48515

ОСНОВНЫЕ УРАВНЕНИЯ ОДНОМЕРНОГО УСТАНОВИВШЕГОСЯ ТЕЧЕНИЯ

Конспект

Физика

В одномерном установившемся течении все параметры потока зависят только от одной пространственной переменной. Наиболее строго уравнения одномерного течения записываются для элементарной струи параметры газа в которой изменяются только от перехода от одного сечения к другому. Если параметры меняются в пределах поперечного сечения струи то в уравнения вводят их средние значения. В случае когда нет трения и отсутствуют потери скорости и другим параметрам часто приписывают индекс t и называют их теоретическими.

Русский

2013-12-17

525 KB

10 чел.

ОСНОВНЫЕ УРАВНЕНИЯ ОДНОМЕРНОГО УСТАНОВИВШЕГОСЯ ТЕЧЕНИЯ

Понятие одномерного течения. В одномерном установившемся течении все параметры потока зависят только от одной пространственной переменной. Этот простейший случай имеет важное практическое значение. Именно в такой постановке чаще всего рассматривается течение рабочего тела в элементах проточной части турбомашин.

Наиболее строго уравнения одномерного течения записываются для элементарной струи, параметры газа в которой изменяются только от перехода от одного сечения к другому. Если параметры меняются в пределах поперечного сечения струи, то в уравнения вводят их средние значения.

Уравнения газодинамики являются математическим выражением трех основных законов природы — законов сохранения массы, энергии и импульса.

Уравнение неразрывности. Закон сохранения массы выражается уравнением неразрывности, которое имеет вид

, (3.1)

где Gмассовый секундный расход газа, кг/с;  — плотность газа, кг/м3, с — скорость газа, м/с; F — площадь поперечного сечения струйки, м2.

Уравнение (3.1) свидетельствует о постоянстве массового секундного расхода газа по длине струйки. Заметим, что в этом и в последующих уравнениях плотность всегда может быть заменена обратной величиной — удельным объемом v  м3/кг.

Уравнение энергии. Уравнением энергии выражается закон сохранения и превращения энергии, в соответствии с которым теплота, подведенная к единице массы газа, идет на увеличение его внутренней и кинетической энергии, на работу перемещения газа вдоль струйки и на совершение им механической работы.

Для 1 кг газа между сечениями струйки 00 и 11 (рис. 3.1) это уравнение запишется так:

где q подведенная извне теплота; (U1U0) — приращение внутренней, а — приращение кинетической энергии газа;  — работа перемещения газа от сечения 00 до сечения 11, совершаемая против сил давления; hтех — совершаемая газом техническая работа, например вращение колеса турбины. Все указанные величины выражаются в джоулях на килограмм (Дж/кг). Следует отметить, что приведенное уравнение справедливо как для невязкого, так и для вязкого газа.

В случае, когда нет трения и отсутствуют потери, скорости и другим параметрам часто приписывают индекс t и называют их теоретическими.

Сумму внутренней энергии газа  U и его потенциальной энергии давления р/ρ обозначают i и называют энтальпией; введя ее в уравнение, получим

Если техническая работа не совершается () и течение адиабатное (q = 0), то из уравнения следует, что

Поскольку сечения 00 и 11 выбраны произвольно, то можно утверждать, что

т. е. что сумма энтальпии и кинетической энергии сохраняется постоянной по длине струйки.

Обобщенное уравнение Бернулли. Уравнение, выражающее закон сохранения импульса, в дифференциальной форме может быть записано в виде

куда входит в явном виде работа трения lтр.

Интегрирование уравнения от сечения 0—0 до сечения 11 дает

Это выражение носит название обобщенного  уравнения  Бернулли. Чтобы взять интеграл, входящий в его правую часть, необходимо знать связь между давлением и плотностью в газовом потоке.

Если техническая работа не совершается, то уравнение принимает вид

Для невязкого газа из уравнения следует

Параметры торможения (полные параметры).

Параметрами торможения или полными параметрами называются параметры в той точке потока, где скорость газа равна нулю. Эти параметры отмечают звездочкой.

В соответствии с уравнением (3.4) полная энтальпия торможения определяется формулой:

(3.9)

Если рабочее тело можно считать идеальным газом, то его уравнение состояния имеет вид:

где р — абсолютное давление, Па; R — газовая постоянная, Дж/(кг∙К), Т — температура, К.

Уравнение  может приближенно использоваться для реального газа и перегретого пара. Иногда для определения удельного объема перегретого пара пользуются уравнением

В идеальном газе с постоянной теплоемкостью энтальпия выражается формулой

,

где  ;  и  - соответственно изобарная и изохорная теплоемкости.

Значения R и k для воздуха, газа ГТД (усредненного состава), гелия и перегретого пара приведены в табл. 3.1.

В соответствии с зависимостями (3.9) и (3.11) температура торможения выражается формулой:

.
Перепишем данную формулу в виде:

Известно, что скорость звука а в идеальном газе выражается формулой:

Критические параметры.

Если сопло, через которое происходит истечение, постоянного сечения или суживающееся, то давление Р1 в выходном сечении сопла может уменьшаться до известного предела, называемого критическим давлением р кр. Критическое давление зависит только от природы газа и его начального давления р0, составляя определенную долю последнего:

Скорость газа, соответствующая критическому давлению, называется критической скр, а соответствующий удельный объем называется критическим Vкр. Критическая скорость равна скорости распространения звука в среде газообразного тела с параметрами, устанавливающимися в рассматриваемом сечении сопла, т. е. при давлении р кр.

При расширении пара до критического давления площадь поперечного сечения потока пара уменьшается. Это объясняется природой газа: при расширении его до критического давления скорость возрастает быстрее увеличения удельного объема и струя газа как бы «вытягивается». Чтобы при расширении газа до критического давления избежать потерь на завихрения, сопла делают суживающимися, следуя естественной форме струи.

Форма сопловых каналов.

При истечении пара через суживающееся сопло могут быть два случая:

  1.  если давление за соплом во внешней среде выше критического 1кр), происходит расширение только до давления внешней среды, т. е. полное расширение пара; приобретаемая при этом скорость соответственно ниже критической;
  2.  если давление за соплом меньше критического 1кр) давления, то скорость пара в выходном сечении сопла будет равна критической, при этом расширение пара в сопле будет неполным.

Расширение пара от критического давления Ркр до давления Р1 ниже критического происходит вне суживающегося сопла, вследствие чего освобождающаяся тепловая энергия затрачивается не на увеличение скорости пара по направлению оси сопла, а на вихреобразование. Таким образом, более или менее значительная часть энергии в зависимости от разности между Ркр и Р1 рассеивается.

На рис. 12.2 показано изменение давления пара по длине сопла, не имеющего расходящейся части, при различных значениях противодавления, включая значения меньше критического. Если разность давлений в выходном сечении сходящегося сопла ркр и среды р1 значительная, то истечение паровой струи в воздушную среду сопровождается характерным шумом или резким свистом.

Чтобы использовать полное расширение пара от критического давления до любого противодавления и, следовательно, получить сверхкритические скорости пара, необходимо к суживающемуся соплу присоединить расширяющийся раструб с небольшой (примерно 10—12°) конусностью (рис. 12.3). В наименьшем сечении такого расширяющегося сопла по-прежнему устанавливаются критическое давление ркр и соответствующая ему критическая скорость скр.

Для расширяющихся сопл место расположения наименьшего сечения по длине может быть любым (обычно ближе к входному отверстию). Расширяющееся сопло предложил шведский инженер Лаваль, поэтому оно называется также соплом Лаваля.

Физически необходимость расширяющегося сопла объясняется природой пара: при расширении его от критического давления до противодавления р1 меньше критического удельный объем увеличивается быстрее скорости, поэтому для прохода одного и того же количества пара требуется постепенное увеличение площади поперечного сечения сопла.

Действительный процесс расширения пара в сопловом аппарате

Если пар входит в сопло с начальными параметрами Р0Т0 и и скоростью с0, то начальное состояние пара на i-S диаграмме (рис. 12.4) определится пересечением изобары Р0 с изотермой t0 (точка A0). Процесс изоэнтропийного торможения потока пара изобразится на диаграмме вертикальной линией АVA0* т.е. параметры торможения характеризуются точкой A0*. Состояние пара на выходе из сопл при изоэнтропийном расширении определяется пересечением вертикальной линии, проведенной из точки А0, и изобары P1 (точка А1t). На диаграмма отрезок А0—А1t, равный  называется изоэнтропийным перепадом энтальпий, а отрезок A0*—А1t, равный , называется располагаемым изоэнтропийным перепадом энтальпий.

Кинетическая энергия потока в сопле может быть выражена через перепад энтальпий

Пар, расширяясь в соплах, преодолевает ряд сопротивлений, на что затрачивается часть кинетической энергии, приобретенной им. Поэтому действительная скорость с1 выхода пара из сопла меньше теоретической с1t. Это уменьшение скорости можно учесть с помощью коэффициента скорости сопла φ, который представляет собой отношение действительной скорости за соплом к теоретической (φ = с11t ],). Используя формулу (12.6) и введя в нее коэффициент скорости φ, получаем формулу действительной скорости истечения из сопл:

Кинетическая энергия пара, затраченная на преодоление вредных сопротивлений, преобразуется в тепловую, вследствие чего энтальпия пара массой 1 кг в выходном сечении сопла при том же давлении будет немного больше той, которую он имел бы при изоэнтропийном расширении (с1 > с1t). Повышение энтальпии эквивалентно потере кинетической энергии в соплах, выраженной в тепловых единицах, и носит название потери qc в соплах.

Если значение скоростного коэффициента φ для данного сопла известно, то легко найти потерю в соплах:

где  — кинетическая энергия при изоэнтропийном процессе расширения;

 —кинетическая энергия при действительном процессе расширения.

Учитывая, что , поэтому:

где 1 — коэффициент потерь энергии в соплах. Коэффициент полезного действия соплового канала можно определить как отношение действительной кинетической энергии на выходе к теоретической

Потери при расширении пара в соплах (потери в сопловых решетках) у современных турбин невелики φ = 0,94 — 0,97 и соответственно ξ = 5 — 15%.

Потери в суживающихся соплах обычно меньше, чем в расширяющихся, поэтому в паровых турбинах обычно устанавливают суживающиеся сопла, у которых скорости истечения пара меньше критической.

Потери в соплах, а, следовательно, коэффициент скорости зависят от качества поверхности сопл, поэтому поверхности сопл полируют, и при ремонтах очищают от отложений.

Процесс действительного расширения пара или газа в соплах изобразится в i-S диаграмме не изоэнтропой, а некоторой политропой А0 A1 (см. рис. 12.4).

Степень реактивности.

Выходящий из сопел пар (направляющего аппарата) со скоростью с1 попадает в каналы, образованные рабочими лопатками турбины, и здесь, благодаря кривизне лопаток, происходит преобразование кинетической энергии в механическую работу вращения рабочего колеса.

P1- до соплового аппарата

P2- между сечением соплового аппарата и раб лап

P3- за раб лопатками (на выходе со ступени)

При прохождении каналов рабочих лопаток пар в общем случае подвергается дополнительному расширению от давления р2 в зазоре между соплами и рабочими лопатками до давления р3 за рабочими лопатками. При этом дополнительном расширении часть энергии пара в ступени превращается в кинетическую энергию. Таким образом, суммарный располагаемый перепад тепла в ступени делится на две части. Первая часть hан используется в направляющем аппарате ступени, а вторая hар - в ее рабочем венце.

Располагаемый теплоперепад ступеней:

hа = hан + hар

Отношение адиабатного теплоперепада на рабочих лопатках к располагаемому теплоперепаду всей ступени называется степенью реактивности ступени и обозначается буквой ρ, т. е.:

,

Доля участия  рабочей решетки в преобразовании потенциальной энергии в кинетическую.

Степень реактивности определяет характер теплового процесса в ступени. Если степень реактивности равна нулю (), то в каналах рабочих лопаток не происходит дополнительного расширения пара. Такой принцип преобразования энергии в ступени называется активным принципом действия турбины, а ступень — активной ступенью давления.

Когда ступень реактивности  , то располагаемый тепловой перепад в ступени перерабатывается в кинетическую энергию (поровну в направляющих каналах и в каналах рабочих лопаток). Принцип преобразования энергии в такой ступени называется реактивным принципом действия турбин, а ступень — реактивной ступенью давления.

Если степень реактивности мала , то располагаемый тепловой перепад в ступени перерабатывается в кинетическую энергию в большей степени в соплах, а в меньшей — в рабочих лопатках. Такая ступень турбины называется активной ступенью с реактивностью.

У современных паровых турбин все ступени работают с меньшей или большей степенью реактивности. Поэтому понятие активная и реактивная ступени является условным, и характеризует только их конструктивное различие.

Построение треугольников скоростей.

Процесс преобразования энергии и изменение скоростей потока в каналах рабочих лопаток изучают с помощью векторных диаграмм — так называемых треугольников скорости.

Вернемся теперь к нашему основному вопросу — рассмотрению преобразования и изменения скоростей потока в каналах рабочих лопаток.

Рис. 19 Построение треугольников скоростей

Пусть пар, поступающий  на лопатку турбинного колеса, выходит из сопел (рис. 19, а) под углом α1 к плоскости вращения диска и имеет в выходном сечении скорость с1, которая является абсолютной скоростью движения пара. Колесо турбины движется в направлении указанной стрелки со средней окружной скоростью (скорость точек, лежащих на середине высоты лопаток), равной:

м/сек,

где d - средний диаметр ступени, м;

π - частота вращения турбины, об/мин.

Очевидно, что скорость  и будет переносной скоростью. Поступая в движущийся с этой скоростью канал, образованный рабочими лопатками, пар войдет в него с относительной скоростью  (т. е. той, которая наблюдается у вращающихся лопаток) под углом β1 к плоскости вращения колеса. Чтобы поток входил в межлопаточные каналы с минимальным лобовым сопротивлением, относительная его скорость  должна быть касательной к входным кромкам.

Скорость  определяют по известной теореме механики как геометрическую разность между абсолютной и переносной скоростями:

Треугольник, представляющий собой это геометрическое равенство, называется входным треугольником скоростей.

Силовое воздействие потока на рабочие лопатки и окружная работа.

Равнодействующая активных и реактивных сил, возникающих при течении пара в межлопаточных каналах, действует на рабочие лопатки с силой Р (рис. 12.7), направленной под некоторым углом к окружной скорости. Эту равнодействующую силу Р можно разложить на две составляющие: Ри — проекцию силы Р на направление окружной скорости и Ра — проекцию силы Р на осевое направление, перпендикулярное силе Ри Окружная работа, развиваемая колесом, определяется только окружной составляющей силы Р; эта составляющая Ри называется окружной силой.

Суммарная окружная сила, приложенная ко всем рабочим лопаткам колеса, т. е. усилие на венец лопаток от действия пара массой I кг, протекающего за 1 с, может быть найдена из выражения

    (12.18)

Здесь двойной знак (±) поставлен потому, что угол α может быть меньше или больше 90°. В первом случае в выражении (12.18) должен быть знак ( + ), а во втором — знак ( - ).

Работа, производимая паром массой 1 кг в течение 1 с, т. е. мощность ступени, может быть найдена как произведение силы Ри на ее путь за это время или на окружную скорость и рабочих лопаток:

    (12.19)

Это выражение работы учитывает потери в соплах qс, на лопатках qл и выходную потерю qв так как все эти потери учтены при построении треугольников скоростей. Поэтому работу на окружности можно выразить через перепад энтальпий как разность между располагаемой энергией и окружными потерями

    (12,20)

Осевая составляющая Ра силы Р может быть найдена из формулы:

    (12.21)

где с1aпроекция скорости с1 и на осевое направление;

с2a — проекция скорости с2 на осевое направление;

Fплощадь входа в лопаточные каналы;

 — разность давлений пара при входе в лопаточный канал и при выходе из него.

Осевая сила Рu воспринимается упорным подшипником турбины.

Окружной коэффициент полезного действия

Окружной коэффициент полезного действия изолированной ступени. Отношение окружного перепада энтальпий hu, иначе полезной работы 1 кг пара на окружности ступени, к располагаемому перепаду энтальпий h0*, иначе располагаемой энергии, называют окружным КПД ступени, т. е.

Окружной КПД зависит от коэффициентов скорости φ и ψ, угла наклона сопл α1, углов лопаток β1 и β2 и, как видно из выражения (12.22), от отношения скоростей и/с1t, называемого скоростной характеристикой ступени.

В современных турбинах обычно α1 = 10-30°, β1= β2 — (3 - 25°); таким образом, лопатки современных активных турбин практически несимметричны; т. е. активные ступени выполняются с некоторой степенью реактивности, обычно ρ = 0,05 - 0,50.

Оптимальное значение характеристики (и/с1t)опт для активных ступеней с реактивностью находится в пределах 0,47—0,63. На рис. 12.8 показана зависимость окружного КПД от характеристики ступени и/с1t при различных степенях реактивности ρ. С увеличением реактивности наибольшее значение КПД ηu смещается в сторону больших значений и/с1t, максимум его увеличивается и зависимость  становится более пологой. Последнее имеет большое значение для судовых турбин, которые могут длительное время работать на пониженной мощности, а иногда и с перегрузкой.

Внутренние потери турбинной ступени

Под внутренними понимаются потери, отрицательно влияющие на состояние протекающего внутри турбины пара. К этой группе потерь наряду с потерями, учитываемыми окружным КПД  (в соплах qс, на лопатках qл и выходная qв), относятся потери на трение и вентиляцию, от частичного впуска (на выколачивание), от протечек через внутренние зазоры (в уплотнениях диафрагм и через радиальные зазоры лопаток), от влажности пара.

Потери на трение и вентиляцию. При вращении турбинного диска в паре он увлекает прилежащие к его боковой поверхности частички пара и сообщает им ускорение. Скорость этих частиц все же меньше скорости вращения диска, поэтому между поверхностью диска и частицами пара возникает трение. На преодоление трения и сообщение ускорения частичками пара затрачивается некоторое количество механической энергии.

Это обусловливает потери на трение диска о пар.

Поскольку рабочие лопатки расположены по окружности диска, то и сопла должны быть расположены по соответствующей окружности. При этом возможны два случая:

сопла расположены по всей окружности, и пар поступает сразу на все рабочие лопатки, такой впуск пара называется полным;

сопла расположены на части окружности, и пар поступает только на соответствующую часть рабочих лопаток.

Такой впуск пара называется парциальным (частичным), характеризующимся парциальностью или степенью впуска, под которой подразумевается отношение

где  — парциальность:

т — длина дуги, занятая сопловыми сегментами, мм;

d — средний диаметр диска, мм.

При парциальном впуске пара часть рабочих лопаток, на которые не поступает поток пара, перегоняет среду с одной стороны венца на другую, действуя подобно вентилятору. Поэтому энергию, затрачиваемую на перемещение этой среды рабочими лопатками, называют вентиляционной потерей. У главных судовых турбин вентиляционные потери имеются во вращающихся вхолостую ступенях заднего хода на переднем ходу.

Вентиляционные потери во много раз больше потерь на трение диска о пар, так что последними можно пренебречь, но обычно эти потери подсчитывают вместе по эмпирическим формулам и обозначают qтв. У главных турбин вентиляционные потери обычно невелики, у вспомогательных они могут быть весьма значительными. Для уменьшения вентиляционных потерь в ступенях с частичным впуском пара лопаточный венец прикрывают на нерабочей части окружности с обеих сторон паровым щитком-кожухом. При этом потери на трение и вентиляцию уменьшаются на 30%.

Потери от частичного впуска (на выколачивание). Если ступень имеет парциальный впуск  пара, то в промежуток времени, затрачиваемый рабочими лопатками на прохождение дуги (1 — )πd, в пределах которой пар к лопаткам не подводится, в каналах лопаток течение прекращается, и они заполняются застойным паром.

При подходе лопаточного канала к соплам содержимое канала должно получить необходимый толчок (импульс) для того, чтобы выйти из канала и уступить место струе пара, вытекающего из сопла. На этот толчок, т. е. на выталкивание неподвижной (относительно лопаток) массы пара, расходуется часть кинетической энергии потока при соответствующем снижении относительной скорости входа в рабочий канал. Такой расход кинетической энергии носит название потери на выколачивание или от частичного впуска пара и обозначается qвк. Эта потеря невелика, вычисляют ее по эмпирической формуле. Для уменьшения потерь на выколачивание сегменты сопл размещают подряд на одной дуге, а не разбросанно по всей окружности.

Потери от протечек пара через уплотнения диафрагм и радиальные зазоры лопаток. В активных турбинах некоторое количество пара перетекает через зазоры в уплотнениях диафрагм, минуя сопла и не совершая полезной работы.

Тепловая потеря от протечек пара через лабиринтные уплотнения диафрагм, отнесенная к массе пара 1 кг. протекающего через ступень,

 (12.23)

где  — количество пара, протекающего через лабиринтные уплотнения диафраг  м, кг/с;

расход пара через ступень в единицу времени, кг/с.

В реактивных турбинах и активных со степенью реактивности ρ>0,1 часть пара протекает через радиальные зазоры лопаток, так как давление по обе стороны лопаток неодинаково. Эта потеря, также обозначаемая qут, определяется по эмпирическим формулам.

Указанные потери особенно велики в первых ступенях реактивных турбин, где при небольшой высоте лопаток имеются относительно большие радиальные зазоры. Поэтому реактивные ступени, работающие в условиях высоких параметров, малоэкономичны.

Для борьбы с протечками в зазорах применяют радиальные или осевые уплотнения между бандажом лопаток и корпусом турбины

Потери от влажности пара. Последние ступени ТНД и многоступенчатых вспомогательных турбин работают в области влажного пара, где происходит процесс выпадения частичек влаги. При повышении влажности пара частички влаги увеличиваются в размерах и превращаются в маленькие капельки воды. Увлекаемые паром, они движутся с меньшей скоростью, чем пар.

Если пар, вытекающий из сопла с абсолютной скоростью с1 (рис. 12.9), входит в лопаточный канал без удара, имея относительную скорость ω1, то частицы воды, движущиеся со значительно меньшей скоростью с1', войдут в канал с относительной скоростью ω1'. В результате капли воды будут ударяться о выпуклую часть лопаток. Эти удары вызывают эрозию входных кромок и создают тормозной момент на диске, что приводит к снижению окружного КПД ступени.

В первом приближении можно считать, что снижение окружного КПД ступени составляет 1 % на каждые 1,5% содержания влаги в паре. Потери от влажности обозначаются qx. Благодаря применению в последних ступенях турбин низкого давления дренажных устройств влагосодержание пара снижается примерно в 2 раза против определяемого по i-S-диаграмме. Соответственно уменьшается и потеря от влажности пара.

Относительный внутренний КПД турбинной ступени. Потери qтв, qут и qх, повышают энтальпию пара за ступенью. Поэтому, откладывая на i-S-диаграмме (см. рис. 12.6) вверх от точки С1 сумму этих потерь  и проведя горизонталь до пересечения с изобарой р1, получим точку D1, характеризующую состояние пара по выходе из ступени.

Вследствие потерь в ступени турбины килограмм пара преобразует внутри ступени не всю располагаемую энергию, т. е. располагаемый перепад энтальпий ha*, а часть его hi,, называемую внутренним (или использованным) перепадом энтальпий ступени,

Отношение внутреннего перепада энтальпий в ступени к располагаемому является относительным внутренним КПД ступени

     (2.25)

Потери от различных конструктивных факторов. Отступления от чертежных размеров в пределах допуска, наличие проволочного бандажа, галтелей в прикорневой части лопаток, замковых лопаток, утонение вершины лопаток, не имеющих бандажа, и другие подобные факторы вызывают потери, которые не учитываются формулами. По эмпирическим данным эти потери составляют ξк =1,0-1,5%.

Потери от охлаждения лопаток. В высокотемпературных газовых турбинах принимают ступени с охлаждаемыми лопатками. При этом возникают потери из-за отвода теплоты от газа, вследствие смешения охлаждающего тела с газом, ухудшения формы профиля лопаток и т. п. Указанные потери обычно оценивают по опытным данным.

МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ ТУРБИНЫ

ОСОБЕННОСТИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА МНОГОСТУПЕНЧАТЫХ ТУРБИН

Преимущества многоступенчатой конструкции турбин.

Многоступенчатая конструкция турбин позволяет уменьшить перепад энтальпий каждой ступени, а следовательно, и скорость потока рабочего тела. При этом представляется,возможным использовать более экономичные дозвуковые профили, а также обеспечить оптимальные значения скоростной характеристики при приемлемых с точки зрения прочности ротора окружных скоростях. Многоступенчатая конструкция позволяет использовать выходную энергию из предыдущей ступени в последующей. Наличие потерь в каждой ступени повышает энтальпию пара на входе в следующую, что частично компенсирует эти потери. Все эти факторы объясняют то, что в качестве главных применяются только многоступенчатые турбины. Одноступенчатые турбины служат вспомогательными (привод насосов, вентиляторов и т. п.). Их достоинство — малые масса и габариты. Перепад энтальпий во вспомогательных турбинах может доходить до 400 кДж/кг, что соответствует скорости пара с1t = 1260 м/с. Для наиболее распространенных дисков (постоянной толщины и конических) и = 200-300 м/с, что соответствует ν = 0,16-0,24. Поэтому во вспомогательных одноступенчатых турбинах используют двух- и трехвенечные ступени скорости, обеспечивающие приемлемый КПД при указанных значениях скоростной характеристики.

Сравнение ступеней, используемых в многоступенчатых турбинах.

Многоступенчатые турбины выполняют как с активными, так и с реактивными ступенями. Однако и в последнем случае в качестве регулировочной используют либо активную ступень, либо двухвенечную ступень скорости. Реактивные ступени могут быть выполнены только с полным подводом пара.

Реактивные ступени имеют несколько более высокий окружной КПД, чем активные, но вместе с тем при небольшой длине лопаток утечки через зазоры облопатывания в реактивных ступенях сказываются сильнее, и в этом случае экономичность активных ступеней может оказаться выше.

Реактивные ступени более технологичны. Отсутствие диафрагм и применение в большинстве случаев направляющих и рабочих лопаток одинакового профиля упрощает производство.

Реактивная турбина имеет значительно большее число ступеней, чем активная, поскольку в активной ступени может быть сработан больший перепад энтальпий (ввиду меньших значений νopt). Вместе с тем осевая длина реактивной ступени меньше, чем длина активной, и в результате реактивная турбина лишь на 10 — 20 % длиннее активной.

В реактивных турбинах наличие перепада давлений на рабочих лопатках вызывает повышенное осевое усилие, для компенсации которого необходимо соответствующим образом конструировать ротор (крепление рабочих лопаток на барабане, наличие думмиса). В двухпроточных турбинах имеет место само компенсация осевого усилия.

Для реактивных турбин характерны более простая сборка, разборка и очистка проточной части. При работе на влажном паре реактивные лопатки меньше подвержены эрозии вследствие меньших скоростей потока пара и меньших скоростей лопаток, а также из-за лучшего удаления влаги.

Активные ступени имеют большие зазоры облопатывания, чем реактивные, допускают более быстрый прогрев при пуске, более надежны при резкой смене режимов работы.

Использование выходной энергии в многоступенчатых турбинах.

Использование выходной энергии из предыдущей ступени в последующей приводит к увеличению располагаемого перепада энтальпий ступени, а следовательно, к увеличению ее полезной работы и экономичности:

где  — используемая доля выходной энергии  из предыдущей ступени.

Часть этой энергии, необратимо переходящая в теплоту, равна () и идет на повышение энтальпии.

На рис. 5.1 изображен рабочий процесс на выходе из промежуточной ступени (активной с некоторой реактивностью) без использования (а) и с использованием (б) выходной скорости. Во втором случае увеличение перепада энтальпий следующей ступени выражается отрезком 2'2'*.

В многоступенчатых турбинах скорость входа на первую ступень обычно невелика и может не учитываться. Не используется выходная энергия из последней ступени (при отсутствии диффузора) при резком изменении диаметров ступеней или их степени парциальности. Если за ступенью имеет место отбор пара, большая часть скорости на выходе из такой ступени теряется. С целью лучшего использования выходной энергии ступени располагают по возможности ближе одну к другой. Для реактивной ступени можно принимать λа = 1, для активной λа = 0,8-0,9.

Иногда требуется определить располагаемый перепад энтальпий до того, как будет рассчитана предыдущая ступень. В этих случаях пользуются выражением

    (5.1)

где  — относительное значение входной энергии (в долях от изоэнтропийного перепада рассматриваемой ступени). Приближенно

Возвращенная теплота. Внутренние потери превращают часть энергии потока в теплоту, вследствие чего энтальпия рабочего тела на выходе из ступени возрастает по сравнению с идеальным процессом. В свою очередь, это приводит к некоторому увеличению изоэнтропийного перепада энтальпий в следующих ступенях. На рис. 5.2 изображен процесс расширения в четырех ступенях турбины без использования выходной энергии. По свойству диаграммы S-i изоэнтропийные перепады энтальпий ступеней в реальном случае

ha2, ha3 и т. д. превышают аналогичные в идеальном случае ha2’, ha2’ и т. д. (для первой ступени ha1 = ha1’). Величина Q, на которую возросла располагаемая энергия группы ступеней, называется возвращенной теплотой и определяется формулой

где z — число ступеней.

Коэффициентом возврата теплоты называется отношение

Полезная (внутренняя) удельная работа группы ступеней Hi; может быть выражена через весь перепад энтальпий На или как сумма полезной работы ступеней:

где г — внутренний КПД группы ступеней;  — внутренние КПД отдельных ступеней.

Приняв приближенно  учитывая (5.3), получим

и далее

Таким образом, возвращенная теплота повышает КПД группы ступеней в R раз по сравнению с КПД отдельной ступени.

Коэффициент возврата теплоты увеличивается с возрастанием числа ступеней и потерь в них, однако потери лишь частично компенсируются увеличением R.

Для приближенного определения коэффициента возврата теплоты используют уравнение Флюгеля

причем для перегретого пара коэффициент kт = 4,8ּ10 - 4; для влажного пара kт = 2,8 10- 4, для турбин, у которых процесс расширения переходит из области перегретого в область влажного пара, ; Hа и Нi выражены в килоджоулях на килограмм у судовых паровых турбин R = 1,03-1,07, у газовых турбин R = 1,02-1,03.

ПОТЕРИ В ТУРБОАГРЕГАТЕ. ЭФФЕКТИВНЫЙ КПД

Турбоагрегатом называют турбинный двигатель с передачей. Под главным турбозубчатым агрегатом (ГТЗА) понимают одну или несколько паровых турбин с зубчатой передачей, конденсатором и маневровым устройством.

Помимо потерь энергии в ступенях существуют потери, общие для всего турбоагрегата; они делятся на внутренние, потери от утечек и внешние.

Рис. 5.3. Внутренние потери в турбоагрегате: а — в регулирующих органах; б — в ресиверах; в — на выпуск пара в конденсатор

Внутренние потери в турбоагрегате. К ним относятся: потери в регулирующих органах, в ресиверах и на выпуск пара в конденсатор. Указанные потери представляют собой потери дросселирования и зависят от конструкции тракта и от скорости пара. Потери дросселирования определяют по общепринятой формуле

Потери в регулирующих органах (в маневровом устройстве и сопловых клапанах) qp: коэффициент ξр = 2 — 3, скорость пара ср = 40-80 м/с; потери в ресивере qpc = 1,5-2,0; cpc = 40-60 м/с; потери на выпуск пара в конденсатор qK: ξK = 1-1,2, сK = 80-120 м/с.

Потери qp, qpc, qк откладывают на диаграмме Si (рис. 5.3). Как следует из рисунка, из-за потери на выпуск давление за последней ступенью турбины р2 больше давления в конденсаторе рк.

Падение давления в регулирующих органах составляет 5—10 % давления перед быстрозапорным клапаном р0, Таким образом, давление перед соплами можно найти и по выражению , где . Температуру пара t1 определяют из диаграммы Si с учетом равенства энтальпий i1 = i0.

Потеря на выпуск в конденсатор может также быть выражена через выходную энергию из последней ступени , 

Поскольку в начале проектирования величина  неизвестна, ею задаются:

где = 0,01-0,025 — коэффициент выходной потери; H0 — изоэнтропийный перепад энтальпий турбоагрегата.

Потери от утечек через наружные уплотнения, уплотнения штоков клапанов и непрерывное продувание. Потери мощности от утечки равны

,

где Gу — утечка пара, кг/с; Hiy — внутренний перепад по проточной части турбины, не использованный расходом пара Gу.

Утечка через наружные уплотнения зависит от режима истечения пара через зазоры. Критическое давление в этом случае равно

При p2к

при p2рк

где  — давление перед группой уплотнений и за нею, МПа; υ1—удельный объем пара перед уплотнениями, м3/кг; μ1 — коэффициент расхода уплотнения; f —площадь зазора, см2; z — число щелей в уплотнениях.

Для уменьшения потерь от утечек через наружные уплотнения последние разбивают на группы с камерами между ними. В уплотнении ТВД со стороны впуска пара первая по ходу утечек камера обычно соединена с ресивером, и, таким образом, часть пара утечки используется в ТНД. Вторая камера соединена с уравнительным коллектором (р = 0,11-0,12 МПа), откуда пар поступает на укупорку уплотнений ТНД, третья — с эжектором отсоса пара от уплотнений = 0,095-0,1 МПа). Обычно число щелей в первой группе уплотнений z = 24-32, во второй z == 16-24, в третьей z = 8-10, в четвертой z = 3-8. С учетом изнашивания гребешков расчетный рациональный зазор в уплотнениях принимают σ = 2σ3, где чертежный зазор σ3 = 0,1-0,2 мм.

Потери мощности из-за утечек оценивают относительной величиной

где внутренняя мощность турбоагрегата без учета утечек.

Относительная потеря мощности от утечек через наружные уплотнения  ξу.к = 0,005-0,02; через уплотнения штоков клапанов ξш = 0,002-0,005; от продувки полостей ТНД ξп = 0,005-0,01. Суммарная относительная потеря мощности из-за утечек составляет ξу = 0,01-5-0,03.

С учетом потерь из-за утечек пара внутренняя мощность агрегата равна

Внешние потери. Внешними называют потери, не изменяющие количество или состояние рабочего тела в проточной части турбины. К ним относятся: потери на вращение неработающих ступеней турбины заднего хода (ТЗХ) на переднем ходу, потери трения в подшипниках турбин, потери в передаче.

Потеря на вращение неработающих ступеней ТЗХ  является потерей на трение и вентиляцию и определяется по формулам. Эта потеря составляет менее 1 % внутренней мощности ГТЗА. Это объясняется тем, что обычно ТЗХ располагают в корпусе ТНД вблизи конденсатора, и на переднем ходу она вращается в вакууме. Рассматриваемая потеря учитывается коэффициентом ; ориентировочно для паровых турбин ξзх = 0,005-0,01, для газовых ξзх = 0,02-0,03.

Потеря трения в подшипниках паровых турбин может быть оценена по формуле В. А. Семека

где Net — эффективная мощность турбоагрегата, кВт.

По статистическим данным, для главных паровых турбин ηмт =0,98-0,99, для вспомогательных ηмт = 0,8- 0,95 (подшипники скольжения); для газовых турбин и компрессоров ηмт = ηмк = 0,985-0,99 при использовании подшипников скольжения и ηмт = ηмк = 0,99-0,995 при использовании подшипников качении.

Потеря в передаче. КПД зубчатой передачи ориентировочно равен ηп = ηр = 0,97 для двухступенчатого переборного редуктора и ηп = ηр = 0,98 для двухступенчатого планетарного редуктора. Одноступенчатые редукторы вспомогательных паровых турбин при Не = 10 — 400 кВт имеют КПД ηр = 0,92-0,96 (большие значения соответствуют большим значениям мощности).

КПД электропередач (общий) ηп = ηэ = 0,86-0,94. Более низкий КПД по сравнению с зубчатым редуктором, а также большие габариты, масса и высокая стоимость ограничивают применение электропередач, несмотря на такие их достоинства, как реверсивность и хорошие маневренные характеристики.

Внешние потери учитываются внешним КПД, равным

Эффективная мощность и эффективный КПД.

Эффективной мощностью турбоагрегата Net, называется мощность на фланце, присоединенном к гребному валу (на выходном валу редуктора, гребного электродвигателя). Эффективный КПД турбоагрегата учитывает все потери в нем; для парового турбоагрегата

Ориентировочно эффективный КПД турбоагрегата в зависимости от его мощности и начального давления пара может быть принят согласно кривым (рис. 5.4). Влияние начальной температуры пара учитывается коэффициентом KT:

Коэффициент Kт принимается в интервале температур

; .

Эффективная мощность Nе передаваемая на гребной винт, отличается от эффективной мощности турбоагрегата Nеt на величину потерь в подшипниках гребного вала Nе=Nеt ηв; соответственно эффективный КПД ηе = ηеt ηв, где КПД валопровода ηв = 0,95-0,97 при расположении установки в средней части корпуса и ηв = 0,98-0,99 при ее расположении в кормовой части судна.

Скоростная характеристика турбины. Ступени зависит от ее скоростной характеристики ν = и/с. Эта величина является критерием кинематического подобия и соответствует числу Струхаля применительно к турбомашинам.

Для турбины в целом также существуют характеристики, которые в значительной степени определяют ее эффективный КПД.

Выразим изоэнтропийный перепад энтальпий ступени, работающей без использования выходной скорости, через ее характеристику . Сложив перепады всех ступеней и приняв, что для всех ступеней характеристика νср одинакова и равна Y, получим

откуда

где uk — окружная скорость на среднем диаметре k-й ступени.

Работа на переменном режиме

Способы регулирования мощности.

Рабочий процесс в паровой турбине на режимах частичной мощности значительно отличается от рабочего процесса на режиме полной мощности. Это объясняется тем, что проточная часть всех ступеней турбины, кроме первой (регулировочной), остается неизменной при уменьшении расхода пара в единицу времени — секунду.

Эффективная мощность (кВт) паровой турбины зависит от трех величин, входящих в формулу,

,

где  — расход пара через турбину в единицу времени, кг/с;

На — изоэнтропийный перепад энтальпий, кДж/кг;

 —эффективный КПД турбины.

Изменяя все величины одновременно или только некоторые из них, можно изменять мощность, развиваемую турбиной. Но, очевидно, что для понижения мощности наиболее выгодно уменьшить только расход пара в единицу времени, оставляя постоянным изоэнтропийный перепад энтальпий и КПД.

Существуют следующие способы регулирования мощности: качественное, или дроссельное; количественное; смешанное, или количественно-качественное.

Качественное (дроссельное) регулирование. Это простейший способ регулирования мощности паровой турбины. Он состоит в изменении открытия клапана, установленного перед турбиной: маневрового — перед главной, дроссельного — перед вспомогательной. При полной мощности клапан открыт полностью. Для уменьшения мощности его прикрывают. Вследствие этого в зазоре между клапанной тарелкой и гнездом происходит процесс дросселирования пара и давление его за клапаном падает, т. е. вместе с уменьшением расхода пара меняется и качество его, отчего этот способ регулирования и получил свое название качественное, или дроссельное. При качественном регулировании значительно снижается экономичность турбины.

Обычно стремятся регулировать маневровый клапан так, чтобы изменение мощности ГТЗА было прямо пропорционально углу поворота маховика, посредством которого управляют клапаном.

Количественное (сопловое) регулирование. Осуществляется изменением числа полностью открытых сопловых клапанов, при этом изменяется число работающих сопл, а следовательно, и расход пара. Очевидно, что такой способ регулирования может осуществляться только тогда, когда первой регулировочной ступенью турбины является активная ступень, при этом качество пара, т. e. параметры, перед оставшимися в открытом состоянии соплами первой ступени остается постоянным. Потери энергии пара исключаются, и турбина работает экономично.

Смешанное регулирование. Количественное регулирование в чистом виде можно осуществить только на определенных режимах работы турбины, а число режимов зависит от числа групп сопл (от 2 до 6). На всех промежуточных режимах приходится применять смешанное регулирование, заключающееся в том, что в первую очередь производится количественное регулирование, а затем в дополнение к нему осуществляется качественное путем прикрытия маневрового клапана или одного из сопловых клапанов.

Рабочий процесс турбины на переменном режиме.

При номинальном режиме многоступенчатой турбины каждая ее ступень работает на расчетных параметрах, что обеспечивает их высокий внутренний КПД. Следовательно, при расчетном режиме турбина работает наиболее экономично с наименьшим удельным расходом пара. При работе многоступенчатой турбины с частичной нагрузкой общий расход пара на турбину уменьшается. При этом нагрузка ступеней турбины перераспределяется. Давление в камере первой регулировочной ступени падает, эта ступень при неизменных начальных параметрах пара перерабатывает больший перепад энтальпий и работает с перегрузкой. Абсолютная скорость пара с1 на выходе из сопл регулировочной ступени с уменьшением давления в камере ступени увеличивается. В то же время частота вращения турбины уменьшается с уменьшением мощности, а следовательно, падает окружная скорость и изменяется характеристика и/с1 Вследствие этого КПД регулировочной ступени значительно снижается, КПД всей турбины уменьшается, и следовательно, удельный расход пара возрастает.

На режиме малой мощности входная скорость с1 значительно увеличивается, а окружная скорость сильно уменьшается, поэтому треугольники скоростей ступени деформируются, паровой поток поступает на рабочий венец с ударом в вогнутые поверхности лопаток, из-за чего дополнительно снижается КПД ступени.

При количественном регулировании и при увеличении расхода пара давление пара за регулировочной ступенью (по сравнению с давлением пара на расчетном режиме полного хода) повышается, следовательно, срабатываемый в этой ступени перепад энтальпий уменьшается.

При качественном регулировании (путем дросселирования пара) при впуске в турбину пара с пониженным давлением суммарный изоэнтропийный перепад энтальпий в ней уменьшается главным образом вследствие уменьшения перепада энтальпий в последней ступени, из-за чего еще больше увеличивается удельный расход пара и снижается экономичность турбины.

Перераспределение перепадов энтальпий в ступенях турбины при изменении расхода пара сопровождается изменением реактивности. При уменьшении расхода пара реактивность ступеней увеличивается, что приводит к возрастанию нагрузки на упорный подшипник.

При изменении начальной температуры пара перед турбиной изменяются пропорционально ей изоэнтропийные перепады энтальпий. При уменьшении температуры КПД турбины уменьшается. При значительном уменьшении начальной температуры сильно увеличивается степень влажности в последней ступени, что вызывает увеличение потери на влажность и, как следствие, эрозию лопаток. Во избежание этого при уменьшении начальной температуры следует снижать давление перед турбиной.

При изменении давления пара за турбиной (противодавления) изменяется в основном изоэнтропийный перепад энтальпий ее последней ступени. Уменьшение противодавления приводит к увеличению располагаемого перепада энтальпий всей турбины, а, следовательно, ее мощности. Повышение противодавления вызывает обратное явление. При значительном увеличении противодавления последняя ступень турбины может быть выключена из работы, из-за чего произойдет недопустимый нагрев выпускной части корпуса.

Режим работы турбогенератора.

Режим работы турбогенератора зависит от состава судовой электростанции, нагрузки сети и условий плавания судна.

Расчетным режимом работы турбогенератора в зависимости от технического задания по проектированию является режим 100- или 75 %-ной нагрузки.

При режиме холостого хода вся внутренняя мощность турбины расходуется на преодоление механических потерь. У современных турбогенераторов большой и средней мощности расход пара на холостом ходу составляет 12—16% расхода пара при полной нагрузке. У турбин малой мощности расход пара на холостом ходу доходит до 25% расхода пара при полной нагрузке. При этом пар дросселируется в дроссельных и сопловых клапанах и значительная часть перепада энтальпии срабатывается на регулировочной ступени при низком КПД. В результате через прочную часть проходит пар с относительно высокой температурой, который нагревает выпускную часть турбины до 100—120° С; возрастает также тепловая нагрузка на конденсатор.

При длительной работе на холостом ходу перегрев выпускной части турбины может привести к тепловым деформациям корпуса и к искривлению его оси, что может вызвать повышенное изнашивание уплотнений, повышенную вибрацию турбины и остаточный прогиб ротора. Поэтому во время холостого хода необходимо следить за температурой выпускной части корпуса и выпускного патрубка, не допуская их перегрева.

Режим перегрузки в предусмотренных заводом-изготовителем пределах неопасен.

ВНЕШНИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТУРБИНЫ

Внешние характеристики определяют показатели работы турбоагрегата на таких режимах и переходных процессах, как набор мощности, снятие нагрузки, реверсирование, работа при легком и тяжелом винте.

К внешним характеристикам относятся:

  1.  мощность турбоагрегата
  2.  крутящий момент
  3.  КПД установки
  4.  изоэнтропийный перепад

Опытные зависимости момента М, внутренней мощности Ni и к.п.д. ηi от частоты вращения в активной ступени паровой турбины при условии G = G0 показаны на рис. 7.22. Из рисунка ясно, что в реальных условиях зависимость момента от частоты вращения немного отличается от линейной и имеет небольшой прогиб стрелкой вниз, μ составляет 2,1. Частота вращения пNmax при которой развивается максимальная мощность, хотя и превышает номинальную п0, но не столь существенно,

СОВМЕСТНАЯ РАБОТА ТУРБИНЫ И

ПОТРЕБИТЕЛЕЙ ЭНЕРГИИ

В судовых установках турбины приводят в действие гребной винт, электрогенератор, компрессор, различные насосы. Рассмотрим их совместную работу с турбиной.

Работа турбины на гребной винт. Параметры рабочего режима (мощность, частота вращения и др.) при работе турбины на винт определяются пересечением внешней характеристики турбины (моментной или мощностной) с винтовой характеристикой винта.

Потребляемые винтом момент и мощность определяют соответственно по формулам

В приведенных формулах:

и  — коэффициенты соответственно момента и мощности, зависящие от относительной поступи винта λр;

здесь υр = (1 — s) Hп — скорость винта относительно воды в попутном потоке;

s — коэффициент скольжения;

Н и Н/D — абсолютный и относительный шаг винта;

ρ — плотность воды;

D и п — соответственно диаметр винта (в м) и частота его вращения (в об/с).

Отношение υр/n, от которого зависят коэффициенты λр и s, является функцией осадки судна Т, коэффициента сопротивления корпуса, скорости и направления ветра и других внешних условий. При увеличении осадки, обрастании корпуса и других аналогичных изменениях внешних условии отношение λр/п, а потому и относительная поступь λр уменьшается, что приводит к росту угла атаки при натекании потока на лопасть винта (рис. 7.24). В результате так же, как и при увеличении угла атаки при входе потока на рабочие лопатки турбины или компрессора, возрастает усилие на лопастях, и коэффициенты  и  увеличиваются.

Опыты показывают, что при неизменных геометрических размерах винта и постоянных внешних условиях изменение коэффициентов  и  винтов транспортных судов, имеющих сравнительно небольшую скорость, невелико и потому характеристики винта с достаточной точностью могут быть представлены в виде параболы Мв = cMп2 и Nв = сNп3, где см, сN — постоянные для данных условий коэффициенты.

На рис. 7.25 винтовая характеристика А0 соответствует номинальной осадке Т0 судна в грузу, характеристика Аб — осадке Тб в балласте, а характеристика Аш — нулевой скорости судна (швартовная характеристика). Мощность и частота вращения турбины при различных условиях работы судна определяются точками ао аб и аш пересечения соответствующей винтовой характеристики и внешней характеристики турбины, работающей с номинальным расходом G0 рабочей среды и номинальным перепадом энтальпий Hа0, а при изменении условий работы турбины — точками а'0, а'б а'ш и а"0, а"б, а"ш, пересечения винтовых характеристик с частичными внешними характеристиками G1, На1 и G2, На2 турбины.

Из рис. 7.25 ясно, что при работе турбины по внешней характеристике (G0, Ha0) уменьшенной осадкой судна (Тб < Т0) частота вращения nб турбины больше, а мощность Nб меньше номинальных n0 и Ne0. В швартовных условиях и частота пш, и мощность Nеш — меньше номинальных. Режимы п > п0 соответствуют работе турбины с легким для данных условий винтом, а режимы п< п0 — работе с тяжелым винтом. При работе как с легким, так и с тяжелым винтом турбина не развивает номинальной мощности.

Если турбина работает на винт регулируемого шага, то для всех условий плавания судна можно иметь нормальный винт посредством изменения угла установки лопасти (относительного шага). При этом, для того чтобы легкий винт стал нормальным для данных условиях плавания судна, угол установки лопастей (относительный шаг) следует увеличить. Тяжелый винт станет нормальным, если угол установки уменьшить. Таким образом, при наличии ВРШ турбина независимо от условий плавания судна может при расходе G0 перепаде Hа0 работать с номинальной мощностью.

Вертикальная линия nпред на рис. 7.25 ограничивает максимальную частоту вращения турбины, при достижении которой срабатывает защита и турбина принудительно останавливается.

Работа турбины на электрогенератор. При совместной работе турбины и генератора частота их вращения поддерживается постоянной в пределах от n0 на номинальном режиме, до n0 + σn0 — на режиме холостого хода (где σn0 — степень неравномерности регулирования частоты вращения турбины). Рабочие точки турбины 0,1,2,3 (рис. 7.26) определяются пересечением внешних характеристик турбины (в рассматриваемом случае — мощностных) и нагрузочно-скоростных характеристик NГ1, NГ2, NГ3 электрогенераторз. Частота вращения и мощность турбины при различных нагрузках генератора изменяются по линии 0—3. Постоянные для каждого измененного режима работы турбины расход G и перепад энтальпий На зависят от способа регулирования мощности турбины.

Аналогично можно проанализировать совместную работу турбины с компрессором или другими потребителями.

ОБСЛУЖИВАНИЕ ПАРОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК

ПОДГОТОВКА ТУРБИНЫ К ДЕЙСТВИЮ

Обслуживание паровых турбин производится в соответствии с действующими Правилами технической эксплуатации судовых паровых турбин, утвержденными Министерством морского флота, инструкцией завода-строителя, а также инструкцией, утвержденной главным инженером пароходства. Все работы и операции (приготовление к пуску, пуск, уход во время работы, реверс и остановка, разборка, ревизия и консервация ТЗА, конденсаторных установок и всех вспомогательных механизмов, обслуживаемых машинной командой) должны выполняться в соответствии с требованиями, изложенными в этих документах.

До приготовления турбинной установки к действию необходимо проверить:

действие машинного телеграфа и всех средств связи машинного отделения с мостиком и котельным отделением;

действие аварийного освещения;

показания часов в машинном отделении и на мостике;

наличие и исправность противопожарных средств в машинном отделении;

исправность водоотливных и осушительных средств.

Осматривать турбину следует также в определенной последовательности:

убирают посторонние предметы, инструмент и приспособления на специально отведенные для них места;

проверяют открытие кранов на манометрах и вакуумметрах, смазывают костяным маслом тахометр, соединения тяг рычагов регуляторов, заполняют все масленки;

проверяют исправность указателей расширения корпусов, скользящих опор (если таковые имеются); замеряют осевое и радиальное положения роторов турбин и валов зубчатой передачи, а также осевое положение корпусов и разбега роторов турбин, если это предусмотрено инструкцией; о результатах замеров докладывают вахтенному механику для занесения в журнал и сравнения с предыдущими и формулярными замерами;

подготавливают и вводят в действие масляную систему;

подготавливают к работе валоповоротный механизм, убеждаясь в отсутствии посторонних предметов на валопроводе, отжимают тормоз и ослабляют дейдвудный сальник; если дейдвудные втулки имеют резиновые сегменты, открывают клапаны на трубопроводе прокачки и убеждаются в поступлении к ним воды; при масляной смазке втулок удаляют отстой и подают смазку на дейдвуд;

проверяют уровень масла в опорных и упорных подшипниках; при принудительной системе смазки пускают насос, подающий смазку, и убеждаются в ее поступлении;

подготавливают к работе систему охлаждения подшипников;

убеждаются в нормальном натяжении цепи привода к датчику тахометра;

получают разрешение от вахтенного механика на проворачивание ГТЗА и затем вывешивают табличку «Валоповоротный механизм включен»;

убеждаются в закрытии быстрозапорного и маневрового клапанов, проверяют автоблокировку валоповоротного устройства;

производят пробное проворачивание ГТЗА (при одновременном прокачивании его маслом) не менее чем на  оборота гребного вала на передний ход и на задний. Во время проворачивания следят по показаниям амперметра за нагрузкой электродвигателя; при очень высоких значениях или при резких колебаниях силы тока следует немедленно отключить валоповоротные устройства и доложить об этом вахтенному механику.

При подготовке паропроводов и систем управления:

убеждаются в том, что разобщительные клапаны закрыты, а клапаны продувания паропроводов и арматуры открыты;

производят наружный осмотр всего паропровода, редукционных и предохранительных клапанов;

проверяют исправность быстрозапорных, маневровых и сопловых клапанов, полностью открыв и закрыв их; для предотвращения заедания клапанов при нагреве после закрытия маховики слегка отворачивают; при наличии блокировочного устройства маневрового клапана с машинным телеграфом проверяют исправность этого устройства;

после подачи масла в систему регулирования выключают вакуум-реле, открывают БЗК и проверяют его действие выключением от руки, понижением давления масла, воздействием на реле осевого сдвига. После этого оставляют клапан закрытым;

открывают клапан продувания, дренажные вентили турбин и ресиверов, быстрозапорного и маневрового клапанов, паровой коробки и камер штоков сопловых клапанов;

прогревают главный паропровод, БЗК через специальный трубопровод. При отсутствии такового для прогревания медленно открывают главные разобщительные клапаны с постепенным повышением давления по мере прогревания.

Паропровод желательно прогревать в два приема: вначале при давлении пара — 5—10 ати, затем при постепенном повышении давления со скоростью приблизительно 1 ати/мин или при нарастании температуры со скоростью не более 10° С/мин.

Время прогрева холодного паропровода для турбин с параметрами 45 ати и 450° С составляет 30—35 мин.

При подготовке конденсатной установки:

открывают приемный и отливные клапаны (клинкеты) циркуляционного насоса, закрывают спускные клапаны водяной стороны конденсатора и циркуляционного насоса;

пускают циркуляционный насос с пониженной производительностью; при наличии двух насосов опробуют оба, оставляя в работе один; при необходимости рециркуляции охлаждающей воды открывают воздушные краны на водяной части конденсатора до появления в них воды;

заполняют сборник главного конденсатора питательной водой до половины водомерного стекла, подготавливают автомат поддержания уровня конденсата в конденсаторе;

пускают конденсатный насос, открывают клапан на его напорном трубопроводе, убеждаются в наличии циркуляции воды через холодильники эжекторов, подают конденсат к уплотнениям насосов и клапанов, работающих под вакуумом;

подготавливают к действию автоматику системы уплотнений, а также эжектор отсоса пара из уплотнений.

ПРОГРЕВАНИЕ ТУРБИНЫ

Турбину прогревают для того, чтобы при впуске в нее рабочего пара не возникали недопустимые термические напряжения и остаточная деформация в деталях и исключалась возможность задевания вращающихся частей о неподвижные.

Впуск пара при остановленном роторе не допускается, так как в этих условиях больше обогревается верхняя часть турбины, что может повести к короблению и прогибу ротора. Весь конденсат должен быть из турбины удален, так как вращение ротора, погруженного в воду, может вызвать гидравлический удар.

Все части паропровода и турбин, в которых может собираться вода, снабжают продувочными вентилями и конденсационными горшками или они имеют постоянно открытые дренажи. Прежде чем открыть клапаны прогревания, на трубопроводе необходимо открыть дренажные вентили, краны, клапаны.

Для контроля за расширением корпуса турбин, имеющих скользящую опору, ставят указатели или микрометры. Расширяясь, корпус через штифт воздействует на стрелку, которая показывает на шкале величину удлинения корпуса.

Прогревание главных турбозубчатых агрегатов производят тремя способами.

Вне зависимости от способа обогрева необходимо:

подать пар на уплотнения и увеличить разрежение в главном конденсаторе до величины, установленной заводом-строителем;

включить пароструйный эжектор в работу отсоса из уплотнений, установив необходимое разрежение в камерах отсоса (обычно 20—60 мм рт, ст.);

при отсутствии автоматического регулятора вручную отрегулировать пар на уплотнения так, чтобы из вестовых труб слегка парило;

включить автоматику травления пара;

в процессе увеличения разрежения проворачивать ротор турбины валоповоротным устройством, следя за нагрузкой электродвигателя по амперметру.

Первый способ прогревания турбины применяют при вращении ротора валоповоротным устройством. Греющий пар подводится по специальному трубопроводу прогревания. Величину разрежения в конденсаторе поддерживают согласно указаниям завода-строителя.

По окончании прогревания закрывают клапан прогревания, разобщают валоповоротные устройства, увеличивают разрежения в конденсаторе до нормального и производят страгивание ротора турбины рабочим паром на передний и задний ходы, медленно открывая маневровый клапан или (при его отсутствии) сопловой и следя за давлением пара перед соплами. Не допускается увеличение давления пара выше величины, указанной в инструкции.

Как только роторы начнут вращаться, закрывают клапан впуска пара и прослушивают турбины и зубчатую передачу. В случае обнаружения ненормального шума, стуков или звуков от задевания, страгивание роторов паром нельзя повторять до выявления и устранений причин неисправностей.

Если ротор не стронулся при установленном давлении, клапан впуска пара закрывают, а затем вновь приоткрывают. Если после трехкратной попытки роторы не стронулись, выясняют причины неисправности.

Первый способ прогревания можно применять в любых условиях стоянки. Однако прогревание должно быть длительным; кроме того, требуется установка специального паропровода.

Второй способ — прогревание турбины при вращении роторов рабочим паром на стоянке с частотой вращения, указанной в инструкции (обычно устойчивая наименьшая частота вращения гребного вала равна 5—10 об/мин), переменно на передний и задний ход. Чтобы исключить возможность обрыва швартовов, якорной цепи или повреждения гребного винта, судно нужно надежно закрепить, и возле гребного винта не должно быть посторонних предметов. Преимущество этого способа — меньшая длительность и равномерность прогревания, так как пар поступает по многим соплам. Недостатком прогревания является повышенный износ сопел и клапана от первоначальной влажности пара.

Третий способ — комбинированный: вначале ведется прогревание при вращении роторов валоповоротным устройством, а затем рабочим паром.

Величина вакуума в конденсаторе, давление пара страгивания роторов указаны в инструкциях.

ЗАПУСК ТУРБИНЫ

За 5—15 мин до пуска турбины в ход с командного мостика должна быть подана по машинному телеграфу команда «Готовьсь». этот сигнал репетуется телеграфом из машинного отделения на мостик. Затем переводят на нормальный режим вспомогательные механизмы: циркуляционный, конденсатный, масляный насосы, поднимают вакуум в конденсаторе. Вновь проверяют работу системы смазки. При отсутствии причин, препятствующих пуску турбины, подают сигнал машинным телеграфом «Стоп», который репетуется с мостика в машинное отделение.

Пуск в ход производят медленным открытием маневрового клапана, постепенно увеличивая частоту вращения до требуемой.

Любой из сопловых клапанов на любом режиме работы должен быть либо полностью открыт, либо закрыт. Регулирование частоты вращения производят маневровым клапаном. Число открытых сопловых клапанов при каждом режиме должно быть указано в инструкции завода-строителя.

Если после готовности турбины выход судна задерживается, то по разрешению с мостика и указанию вахтенного механика необходимо проворачивать турбину на самом малом ходу через каждые 5—10 мин; (по 1—2 мин); в случае длительной задержки — снизить вакуум до; 500 мм рт. ст. и начать прогревание вновь.

В случае вибрации во время развития хода уменьшают частоту вращения турбины до исчезновения вибрации и через 5—10 мин снова увеличивают. Если после двукратного или трехкратного снижения и повышения частоты вращения вибрация не исчезает, турбину останавливают и выясняют причину, вызывающую вибрацию, затем поступают в соответствии с инструкцией завода-строителя.

При увеличении частоты вращения ротора следят за: изменением шума работы турбины и редуктора; появлением вибрации; температурой пара, идущего в конденсатор; удлинением ротора и расширением корпуса; системой уплотнения; продуванием турбины и паропровода; температурой подшипников; давлением масла в системах смазки и регулирования. Когда температура масла, поступающего в подшипники, дрстигнет 38—40° С, открывают и регулируют подачу охлаждающей воды в маслоохладитель, поддерживают нормальный уровень конденсата в конденсаторе при помощи рециркуляционного клапана (если отсутствует автоматическое регулирование).

При переходе на устойчивый режим работы турбо установи, и открывают необходимое количество сопловых клапанов для заданного хода, при этом, во избежание излишнего дросселирования пара, маневровый клапан должен быть открыт полностью. После достижения необходимой температуры пара закрывают систему продувания главного и маневрового паропровода; сопловых и быстрозапорного клапанов, ступеней продувания, работающих перегретым паром; оставляют открытой систему продувания ступеней, работающих на насыщенном паре, систему непрерывного продувания регулируют согласно инструкции. В соответствии с нагрузкой турбоагрегата регулируют работу эжекторов, циркуляционного, конденсатного насосов и систему уплотнения.

Отработавший пар от вспомогательных механизмов пускают в промежуточную ступень турбины, если это предусмотрено. Отборы пара из турбины открывают при установившемся режиме. По разрешению с мостика закрывают разобщительный клапан заднего хода. При нахождении судна в тумане, каналах, проливах, шхерах разобщительный клапан держат открытым.

Пусковые операции очень ответственны и должны быть организованы так, чтобы тепловые напряжения и линейные расширения, зазоры и величина вибрации не выходили за пределы допускаемых величин.

НАБЛЮДЕНИЕ ЗА ТУРБИННОЙ УСТАНОВКОЙ НА ХОДУ

Обслуживающий персонал во время действия турбоагрегата обязан обеспечить заданный ход и маневренность судна, надежность работы всей турбоустановки и требуемую мощность при минимальном расходе пара. Необходимо знать число открытых сопел и параметры пара перед соплами.

Наблюдение за работой турбоустановки должно быть усилено при плавании в штормовую погоду, на мелководье, в ледовых условиях, при попытках сняться смели своим ходом, на швартовах, при работе

на задний ход, циркуляции судна, при изменении дифферента, повреждении гребного винта, буксировке другого судна. В этих случаях особенно перегружается и перегревается главный упорный подшипник.

Поддержание нормального давления и температуры обеспечивает надежную и экономичную работу. Обычно отклонения допускаются от нормальных значений: давления — на 5%, температуры — на 10— 15° С. Если восстановить нормальные параметры невозможно, необходимо доложить об этом механику.

При падении температуры пара ниже допускаемой открывают клапан продувания паропроводов, парораспределительных органов и турбины, снижают частоту вращения агрегата, перекрытием маневрового клапана уменьшают давление.

В случае вскипания воды в котлах необходимо немедленно снизить частоту вращения турбины и открыть клапаны продувания паропроводов, парораспределительных органов и турбины. Следить за давлением пара в промежуточных ступенях и камерах отбора турбин, за давлением пара в системе уплотнения (0,1-0,3 кгс/см2) и разрежением в камерах отсоса (20-50 мм рт. ст.). При наличии вестовых труб из них должно быть легкое парение. При автоматическом регулировании величина давления поддерживается в определенных пределах автоматами.

Контроль за состоянием проточной части турбины и заносом ее солями осуществляется при систематической проверке давления и его перепадов по ступеням и на разных режимах работы. Для каждой турбины должны быть установлены предельные величины давлений в контрольных ступенях. В случае увеличенных давлений соответственно снижают нагрузку.

При обслуживании конденсатной установки для поддержания нормального вакуума устанавливают работу циркуляционного насоса соответственно температуре забортной воды и паровой нагрузке конденсатора. При падении вакуума в конденсаторе проверяют систему уплотнений турбины. Если уплотнения работают нормально, а вакуум падает, пускают резервный эжектор и выясняют причину падения (ненормальная работа эжекторов, циркуляционных и конденсатных насосов, недостаточная плотность соединений, уровень конденсата). В инструкции завода-строителя указана величина вакуума, при которой турбоагрегаты должны быть остановлены.

Причинами переохлаждения конденсата являются: недостаточная плотность конденсатора, ухудшение работы эжекторов, высокий уровень конденсата, избыток охлаждающей воды, особенно при низкой ее температуре. В этом случае переходят на частичную рециркуляцию. Во время каждой вахты проверяют содержание кислорода в конденсате, которое должно находиться в пределах 0,05—0,1 мг/л. Повышенное содержание кислорода свидетельствует о подсосе воздуха.

Не реже одного раза за вахту проверяют соленость конденсата, которая не должна превышать 5 мг/л. Причинами засоления конденсата могут быть: дефекты трубок (свищи, трещины, паровая эрозия уплотнения в трубных досках); подсос забортной воды при ненормальной работе испарителей; дефекты в запасных цистернах питательной воды.

Во время бортовой качки в штормовых условиях следует перейти на прием забортной воды из донного кингстона чтобы избежать срывов в подаче циркуляционной воды в конденсатор.

При плавании на мелководье и по рекам, при входе в порт и выходе из него переходят на бортовой кингстон, чтобы избежать засорения илом и песком трубок конденсатора, трубопроводов, маслоохладителя. В случае засорения необходимо очистить от ила и песка трубные доски и водяные камеры конденсатора.

При плавании в мелкобитом льду переходят на донный кингстон, а бортовые продувают паром, чтобы они были резервными на случай, если донный кингстон забьется.

Вахтенный машинист наблюдает за работой теплообменных аппаратов: подогревателей, деаэратора, холодильников, испарителей. Отборы пара из турбин включают только при установившемся режиме работы установки.

Регуляторы нормального давления в магистралях должны обеспечить давление, температуру и уровень воды в деаэраторе. Необходимо периодически очищать фильтры рабочей воды автоматики конденсатно-питательной системы.

При обслуживании турбоагрегата нужно, внимательно прислушиваться с помощью стетоскопа (слухача) ко всем шумам работающей турбины, зубчатой передачи, генератора, валопровода, отмечая все необычные звуки или вибрации, указывающие на ненормальную работу. Местом прослушивания обычно являются наружные уплотнения, зубчатые передачи (у соединительных муфт и опорных подшипников шестерен).

Одно из основных требований, предъявляемых к турбинам, — это спокойная работа без вибрации. При повышенной вибрации часть энергии бесполезно растрачивается на тряску машины и судна, чем снижается эффективный к. п. д. Части турбоагрегата при этом изнашиваются; в различных соединениях (паропроводы, маслопроводы) могут появляться трещины, в подшипниках — наклеп, растрескивание и выкрашивание баббита и т. д.

Необходимо наблюдать за давлением масла в системе в пределах, указанных инструкцией, за переливом масла из напорных цистерн; в случае уменьшения перелива пускают резервный насос.

При поступлении масла на подшипники, во избежание возможных воздушных подушек, периодически выпускают воздух из масляной системы, открывая воздушные краны на подшипниках и маслоохладителе. При наличии дроссельного регулирования дроссели должны быть заранее отрегулированы, штоки закрыты специальными колпачками и запломбированы.

В случае внезапного повышения давления масла у насоса (при засорении фильтров или трубопроводов) нужно немедленно найти и устранить неисправность.

Температуру масла, поступающего на подшипники, поддерживают в пределах 35—45° С путем регулирования подачи охлаждающей воды на маслоохладитель. Перепад температур охлаждающей воды, обычно составляет 6—10° С.

Ежесуточно проверяют охлаждающую воду для выявления следов масла. Давление масла в маслоохладителе должно быть больше давления охлаждающей воды, чтобы вода не попала в масляную полость маслоохладителя.

В цистернах масло должно находиться не ниже минимально допускаемого уровня. Ежесуточно удаляют из масляных цистерн отстой. Цистерны доливают чистым отфильтрованным маслом той же марки.

При приеме и сдаче вахты необходимо тщательно осмотреть маслопровод и устранить утечку масла.

На каждой вахте необходимо смазывать минеральным маслом шарнирные соединения рычагов, регуляторов и тахометр.

Каждые полчаса при осмотре турбоагрегата проверяют состояние доступных для осмотра узлов, температуру подшипников, которая не должна превышать 70° С, работу форсунок, смазку зацепления зубчатой передачи. При повышении температуры хотя бы одного подшипника при установившемся режиме на 3—5° С против нормы надо срочно установить причину; если температура не понизится, то с разрешения старшего механика уменьшают частоту вращения до тех пор, пока подшипники не охладятся, после чего турбоагрегат останавливают, вскрывают подшипник и устраняют неисправность. Немедленная остановка турбоагрегата при перегреве подшипника, во избежание приставания баббита к валу, запрещается. Нельзя применять поверхностное охлаждение подшипников.

ПОДДЕРЖАНИЕ ТУРБИНЫ В ГОТОВНОСТИ К ДЕЙСТВИЮ

Поддержание турбоустановки в готовности к действию это сохранение теплового состояния, при котором может быть обеспечен ее пуск в ход немедленно или в назначенное время.

Установлены следующие состояния готовности турбоагрегата к действию: полная, получасовая, часовая, двухчасовая и т. д.

Для поддержания турбоагрегата в состоянии полной готовности:

а) после закрытия  маневрового клапана оставляют открытым то количество сопел, которое обеспечит проворачивание турбины;

б) открывают все клапаны продувания корпусов турбин, ресиверов, сопловых коробок, маневровых клапанов;

в)   уменьшают, а затем прекращают подачу охлаждающей воды в маслоохладитель, не допуская понижения температуры масла на выходе из маслоохладителя ниже 35—40° С;

г) по согласованию с начальством каждые 5—10 мин проворачивают ротор турбины  на   передний и задний ход (по 1—2 мин) частотой вращения гребного вала 10—20 об/мин; при этом прослушивают турбину и зубчатую передачу;

д) для улучшения условий прогревания турбины уменьшают вакуум в конденсаторе до величины, предусмотренной заводом-строителем, путем изменения режима работы пароструйного эжектора;

е) если турбина не проворачивалась более 15 мин, закрывают подвод пара к маневровым клапанам и валоповоротным устройством проворачивают турбину, наблюдая за нагрузкой электродвигателя;

ж)      давление масла при проворачивании турбины паром поддерживают нормальным (рабочим).

При получасовой готовности соблюдают указанна выше условия (кроме «г» и «е»); кроме того, уменьшают подачу циркуляционной воды в конденсатор, закрывают БЗК, каждые 5—10 мин проворачивают ротор  не менее чем  на треть оборота гребного вал. Через 1—1,5 ч выключают валоповоротное устройство, и прогревай турбину паром.

Поддержание турбоагрегата в часовой и свыше часовой готовности производят согласно правилам подготовки к пуску.

При остановке турбины корпус и ротор остывают неравномерно; в корпусе быстрее охлаждается нижняя часть (особенно в ТНД), медленнее — верхняя. Неравномерно остывает также ротор, вследствие чего появляется тепловой прогиб выпуклостью кверху. В процессе остывания турбины этот изгиб вначале нарастает, а затем по мере остывания уменьшается.

Пуск турбины при большом тепловом прогибе ротора опасен, так как в начале же вращения ротор может задеть за уплотнения. Кроме того, тепловой прогиб может вызвать нарушение динамической уравновешенности ротора и, как следствие, вибрацию, которая с увеличением частоты вращения будет значительно нарастать. В этом случае следует уменьшить частоту вращения, чтобы на малом ходу выровнять температуру ротора.

Надежный пуск турбины обеспечивается при тепловом прогибе ротора не свыше 0,03—0,04 мм. Пуск турбины при большем прогибе категорически запрещается.

В течение первых 2 ч после остановки характерны небольшие искривления вала, так как температура внутри турбин сохраняется близкой к рабочей. В следующие периоды (до 4 ч и после 5—8 ч) после остановки прогиб ротора еще более увеличивается; в этот же период тепловую деформацию получает и корпус. Наибольшей величины прогиб ротора достигает через 8—12 ч после остановки турбины, а затем уменьшается, и турбина считается в. холодном состоянии.

Непрерывное вращение или периодические повороты валоповоротным механизмом способствуют равномерному охлаждению ротора и предотвращают тепловой прогиб.

МАНЕВРЫ, ИЗМЕНЕНИЕ РЕЖИМОВ РАБОТЫ

При получении сигнала с мостика за полчаса до начала предстоящих маневров вахтенный механик докладывает об этом старшему механику, предупреждает машинистов и котельных машинистов о подготовке котлов и турбоагрегата к новому режиму работы. Машинисты закрывают клапаны отбора пара из турбин и подвода пара в промежуточные ступени от вспомогательных механизмов, опробуют маневровый клапан, прогревают ТЗХ.

Во время маневров ведут постоянное наблюдение за машинным телеграфом и точно выполняют все приказания, получаемые с мостика; время поступления приказаний записывают в вахтенный журнал. Полный, средний и малый ходы в грузу и балласте, вперед и назад отражены в таблице, показывающей соответствующую частоту вращения гребного вала при этих режимах (ходах).

Все дренажи и клапаны продувания должны быть открыты, устанавливается режим работы вспомогательных механизмов, который обеспечит максимальный ход главной турбины при маневрах.

Изменения режимов работы можно осуществлять сопловыми клапанами, которые обеспечивают открытие определенного количества сопел для заданного режима работы.

Более быстрым и удобным способом регулирования мощности турбины, а следовательно, частоты вращения гребного вала является регулирование маневровыми клапанами, которые могут иметь блокировочное устройство, обеспечивающее открытие маневрового клапана заданного хода.

Во время маневров турбоагрегат работает на переменных режимах, что вызывает сложные деформации, тепловые и механические напряжения, изменения в зазорах проточной части. Поэтому увеличивают ход медленным плавным открытием маневрового клапана.

При перемене хода быстро закрывают маневровый клапан предыдущего хода и постепенно открывают клапан требуемого хода, доводят давление контрпара до величины, указанной в инструкции завода-строителя . После изменения направления вращения гребного вала постепенно устанавливают давление пара перед соплами в соответствии с заданным ходом.

Учитывая напряженные условия работы лопаток ТЗХ, следует наблюдать за давлением пара перед соплами заднего хода, которые плавно доводят до величины, указанной в инструкции (для судов типа «Ленинский комсомол» оно равно 15 ати, а для судов типа «Сергей Боткин» — 14 ати). Это давление держат до тех пор, пока турбины не начнут вращаться в обратном направлении, после чего увеличивают давление и, следовательно, частоту вращения.

Во время длительной работы на задний ход необходимо следить за работой конденсатора, температурой корпусов турбин, не допуская повышения температуры выхлопного патрубка выше установленной инструкцией. Выделяющееся тепло нагревает корпус турбины даже при незначительных температурах (до 150° С), а это может вызвать большие деформации корпуса ТНД и изменить положение вкладышей, зазоры в уплотнениях и т. д.

Реверс в современных турбинах производят в течение 30 сек. Для ускорения реверса, как указывалось выше, дают контрпар в ТЗХ после закрытия маневрового клапана на передний ход или наоборот, когда частота вращения турбины снизится на 70—75% от полного хода. Давление  контрпара перед соплами должно вначале составлять; 10—20% давления в магистрали; после остановки ТЗХ его повышают до давления страгивания, а затем доводят до начальных параметров. Следует помнить, что при реверсах значительно ухудшаются условия работы зацепления главного редуктора, поэтому наряду с прослушиванием турбины надо прослушивать и зубчатые передачи.

ВЫВОД ТУРБИНЫ ИЗ ДЕЙСТВИЯ

При получении с мостика сигнала «Отбой» приступают к выводу турбоагрегата из действия. Перед прекращением подачи пара в турбину проверяют работу резервного (вспомогательного) масляного насоса.

После прекращения вращения ротора включают валоповоротный механизм, проверяют и записывают тепловые расширения корпуса, осевое положение ротора и шестерен редуктора; закрывают разобщительный клапан на главной магистрали от котлов, открывают на этой магистрали клапаны продувания, пока давление в ней не упадет до 2— 3 атм. Чтобы не вызвать вращения турбин, осторожно открывают маневровый клапан для окончательного осушения главного паропровода, через 5 мин закрывают маневровый, сопловые я быстрозапорные клапаны; при этом все клапаны продувания турбины должны быть открыты.

Валоповоротным механизмом проворачивают ротор турбины в соответствии с инструкцией завода-строителя, прокачивая при этом агрегат маслом. Масло отнимает тепло нагретого ротора, равномерно охлаждая шейки валов, снижает температуру вкладышей, которая поднимается после остановки турбин, предохраняет внутренние части подшипников от отпотеваний и вал в масляных карманах от коррозии.

Подачу охлаждающей воды в маслоохладитель сначала уменьшают, а затем прекращают, не допуская снижения температуры масла ниже 350 С.

Отработавший пар вспомогательных механизмов переводят на вспомогательный конденсатор. Вакуум в главном конденсаторе снижают до величины, указанной в инструкции завода-строителя, путем изменения режима работы пароструйного эжектора, сохраняя вакуум уплотнений турбины. Уменьшают подачу охлаждающей воды на конденсатор снижением частоты вращения циркуляционного насоса.

Для каждого турбоагрегата продолжительность осушения оговорена в инструкции завода-строителя (в большинстве случаев 2 ч). Полное остывание ротора происходит в течение 20—40 ч, в зависимости от его массы.

После осушения снижают вакуум в конденсаторе до 150 — 200 мм рт. ст. путем изменения режима работы пароструйного эжектора; уменьшают, а затем прекращают подачу пара к уплотнениям турбины, закрывают подвод пара на главный пароструйный эжектор отсоса пара от уплотнений турбины. Автоматические устройства, служащие для поддержания уровня конденсата в главном конденсаторе, отключают. После откачки всего конденсата отключают конденсатный и циркуляционный насосы, закрыв приемные и отливные клапаны. Закрывают клапаны продувания, спускают воду из маслоохладителя.

При полном остывании прекращают проворачивание роторов валоповоротным устройством, останавливают масляный насос, тщательно протирают все наружные части механизмов; осматривают установку и устраняют все неисправности, обнаруженные во время работы и при осмотре.

После остановки масляных насосов через 1 ч необходимо спустить через спускные краны отстоявшуюся воду из главного упорного подшипника, из масляных полостей маслоохладителя, замерив при этом соленость отстоявшейся воды; проселарировать масло до полного удаления из него воды.

Спустя 3 ч после остановки масляного насоса, ГТЗА снова прокачивают с проворачиванием ротора валоповоротным устройством в течение 5—10 мин. Через 12 ч повторно прокачивают агрегат маслом и проворачивают; через 24 ч после остановки замеряют радиальное и осевое положения роторов, а после длительного рейса замеряют положение всех валов агрегата.

УХОД ЗА ТУРБИНОЙ ВО ВРЕМЯ БЕЗДЕЙСТВИЯ

При длительной стоянке должно быть обеспечено надежное предохранение турбоагрегата от коррозии. Все дренажи открывают, ротор проворачивают валоповоротным механизмом по инструкции завода-строителя.

Особенно следует следить за тем, чтобы коррозии не подвергались внутренние части турбин: шейки, гребни подшипников, зубья передачи, подвижные опоры и конденсатор.

Коррозия усиливается при попадании просачивающегося пара через неплотные клапаны (с повышением относительной влажности и температуры воздуха) в машинном отделении. Поэтому арматура должна быть надежно притерта, приводы клапанов и клинкетов расхожены, фланцы и соединения в паропроводе не должны пропускать пар. Спускные клапаны паропровода, присоединенного к корпусу турбины, должны быть открыты для предупреждения скопления воды в трубопроводах.

Агрегат необходимо не реже одного раза в сутки в течение первых трех дней, а в дальнейшем раз в трое суток прокачивать турбинным маслом, одновременно проворачивая его в течение 5—10 мин.

При повышенной влажности и температуре воздуха в машинном отделении агрегат прокачивают маслом и проворачивают ежедневно.

После проворачивания валов поджимают дейдвудный сальник и зажимают тормоз.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

58873. Множення величини довжини на одноцифрове число. Розв’язування задач 59.5 KB
  Назвати розрядні доданки кожного числа; Назвати найбільше число; Назвати найменше число; Назвати числа в порядку зростання; Назвати числа в порядку спадання. Із завданням ми справилися білети придбали вирушаємо в мандрівку.
58875. Таблиця ділення на 9 52.5 KB
  Ілюстрації зимуючих птахів; картки для усного рахунку; пам’ятки про збереження і охорону природи; диференційовані завдання. Горобчик нам приніс завдання: перевірити домашнє завдання. ІІ Перевірка домашнього завдання.
58876. Повышение эффективности внешнеторговой деятельности ОАО «Брестский завод бытовой химии» 1.09 MB
  Цель работы заключается в исследовании современного состояния и перспектив развития внешней торговли Республики Беларусь, регулирования внешнеэкономической деятельности субъектов хозяйствования в республике, то есть внешнего окружения, в котором предприятию приходится функционировать
58877. Задачі на знаходження суми і остачі. Вправи на засвоєння таблиць додавання і віднімання. Розпізнавання геометричних фігур 66 KB
  Мета уроку: вчити складати і розв’язувати задачі на знаходження суми і остачі, формувати обчислювальні навички додавання і віднімання чисел, вправляти в засвоєнні табличних випадків додавання і віднімання чисел...
58881. Спостереження за основними ознаками речення 62 KB
  Уміти складати речення і правильно вимовляти їх. Тож на цьому уроці ми будемо вчитися будувати речення пригадаємо які бувають види речень коли який знак поставити в кінці речення із якою інтонацією промовляти речення щоб мова наша була більш багатою і виразнішою.