DE3430769C2 - - Google Patents

Description

Die Erfindung bezieht sich auf einen Niederdruckzylinder einer Dampfturbine der im Oberbegriff des Patentanspruchs beschriebenen, aus der US-PS 40 13 378 bekannten Art.

Am vorteilhaftesten kann die vorliegende Erfindung in Dampfkraftanlagen hoher Einheitsleistung sowie in Transportanlagen verwendet werden, nämlich in den Fällen, wo zur Verringerung der Abmessungen der letzten Turbinenstufe und des Abdampfstutzens hohe (schallnahe) Geschwindigkeiten am Austritt aus dem Laufrad der letzten Turbinenstufe in Kauf genommen werden müssen.

Gegenwärtig stellt in der weltweiten Praxis des Energiemaschinenbaus die Aufgabe der Erzielung einer höchstmöglichen Leistung bei einem Strom im Niederdruckzylinder das zentrale Problem bei der Herstellung von Höchstleistungsdampfturbinen dar, da die Leistung die Zahl der Niederdruckzylinder bedingt. Der letztere Umstand beeinflußt die Kapitalanlagen für die Schaffung von leistungsfähigen Turboanlagen in maßgeblicher Weise.

Die Beseitigung des genannten Problems ist meist mit der Entwicklung von Schaufeln größtmöglicher Länge für die jeweiligen Festigkeitsbedingungen des Laufrads in der letzten Turbinenstufe verbunden. Die Tendenz zur Erhöhung der Länge der Laufradschaufeln in der letzten Turbinenstufe führte zur Herstellung von Dampfturbinen mit Schaufeln von 1200 mm Länge.

Hierbei sind allerdings die Schwierigkeiten bei der aerodynamischen Profilierung dieser Schaufeln stark gewachsen, und die Wirtschaftlichkeit der letzten Stufe hat sowohl wegen größer gewordener Verluste in den Laufschaufeln als auch aufgrund einer merklichen Zunahme der Verluste an kinetischer Energie mit dem austretenden Strom abgenommen. Diese Verluste erreichten bei manchen Turbinen 40-45 kj/kg. Der tatsächlicche Betrag der verlorengegangenen Energie, der durch das Enthalpiegefälle, und zwar durch die Differenz zwischen der Enthalpie der Vollbremsung des Stroms hinter der letzten Stufe und der Enthalpie des Stroms am Eintritt in den Abdampfstutzen bedingt ist, erweist sich aber als erheblich größer, weil die Typenkonstruktionen der Abdampfstutzen der Dampfturbinen einen großen Widerstand aufweisen, für dessen Überwindung ein zusätzliches Enthalpiegefälle von 30-40% erforderlich ist, das die vorerwähnten Verluste bei gemäßigten Geschwindigkeiten hinter der letzten Stufe übersteigt.

Somit sind bei der Schätzung der Höchstleistung eines Stroms im Niederdruckzylinder aerodynamische Eigenschaften des Abdampfstutzens zu berücksichtigen. Diese Eigenschaften sind bei den Konstruktionstypen der Abdampfstutzen sehr unvollkommen.

Bekannt ist ein Niederdruckzylinder für eine Dampfturbine der Firma "Parson", in dessen Gehäuse auf Lagerungen eine Welle mit Turbinenstufen angeordnet ist. Hinter der letzten Stufe ist, in Dampfbewegungsrichtung gesehen, ein diffusorloser Abdampfstutzen angeordnet, der einen natürlichen Fortsatz des Gehäuses des Niederdruckzylinders darstellt. Der Abdampfstutzen ist in bezug auf die Längsachse des Gehäuses unsymmetrisch. Der aus der letzten Stufe austretende Dampfstrom wird um 90° umgelenkt. Zur leichteren Ausführung dieser Umlenkung ist die hintere Wand der oberen Hälfte des Stutzengehäuses krummlinig ausgebildet. In derselben oberen Gehäusehälfte ist in der gesamten Wandhöhe eine lokale Vertiefung ausgeführt, die den Zutritt zu den Lagern des Niederdruckzylinders ermöglicht. Dadurch liegt die in der Lageranordnungszone vorhandene hintere Gehäusewand sehr nahe an der Ebene des Dampfaustritts aus der letzten Stufe, was die Stromsymmetrie in der Umfangsrichtung stört und zu einer Zunahme des Widerstands am Turbinenaustritt führt.

In ähnlicher Weise sind die Niederdruckzylinder der meisten Großturbinen ausgeführt.

Zur Beurteilung der konstruktiven Ausführung des Abdampfstutzens wird nachstehend ein Gesamtverlustfaktor ξ _z benutzt, der das Verhältnis des auf die Isentrope bezogenen Enthalpiengefälles zwischen den Vollbremsungsparametern P _0₁, T _0₁ des Stroms hinter der Stufe und dem statischen Druck P₂ im Austrittsquerschnitt des Abdampfstutzens zum Enthalpiengefälle darstellt, das der kinetischen Energie des die Stufe verlassenden Stroms äquivalent ist.

Bezeichnet man den Vollbremsungsdruck des Dampfstroms vor dem Eintritt in den Abdampfstutzen mit P _0₁, den statischen Druck aber mit P₁, so läßt sich der erwähnte Gesamtverlustfaktor wie folgt darstellen: es bedeutet:

P₁- statischer Druck vor dem Eintritt in den Abdampfstutzen; P₂- statischer Druck im Austrittsquerschnitt des Abdampfstutzens; P _0₁- Vollbremsungsdruck des Stroms vor dem Eintritt in den Abdampfstutzen; k- Isoentropenexponent.

Wenn man in die weitere Betrachtung eine dimensionslose Geschwindigkeit λ₁ vor dem Eintritt in den Abdampfstutzen (hinter der letzten Stufe) einführt, die dem Nennerbetrag in Abhängigkeit von (I) proportional und dem Verhältnis der absoluten Stromgeschwindigkeit C _I vor dem Eintritt in den Abdampfstutzen zur kritischen Geschwindigkeit a gleich ist, so erhält man anstatt der Beziehung (I) den folgenden Ausdruck:

Der Gesamtverlustfaktor ξ _z ist größer als Eins, falls der statische Druck P₂ im Austrittsquerschnitt des Stutzens kleiner als der statische Druck P₁ vor dem Eintritt in den Abdampfstutzen ist. Mit anderen Worten muß bei ξ _z <1 für die Überwindung des im Stutzen bestehenden Widerstandes eine Energie aufgewendet werden, die die Energie des die letzte Turbinenstufe verlassenden Stroms übersteigt. Für die Konstruktionstypen der diffusorlosen Abdampfstutzen schwankt der Betrag des Gesamtverlustfaktors ξ _z im Bereich ξ _z =1,2-1,5, d. h. im Abdampfstutzen der diffusorlosen Konstruktion wird eine Energie verbraucht, die keinerlei Arbeit verrichtet, was zur Abnahme des Wirkungsgrades der Turbine führt. Auf diese Weise kommt es bei der Bewegung des Dampfstroms im Abdampfstutzen ähnlich wie beim Strömen einer Flüssigkeit in sich verjüngenden Düsen bzw. Rohren zu einem Druckabfall in Richtung des Austrittsquerschnitts. In diesem Fall kann die Geschwindigkeit λ₁ vor dem Eintritt in den Abdampfstutzen nicht irgendeinen beliebigen Wert aufweisen, und demnach kann auch der Dampfdurchsatz bei den vorgeschriebenen Anfangsparametern P _0₁ und T _0₁ ebenfalls nicht ein beliebiger sein. Hat die Geschwindigkeit am Eintritt in den Abdampfstutzen den maximal zulässigen Wert erreicht, so wird die Durchsatzfähigkeit des Abdampfstutzens nur durch die Eingangsgrößen bestimmt. Mit zunehmendem Durchsatz durch den Niederdruckzylinder nehmen auch der statische Druck P₁ und der Vollbremsungsdruck P _0₁ des Dampfes vor dem Eintritt in den Abdampfstutzen bei unverändertem Druck P₂ im Austrittsquerschnitt des Stutzens im gleichen Verhältnis zu, der durch den im Kondensator bestehenden Druck bestimmt ist.

Hat die dimensionslose Geschwindigkeit λ₁ ihren maximalen Wert erreicht, so bleibt sie konstant, während das Verhältnis P₂/P _0₁ abnimmt, und dann wächst gemäß der Beziehung (II) der Gesamtverlustfaktor ξ _z stark an.

Der Gesamtverlustfaktor ξ _z stellt eine Summe von Innenverlustfaktoren ξ im Stutzen und von Austrittsgeschwindigkeitsverlusten ξ _c₂ dar. Demnach nimmt, sofern man den Betrag des Innenverlustfaktors ξ im Stutzen, nämlich Reibungsverluste und durch Stromablösung bedingte Verluste verringert, auch der Gesamtverlustfaktor ab und der maximal zulässige Wert der Stromgeschwindigkeit λ₁ _max am Austritt aus der letzten Stufe zu, d. h. der Dampfdurchsatz durch den Abdampfstutzen nimmt zu.

Es ist nochmals zu betonen, daß die letzte Turbinenstufe ohne Berücksichtigung der aerodynamischen Eigenschaften des Abdampfstutzens nicht entworfen werden darf.

Insbesondere wäre es sinnlos, die letzte Turbinenstufe mit einer Austrittsgeschwindigkeit g₁ des Dampfstroms zu projektieren, die größer als die maximale Geschwindigkeit λ₁ _max des Stroms am Eintritt in den Abdampfstutzen ist, die gemäß der Bedingung des entsprechenden Widerstandes des Abdampfstutzens zulässig ist. Im anderen Fall findet in der letzten Stufe eine unzureichende Dampfstromexpansion statt, wodurch sich dann ein Wirkungsgrad kleiner als rechnerisch vorgesehen ergibt und eine geringere Leistung erzeugt wird.

Also ist das Problem der Steigerung der Grenzleistung des Niederdruckzylinders bei vorgegebener Höhe der Laufradschaufel in der letzten Turbinenstufe mit dem Problem einer Erhöhung des Durchsatzvolumens des Dampfes durch den Abdampfstutzen aufs engste verbunden.

Die zur Beseitigung des erwähnten Problems unternommenen Versuche führten zu einem Niederdruckzylinder von Dampfturbinen (siehe den SU-Urheberschein Nr. 385061), in dem unmittelbar hinter der Stufe ein Diffusorkanal angeordnet ist, der die Stromgeschwindigkeit beim Eintritt in das Gehäuse des Abdampfstutzens herabsetzen und die kinetische Energie des Dampfstroms in potentielle Energie umformen soll.

Im Gehäuse des Niederdruckzylinders einer Dampfturbine ist auf Lagerungen eine Welle mit Turbinenstufen angeordnet. Hinter der letzten Turbinenstufe ist, in Dampfbewegungsrichtung gesehen, gleichachsig mit der Welle ein Abdampfstutzen mit einem Axial-Radialdiffusor angebracht. Der letztere ist von konzentrisch liegenden, kegelförmigen Oberflächen, und zwar einer äußeren und einer inneren Oberfläche, gebildet. Die äußere kegelförmige Oberfläche ist mit Hilfe von Versteifungsrippen und profilierten Rippen befestigt, die sich auf der halben Länge des Abdampfstutzens am Gehäuse des Niederdruckzylinders befinden.

Im Axial-Radialdiffusor ist in dessen oberem Teil ein Ausschnitt vorgesehen, was den Einbau desselben in einem unsymmetrischen Gehäuse ermöglicht, das eine Öffnung zur Sicherung des Zutritts zu den Wellenlagern aufweist.

Im unteren Teil des Abdampfstutzens ist eine vertikale Trennwand vorgesehen, die zur Turbinenachse senkrecht liegt und an die profilierten Rippen auf der gesamten Stutzenbreite sowie an die Austrittskante der äußeren kegelförmigen Oberfläche in der unteren Stutzenhälfte angeschweißt ist.

Der aus dem Diffusor austretende Strom wird von der vertikalen Trennwand und den profilierten Rippen in zwei unabhängige Ströme, nämlich einen aus der oberen und einen aus der unteren Diffusorhälfte, geteilt. Weitere profilierte Rippen, die am Gehäuse des Niederdruckzylinders befestigt sind, gewährleisten die gleichmäßige Ableitung des Dampfstroms aus der unteren Diffusorhälfte und eine gleichmäßige Verteilung desselben über den Austrittsquerschnitt des Abdampfstutzens. Der aus der oberen Diffusorhälfte austretende Dampf wird von den Leitrippen zur Teilebene hin abgelenkt und von den profilierten Rippen in den linken Abschnitt der unteren Stützenhälfte geleitet.

Im beschriebenen Niederdruckzylinder gewährleistet die konstruktive Ausführung des Abdampfstutzens dessen hohe aerodynamische Charakteristiken bei Dampfstromgeschwindigkeiten λ₁ vor dem Eintritt in den Abdampfstutzen von λ₁ <0,6 infolge eines rationellen Flusses des Dampfstromes. In diesem Stutzen gelingt es, den Gesamtverlustfaktor ξ _z auf einen Betrag von ξ _z ≈0,7 zu verringern. Jedoch tritt bei der Zunahme der Dampfstromgeschwindigkeit λ₁ vor dem Eintritt in den Abdampfstutzen bis auf λ₁<0,8 der "Sperrzustand" des Abdampfstutzens ein. Das Wesen dieser "Sperrerscheinung" besteht darin, daß, angefangen von einer bestimmten maximalen Geschwindigkeit λ₁ _max , der Druck hinter der letzten Stufe beginnt, sich proportional dem Durchsatz zu ändern, während die maximale Geschwindigkeit λ₁ _max unverändert bleibt. Der Abdampfstutzen stellt demnach bei den vorgegebenen Anfangsparametern des Dampfes jenes Element dar, das die Grenzleistung des Turbinenaggregats bestimmt.

Aus der eingangs erwähnten US-PS 40 13 378 ist ferner ein Niederdruckzylinder einer Dampfturbine bekannt, der dem vorstehend beschriebenen weitgehend ähnlich ist und bei dem sich gleichfalls bei einer hohen Dampfstromgeschwindigkeit vor dem Eintritt in den Abdampfstutzen ein Sperrzustand im Abdampfstutzen ergibt.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, den Niederdruckzylinder der eingangs genannten Art derart weiterzubilden, daß der Betriebsbereich des Niederdruckzylinders auf Dampfstromgeschwindigkeiten nahe der Schallgrenze erweitert werden kann, indem der "Sperrzustand" im Abdampfstutzen bei diesen Geschwindigkeiten ausgeschlossen werden kann.

Diese Aufgabe wird durch die kennzeichnenden Merkmale des Patentanspruchs gelöst.

Hierbei ist aus der EP-OS 00 35 838 ein Stufendiffusor zur schlagartigen Expansion bekannt, der jedoch bei einer Begrenzung der Länge des Diffusors und falls kein Absaugen stattfindet, keinen positiven Wirkungsgrad aufweist.

Mit Hilfe der Erfindung wird ein Abdampfstutzen mit schlagartiger Expansion des Dampfstroms in dessen Eintrittsquerschnitt geschaffen, was eine Senkung der Stromeintrittsgeschwindigkeit gewährleistet. Im Ergebnis wird ein eventuelles Erreichen von lokalen Schall- und Ultraschallgeschwindigkeiten des Dampfstroms im Diffusor ausgeschlossen. Ferner nimmt der maximal zulässige Geschwindigkeitswert λ₁ _max des Dampfstroms am Austritt aus der letzten Stufe zu, d. h. der Dampfdurchsatz durch den Abdampfstutzen nimmt zu, was zur Erhöhung der Grenzleistung des Niederdruckzylinders führt. Dabei ist bei einem Außendurchmesser des Eingangsquerschnitts des Axial-Radialdiffusors, der kleiner als 102% des Außendurchmessers des Laufrads der letzten Turbinenstufe ist, die Abnahme der Dampfstromgeschwindigkeit λ₁ am Eintritt vor dem Stutzen und folglich die Abnahme der lokalen Geschwindigkeiten im Diffusor zur wesentlichen Verminderung des Stutzenwiderstandes unzureichend. Wie Versuche ergeben haben, ist der Gesamtverlustfaktor ξ _z des Abdampfstutzens für einen Bereich von Außendurchmessern des Eingangsquerschnitts des Axial-Radialdiffusors, der die Spanne von 103% bis 115% des Außendurchmessers des Laufrads der letzten Turbinenstufe umfaßt, minimal.

Bei einer Veränderung des Durchmessers vom Wert 103% bis zum Wert 102% wächst der Gesamtverlustfaktor ξ _z unbedeutend an, bei weiterer Abnahme des Außendurchmessers des Eingangsquerschnitts des Axial-Radialdiffusors wachsen die Verluste im Diffusor wegen großer Werte lokaler Geschwindigkeiten im Diffusor stark an und erreichen ihren Maximalwert bei einem Außendurchmesser des Eingangsquerschnitts des Diffusors, der 100% des Außendurchmessers des Laufrads der letzten Turbinenstufe beträgt.

Bei einer Veränderung des Außendurchmessers des Eingangsquerschnitts des Axial-Radialdiffusors von 115% auf 118% des Außendurchmessers des Laufrads der letzten Turbinenstufe wächst der Gesamtverlustfaktor ξ _z des Abdampfstutzens infolge einer unerheblichen Erhöhung der hydraulischen Verluste, die durch die schlagartige Stromexpansion bedingt sind, um ein geringes an. Bei weiterer Zunahme des Außendurchmessers des Diffusoreintrittsquerschnitts steigen die durch die schlagartige Stromexpansion bedingten hydraulischen Verluste noch intensiver an, obwohl diese Verlusterhöhung keinen stark zunehmenden Charakter hat.

Jedoch erscheint es unrationell, den Außendurchmesser des Eingangsquerschnitts des Diffusors über 118% hinaus zu vergrößern, weil infolge der am Stutzen erfolgenden Erhöhung der hydraulischen Verluste die aerodynamischen Charakteristiken schlechter werden und der vorerwähnte "Sperrzustand" eintreten kann.

Der erfindungsgemäß ausgeführte Niederdruckzylinder gewährleistet eine Senkung der Dampfstromgeschwindigkeit beim Stromdurchgang durch den Diffusor und eine Erhöhung des statischen Drucks im Diffusor praktisch im gesamten Unterschallbereich der Eintrittsgeschwindigkeiten bis g₁≈0,92, einen Gesamtverlustfaktor ξ _z bis etwa 1,0 sowie eine Erhöhung der Grenzleistung des Niederdruckzylinders um 10-15% unter Beibehaltung der Abmessungen der letzten Stufe.

Nachstehend wird die Erfindung an einem konkreten Ausführungsbeispiel anhand von Zeichnungen erläutert. Es zeigt

Fig. 1 eine schematische Darstellung des Niederdruckzylinders, im Vertikalschnitt,

Fig. 2 einen Schnitt nach der Linie II-II in Fig. 1,

Fig. 3 einen Schnitt nach der Linie III-III in Fig. 1.

Der Niederdruckzylinder einer Dampfturbine weist ein Gehäuse 1 (Fig. 1) mit horizontaler Teilebene auf, in dem auf Lagern 2 eine Welle 3 mit Turbinenstufen 4 angeordnet ist. Jede der Turbinenstufen 4 ist von einem Leitapparat 5 und einem Laufrad 6 der Turbine gebildet. Hinter der letzten Turbinenstufe 4 ist, in der Dampfbewegungsrichtung gesehen, gleichachsig mit der Welle 3 ein Abdampfstutzen 7 mit einem Axial-Radialdiffusor 8 angebracht. Der letztere besteht aus konzentrisch liegenden, kegelförmigen Oberflächen 9 und 10, und zwar einer äußeren und einer inneren Oberfläche. Die äußere kegelförmige Oberfläche 10 ist mittels Versteifungsrippen 11 (Fig. 2), die über die gesamte Länge des Abdampfstutzens 7 von dessen Vorderwand 12 bis zu dessen hinterer Wand 13 angeordnet sind, sowie mittels profilierten Versteifungsrippen 14, 15 und 16 (Fig. 3) befestigt, die sich in der unteren Stutzenhälfte befinden. In der unteren Hälfte des Abdampfstutzens 7 ist eine vertikale Trennwand 17 vorgesehen, die zur Achse der Turbine 6 senkrecht steht und an die profilierten Versteifungsrippen 14 auf der gesamten Breite des Abdampfstutzens 7 sowie an die Austrittskante der äußeren kegelförmigen Oberfläche 10 des Diffusors angeschweißt ist. Die profilierten Versteifungsrippen 14 weisen eine Länge auf, die etwa der halben Länge des Stutzens 7 entspricht, und sind an der hinteren Wand 13 des Stutzens befestigt. Die vertikale Trennwand 17 und die profilierten Versteifungsrippen 14 teilen den aus dem Diffusor 8 austretenden Dampfstrom in zwei unabhängige Ströme, und zwar den einen aus der oberen und den anderen aus der unteren Diffusorhälfte. Die profilierten Versteifungsrippen 15 sind an der hinteren Wand 13 des Stutzens sowie an der vertikalen Trennwand 17 befestigt und gewährleisten eine gleichmäßige Ableitung des Dampfstroms aus der unteren Hälfte des Diffusors 8 sowie eine gleichmäßige Verteilung desselben über den Ausgangsquerschnitt des Abdampfstutzens 7. Die profilierten Versteifungsrippen 16 (Fig. 3) sind an der vorderen Wand 12 des Stutzens sowie an der vertikalen Trennwand 17 befestigt. Der aus der oberen Hälfte des Axial-Radialdiffusors 8 austretende Dampfstrom wird von den Versteifungsrippen 11 zur Teilebene hin verschwenkt und von den profilierten Versteifungsrippen 16 zum Austrittsquerschnitt des Abdampfstutzens 7 geleitet.

Der Außendurchmesser D₂ des Eingangsquerschnitts des Axial-Radialdiffusors 8 beträgt etwa 102% bis etwa 118% vom Außendurchmesser D₁ des Laufrads 6 der letzten Turbinenstufe 4.

Der Niederdruckzylinder einer Dampfturbine arbeitet folgenderweise.

Beim Eintritt des Dampfstroms aus der letzten Turbinenstufe 4 (Fig. 1) in den Eintrittsquerschnitt des Diffusors 8 des Abdampfstutzens 7 findet eine schlagartige Expansion des Dampfstroms dadurch statt, daß der Außendurchmesser D₂ des Eingangsquerschnitts des Diffusors 102-118% vom Außendurchmesser D₁ des Laufrads 6 der Turbine beträgt.

Die weitere Stromexpansion im Diffusor 8 findet dank der am Eintritt in den Abdampfstutzen erfolgenden Abnahme der Geschwindigkeit λ₁ ohne Ablösungen statt. Dadurch wird ein Gesamtverlustfaktor bis etwa 1,0 sowie eine zuverlässige Funktion des Abdampfstutzens bei hohen schallnahen Geschwindigkeiten bis g₁≈0,92 gewährleistet, die das Auftreten eines "Sperrzustands" ausschließt.

Claims (1)

1. Niederdruckzylinder einer Dampfturbine, in dessen Gehäuse (1) auf Lagern (2) eine Welle (3) mit Turbinenstufen (4) angeordnet ist, wobei hinter der in Strömungsrichtung des Dampfstromes letzten Turbinenstufe (4) gleichachsig mit der Welle (3) ein Abdampfstutzen (7) mit einem Axial-Radialdiffusor (8) angeordnet ist, der aus konzentrischen kegelförmigen Oberflächen (9 und 10) gebildet ist, die mittels profilierten Versteifungsrippen (11, 14, 15 und 16) am Abdampfstutzen (7) befestigt sind, dadurch gekennzeichnet, daß der Außendurchmesser (D₂) des Eingangsquerschnitts des Axial-Radialdiffusors (8) im Anschluß an den Ausgang der letzten Turbinenstufe (4) 102-118% des Außendurchmessers (D₁) des Laufrades (6) der letzten Turbinenstufe (4) beträgt, derart daß der Dampfstrom schlagartig expandiert.