Впускной корпус для однопоточной осевой паровой турбины - RU2069769C1

Описание

Изобретение касается впускного корпуса для однотопочной паровой турбины.

Известен впускной корпус для однотопочной осевой паровой турбины (патент Швейцарии N 654625), содержащей две спиральные камеры, расположенные концентрично с образованием осевого отверстия и общей разделительной стенки и выполненные с кольцевыми выходами щелями, имеющими различную площадь поперечного сечения и два подводящих трубопровода, подключенных посредством колен и редукционных устройств к спиральным камерам и расположенных диаметрально противоположно относительно оси корпуса, а на наружной поверхности внутренней стенки спиральной камеры размещено лабиринтное уплотнение.

Согласно этому техническому решению, благодаря подводу пара, осуществляемому по 360^o периметра, с различными в зависимости от нагрузки массовыми расходами можно отказаться от регулирующих ступеней, имеющих большие потери при частичной нагрузке и состоящих из сопловой коробки и из диска активной ступени. Особые преимущества конструктивного типа следует усматривать в том, что подобные спиральные корпусы имеют короткую аксиальную конструктивную длину, и требуются лишь два подводящих трубопровода, снабженных закрывающими и регулирующими органами.

Если размеры поперечных сечений спиральных корпусов выбираются для различных массовых расходов, то наряду с полной нагрузкой работа может производиться по меньшей мере в двух точках частичной нагрузки без дросселирования и, таким образом, с малыми потерями. Если к тому же спиральные поперечные сечения сконструированы закручивающими поток, то можно отказаться от направляющей решетки для первого ряда рабочих лопаток турбины. Как обычно, более высокие скорости пара допустимы в подводящих трубах, так как для закручивания потока кинетическая энергия может полностью использована. Таким образом, подводящие трубопроводы могут быть выполнены с меньшими поперечными сечениями и следовательно более дешевыми.

В изобретении достигается технический результат обеспечение возможности сохранения во впускном корпусе прежней классической конструкции с регулирующим колесом, работающим по принципу постоянного давления.

Это достигается тем, что между внутренней и общей разделительной стенками расположена спиральная камера с меньшей величиной площади поперечного сечения выходной кольцевой щели, причем общая разделительная стенка выполнена с длиной меньшей, чем длина внутренней стенки спиральных камер в осевом направлении.

Если к тому же спиральные поперечные сечения сконструированы закручивающими поток, то можно отказаться от направляющей решетки для первого ряда рабочих лопаток турбины. Как обычно, более высокие скорости пара допустимы в подводящих трубах, так как для закручивания поток кинетическая энергия может быть полностью использована. Таким образом, подводящие трубопроводы могут быть выполнены с меньшими поперечными сечениями и следовательно более дешевыми.

В основе изобретения лежит задача обеспечить возможность сохранить в случае впускного корпуса в начале названного типа прежнюю классическую конструкцию с регулирующим колесом, работающим по принципу постоянного давления.

Согласно изобретению это достигается тем, что спираль и их кольцевое отверстие, размеры которых выбраны для меньшего расхода, расположены со стороны ротора в радиальном направлении; первый ряд лопаток, в который подводится пар из кольцевых отверстий, является рядом рабочих лопаток с малой степенью реактивности; и радиально внутренняя ограничительная стенка спирали, размер которой выбран для малого расхода, расположена по меньшей мере частично в плоскости уравнительного поршня, а на своей внешней стороне снабжена лабиринтообразным волновым уплотнением.

Преимущество изобретения следует, в частности, усматривать в том, что уравнительный поршень, требующийся в однопоточных турбинных частях, вследствие большого диаметра регулирующего колеса может быть расположен в свободном пространстве внутри спиралей.

На чертеже показана турбина с двуспиральным впускным корпусом, продольный разрез.

Направление течения рабочей среды (пар высокого давления) обозначено стрелками.

Впускной корпус состоит из двух спиралей 1, 2, в которые пар поступает через колена 8, соответственно 9 трубопроводов. Закрывающие и регулирующие органы, расположенные в коленах 8, соответственно трубопроводов, не показаны. Со стороны выхода каждая из спиралей выходит в кольцевое отверстие 1', соответственно 2'.

Эти кольцевые отверстия расположены концентрично по отношению друг к другу и проходят по 360^o периметра. Ограничение потока обоих кольцевых отверстий 1', 2' по отношению друг к другу происходит по короткой общей разделительной стенке 4, выходящей в осевом направлении в канал течения турбины. Таким образом из обеих спиралей происходит аксиальный в проекции вход пара в турбину.

Из частично и очень схематично изображенной турбины, в случае которой речь идет об однопоточной части высокого давления, показаны только ротор 10 с сальниковой частью 11 на уравнительном поршне 17, держатель 12 лопаток, регулирующее колесо 13, а также закрепленные в держателе лопаток направляющие лопатки 14 трех первых реактивных ступеней и закрепленные в роторе направляющие лопатки 15 двух первых реактивных ступеней.

Между выходом спиралей 1, 2 который задается задней кромкой разделительной стенки 4 и регулирующим колесом 13, расположено кольцеобразное смесительное пространство 5. Между регулирующим колесом 13 и рядом направляющих лопаток первой ступени находится обычная полость 16.

Радиально внутренняя ограничительная стенка спирали 2, размер которой выбран для малого расхода, проходит в плоскости уравнительного цилиндра 17 и на своей внешней стороне снабжена лабиринтообразным волновым уплотнением, которое является частью указанной сальниковой части 11.

Между неизображенными входными поперечными сечениями спиралей, которые находятся в горизонтальной разделительной плоскости и в коленах 8, 9 трубопроводов, предусмотрены редукционные детали 6, 7. В них рабочая среда ускоряется от 60 м/с до скорости, требующейся на входе в турбину, в этом случае перед регулирующим колесом 13, которая равна, например, 280 м/с.

Закручивание потока происходит в соответственно этому выполненных спиралях. Подразумевается, что в коленах 8, 9 трубопроводов допустимы также и более высокие скорости, чем указанная скорость, равная 80 м/с. Это действительно, в частности, потому, что кинетическая энергия для закручивания потока используется полностью.

Наконец, речь идет о задаче оптимизации, в которой более высокие потери на трение, обусловленные повышенной скоростью, должны быть противопоставлены экономии материала вследствие меньших поперечных сечений.

Обе спирали 1, 2 расположены концентрично как их кольцевые отверстия 1', 2' и проходят по периметру также на 360^o. Их входные поперечные сечения смещены по отношению друг к другу на 180^o, а именно так, что поток проходит через спирали 1, 2 в одинаковом направлении вращения. Эти поперечные сечения находятся на горизонтальной оси 3 турбины, т.е. в плоскости, в которой обычно проходят разделительные поверхности машины.

Спиральные поперечные сечения двух концентрично расположенных спиралей 1, 2 рассчитаны для различного расхода, что объясняет различные входные поперечные сечения 1", 2" и различные высоты канала, соответственно кольцевых отверстий 1', 2'.

При выборе формы поперечного сечения наряду с потокотехническими точками зрения необходимо также учитывать конструктивные и технологические аспекты. Стремятся использовать компактные спиральные формы, которые обеспечивают по возможности гомогенный выход потока из кольцевых отверстий.

В отношении этого гомогенного выхода потока выше уже было сказано, что закручивание потока происходит в самой спирали. Путем уменьшения радиуса в направлении течения рабочей среды в спирали вследствие "закона о сохранении кручения" сообщается дополнительное ускорение.

С учетом этого ускорения поперечные сечения спирали в каждой точке необходимо рассчитывать для средней скорости, равной, например, 120 м/с. В таком случае в кольцевых отверстиях, размеры которых выбраны соответствующим образом, достигается абсолютная скорость выхода потока, равная приблизительно 280 м/с, при угле выхода потока, равном приблизительно 18^o. При соответствующей окружной скорости ротора на решающем диаметре ротора это дает идеальный угол набегания потока на регулирующее колесо 13.

Ускорение, обычно осуществляемое в сопле регулирующей ступени, главным образом происходит в редукционной детали вверх по течению от спирали и в малой доле в самой указанной спирали. Связанное с этим ускорением уменьшение перепада давлений ступени соответствует части перепада давлений, которую необходимо было бы обработать в отсутствующей теперь сопловой коробке.

С другой стороны, следует учитывать, что в противоположность решению по патенту Швейцарии А N 654625, первый ряд рабочих лопаток, в который попадает пар, является рядом рабочих лопаток нормальной регулирующей ступени. В известном решении вследствие устранения регулирующей ступени и при заданном общем перепаде давлений в части высокого давления турбины уровень давления на входе в реактивные лопатки является настолько высоким, что для его уменьшения необходимо предусмотреть дополнительную реактивную ступень с обычным перепадом давлений. Это обусловлено тем, что в реактивной ступени обычно преобразуется лишь приблизительно половина того перепада давлений, который преобразуется в активной ступени, расположенной с целью регулирования.

Это показывает уже одно из основных преимуществ нового применения спирали, т. е. прежний ротор может быть использован без изменения. Это особенно важно в отношении "модификации" существующих турбин.

Решение спирали, обозначаемое как "регулирование момента закрутки", особенно пригодно для характеристики частичной нагрузки турбины, где оно имеет весьма существенные преимущества по отношению к классическому регулированию сопловых групп. Это справедливо, так как поступление потока к первому ряду рабочих лопаток при любой имеющейся нагрузке всегда происходит по 360^o периметра.

Здесь особенно благоприятным оказывается расположение двух спиралей, рассчитанных на различный массовый расход. В показанном примере исполнения в котором "малая" спираль 2 подает пар в партии лопаток, расположенных близко к ротору, а "большая" спираль 1 подает пар в партии лопаток, являющиеся наиболее близкими к держателю 13 лопаток при полной нагрузке 70 рабочей среды вытекает из кольцевого отверстия 1', а 30 рабочей среды из кольцевого отверстия 2'. Тем самым машина может использоваться при следующих нагрузках:
полная нагрузка с открытыми спиралями 1, 2 и открытыми установочными клапанами (не показаны) в коленах 8, 9 трубопроводов;
70 нагрузки с открытой спиралью 1 и закрытой спиралью 2;
30 нагрузки с открытой спиралью 2 и закрытой спиралью 1;
любые частичные нагрузки путем открывания одной или обеих спиралей и путем дросселирования одного из обоих непоказанных клапанов.

Тщательный расчет поперечного сечения спирали с целью закручивания потока и гомогенного выхода потока в окружном направлении гарантирует также и в точках частичной нагрузки турбины одинаковый угол набегания потока на регулирующее колесо 13, как и при полной нагрузке. Скорости выхода потока, являющиеся различными в зависимости от частичной нагрузки, из спиралей делают возможным такое же регулирование нагрузки, как и при регулировании сопловых групп.

В противоположность классическому регулированию сопловых групп, при котором частичный подвод пара происходит в окружном направлении, в настоящем случае частичный подвод пара осуществляется в радиальном направлении. Благодаря этому всегда достигается полный подвод пара в окружном направлении, который имеет своим следствием также равномерное распределение температуры по периметру.

Таким образом, отпадает необходимость в периодическом наполнении и опорожнении каналов лопаток, являющихся известными обычно при частичном подводе пара и вызывающих интенсивные потери, так что увеличение потерь при уменьшении нагрузки оказывается меньшим, чем при регулировании сопловых групп. Кроме того, динамическая нагрузка первого ряда рабочих лопаток является более благоприятной.

Дополнительная, однако значительно меньшая потеря, возникает при частичной нагрузке лишь на фронте раздела массовых потоков, выходящих из кольцевых отверстий 1' и 2' с различной скоростью. При этом речь идет о потерях на трение и смещение на границах струй.

С другой стороны, обратное смещение разделительной стенки 4 по отношению к прежнему решению (патент Швейцарии N 654625), при полной нагрузке обеспечивает хорошее смещение частичных потоков в смесительном пространстве 5. Даже если одна из спиралей является полностью выключенной, то все же вентиляционные потери в части лопаток, в которую при известных условиях не подается пар, являются пренебрежимо малыми.

Целью обратного смещения разделительной стенки 4 является удержание по возможности малой части лопаток, в которую пар не подается иным образом, и тем самым образование уже упоминавшейся камеры 5. Размер ее осевой протяженности выбран так, что способствует выравниванию потока в радиальном направлении.

Реферат

Использование: в теплотехнике, в частности в устройствах однотопочной паровой турбины. Сущность изобретения: в устройстве выпускной корпус выполнен из двух расположенных друг в друге спиральных корпусов 1 и 2. Они имеют концентрично расположенные кольцевые отверстия, направленные ко входу в лопатки, которые проходят по 360^o периметра. При этом происходит бесступенчатый частичный подвода пара в реактивные лопатки 13, 14, 15. Размеры корпуса 2 и его кольцевого отверстия выбраны для меньшего расхода и расположены в радиальном направлении со стороны ротора. Первый ряд рабочих лопаток, в который пар подводится из кольцевых отверстий, является рядом лопаток, расположенных после активного регулирующего колеса. Радиально внутренняя ограничительная стенка спирали, размер которой выбран для малого расхода, расположена в плоскости уравнительного поршня. 1 ил.

Формула