сепарации влаги лопаткой;

6)применение эрозионно стойких материалов, упрочнение поверхности лопаток, использование защитных покрытий.

Для упрочнения входных кромок лопаток со стороны спинки к ним припаиваются серебряным припоем накладки, изготовленные из стеллита (рис. 4.9). Стеллит — сплав на кобальтовой основе, обладающий высокой твердостью и износостойкостью. Стеллитовые накладки состоят из нескольких частей по длине лопатки для того, чтобы при тепловых расширениях уменьшить скалывающие напряжения в шве между накладками и лопаткой.

В турбинах АЭС, работающих на радиоактивном паре, нельзя применять сплавы на кобальтовой основе по условиям радиационной безопасности. Поэтому на ряде заводов производят поверхност-

A—A

Рис. 4.9. Рабочая лопатка со

стеллитовыми накладками

ную закалку входных кромок лопаток или обработку их поверхностей электроискровым методом.

Для повышения антиэрозионной стойкости рабочих лопаток турбин ТЭС и АЭС из титановых сплавов на ЛМЗ применяется комбинированная обработка их поверхности, состоящая из процесса

имплантации ионов азота (N+) в поверхностный слой лопаток и последующего наносимого ионноплазменным способом покрытия рабочих лопаток нитридом титана (TiN) толщиной 8—10 мкм;

7) уменьшение размера капель, так как эрозионный износ рабочих лопаток существенно зависит от размера капель и в действительности возникает при воздействии крупнодисперсной влаги с диаметром капель выше 10 мкм.

Размер капель оказывается тем меньше, чем выше теплоперепад ступени. Уменьшение размера капель можно получить при подогреве поверхности сопловых лопаток подачей обогревающего пара в полую сопловую лопатку. При этом уменьшение эрозии достигается за счет частичного испарения водяной пленки с поверхности сопловой лопатки и уменьшения размера капель влаги, срывающейся с поверхности сопловых лопаток.

Обогрев сопловых лопаток в целях снижения капельно-ударной эрозии применяется некоторыми передовыми фирмами — производителями паровых турбин.

Перечисленные способы защиты от эрозионного износа позволяют снизить степень эрозионного повреждения лопаток при окружных скоростях 560—600 м/с для стальных лопаток и до 660 м/с для титановых лопаток и степенях влажности за турбиной около 8 %, а при пониженных окружных скоростях и при влажности около 12—14 %.

4.5. СЕПАРАЦИЯ ВЛАГИ В ТУРБИНЕ

Удаление влаги из проточной части турбины существенно снижает эрозионный износ лопаток и наряду с этим способствует уменьшению потерь энергии от влажности, т.е. повышению относительного внутреннего КПД ступеней. Как показывают опыты, удается удалить только крупнодисперсную влагу, которая составляет небольшую долю общего влагосодержания пара.

Все многообразие конструкций влагоудаляющих (сепарационных) устройств можно разделить на три группы, соответствующие следующим способам сепарации влаги в турбинах: периферийная сепарация в ступени, внутриканальная сепарация и внешняя сепарация в выносных сепарационных устройствах.