К предварительному тепловому расчету

парового турбопривода (таблица 1)

1. Вспомогательные паровые турбины применяются на морских судах для привода электрогенераторов, питательных, грузовых, конденсатных, циркуляционных насосов. Для работы таких турбин может использоваться пар от главных и вспомогательных котлов, пар из отборов главных турбин, а также пар, получаемый из утилизационных котлов. В последнем случае турбина называется утилизационной и может применяться не только для привода вспомогательных механизмов, но и в качестве пропульсивной, т.е. для привода гребного вала. Мощность вспомогательных турбин относительно невелика и колеблется в пределах от 150 кВт до 2000 кВт, утилизационных – до 5000 кВт и более.

2. Для обеспечения перетекания пара из последней ступени турбины в конденсатор давление за последней ступенью Р₂ должно быть больше, чем давление в конденсаторе Р_К. Давление Р₂ определяют с помощью IS-диаграммы, как показано на рисунке 4. Для этого принимают величину скорости пара в выпускном патрубке с_х и вычисляют изоэнтропийный теплоперепад q_х , необходимый для создания принятой скорости, по формуле

,

где принимают С_Х в пределах от 80 до 150 м/с, а скоростной коэффициент выпускного патрубка y_Х – в пределах от 0,85 до 0,95. От величины скорости С_Х зависят габариты выпускного патрубка, а также потери кинетической энергии потока пара в выпускном патрубке, учитываемые коэффициентом y_Х. С увеличением С_Х значение y_Х уменьшается.

3. При проектировании вспомогательных турбин необходимо учитывать следующие обстоятельства. С уменьшением мощности турбин существенно растут удельные затраты на изготовление турбины и снижается экономия расходов на топливо, которая может быть получена за счет повышения КПД турбины. Поэтому экономически целесообразно конструкцию вспомогательной турбины упрощать, выполняя ее однокорпусной с небольшим числом ступеней. Небольшое число ступеней не только снижает стоимость изготовления турбины, но и уменьшает ее габариты и вес.

При выборе числа ступеней для турбопривода электрогенератора рекомендуется использовать данные, выработанные практикой, приведенные ниже.

Давление перед соплами Мпа	Электрическая (эффективная) мощность турбопривода, кВт
100 – 300	300 - 600	600 – 1000	1000 - 2000
до 3,0	от 3 до 5	от 5 до 6	от 6 до 7	от 7 до 8
от 3,0 до 4,5	от 5 до 6	от 6 до 7	от 7 до 8	от 8 до 9
от 4,5 до 6,5	-	от 7 до 8	от 8 до 9	от 9 до 10

Для турбин, работающих на конденсатор, в таблице указано общее число Z’ ступеней, включая регулировочную. Если турбина работает на противодавление 0,2 МПа или выше, число ступеней следует уменьшить на одну или две ступени.

В качестве регулировочной ступени обычно используется двухвенечная ступень (колесо Кертиса), однако для утилизационных турбин при низком начальном давлении пара в качестве регулировочной может применяться и одновенечная ступень.

Турбины, предназначенные для привода грузовых, пожарных и других насосов имеют менее развитую проточную часть и обычно состоят из одной двухвенечной ступени. Иногда для привода питательных насосов применяют турбины, состоящие из нескольких ступеней.

4. Значение электрического КПД может быть определено по формуле

h _ЭЛ = h^’_эл k₁ k₂ k₃ ,

где h’_эл – поправочный коэффициент на схему проточной части;

k₁ - поправочный коэффициент на степень перегрева пара перед со-

плами турбины;

k₂ - поправочный коэффициент на давление перед соплами;

k₃ - поправочный коэффициент на давление за турбиной.

Поправочные коэффициенты определяются по рис.5 – 9. При этом коэффициенты k₂ и k₃ определяются с учетом числа ступеней турбины и ее мощности.

k₂ = k ¢₂ × k²₂ ,

где k ¢₂ - поправка на число ступеней;

k²₂ - поправка на мощность турбины.

k₃ = k ¢₃ × k²₃ ,

где k ¢₃ - поправка на число ступеней;

k²₃ - поправка на мощность турбины.

5. Внутренний КПД турбины можно определить по формуле

,

где - h _эл – электрический КПД турбогенератора (см.табл.1, п.10);

h _эг – КПД электрогенератора, принимается от 0,93 до 0,94;

h _ку – коэффициент утечки пара в концевых уплотнениях,

принимается от 0,97 до 0,98;

h _шТ = 0,995 - коэффициент утечки пара в зазоры уплотнений штоков сопловых клапанов;

h _м – механический КПД турбины:

h _м = 1 – 1,233 ;

h _р – механический КПД редуктора:

h _р = 1 – 1,075 ,

где N_эл – электрическая мощность турбогенератора.

6. Величина среднего диаметра последней ступени определяется по формуле

, м,

где G_Z – расход пара через последнюю ступень турбины, кг/с

(табл.1,п.20);

- v_лZ – удельный обьём пара на выходе из рабочих каналов, м³/кг.

Величину v_лZ очень простоможно определить с помощью IS – диаграммы, построив по теплоперепаду Н_іТ условный процесс расширения пара в турбине (линия АВ на рис.4) и определив в т.В значение v_лZ . Можно также оценить зна-чение v_лZ по формуле - , если процесс расширения заканчи-

вается в области влажного пара, или по формуле - , если процесс расширения заканчивается в области перегретого пара. Величины, входящие в эти формулы имеют следующее значение:

Р – давление пара в расчетной точке процесса, МПа;

i – энтальпия пара в расчетной точке процесса, кДж/кг;

х – сухость пара в расчетной точке процесса;

i_s – энтальпия сухого пара при давлении Р; определяется по IS – диа-

грамме в точке пересечения изобары Р с линией насыщения х = 1.

В случае, если v_{л z} вычисляется по приведенным выше формулам, в таблицу 1 должны быть внесены значения величин Р, і, х и і_s , входящих в эти формулы.

- l _z – относительный диаметр последней ступени - l _z = D_z /L_z ;

для вспомогательных турбин обычно принимают l_Z = 6- 8;

- w _2z – относительная скорость выхода пара из рабочих каналов послед-

ней ступени; принимается в пределах от 250 до 350 м/с;

- b_2Z – угол выхода потока пара из рабочих каналов, обычно прини-

мается в пределах от 30 ⁰ до 32 ⁰ .

7. Величина D_Z у построенных турбин турбогенераторов обычно находится в пределах, указанных на рис.10. Верхняя граница заштрихованной области соответствует турбинам с пониженным давлением пара перед соплами (Р₀ < 2 МПа) и низкому давлению в конденсаторе (Р_К = 0,005 – 0,006 МПа). При расчете среднего диаметра последней ступени D_z его величину необходимо согласовать с данными, приведенными на рис. 10, путем соответствующего изменения величин w_2Z , b_2Z и l_Z. Слишком значительные отклонения величины полученного среднего диаметра D_Z от приведенных на рис. 10, нежелательны.

8. Величина окружной скорости U_Z принимается в зависимости от марки стали, из которой изготавливают ротор, и допустимого напряжения. Для роторов, изготовленных из хромомолибденовой стали считается допустимой окружная скорость U_Z = 220 – 250 м/с. В случае применения сталей с присадкой ванадия окружная скорость может быть увеличена до U_Z = 250 – 280 м/с. Верхний предел окружной скорости принимается для последних ступеней.

9. Частота вращения ротора вспомогательного турбопривода, работающего с зубчатой передачей, (турбогенераторы, грузовые насосы) большей частью находится в пределах от 8000 до 14000 об/мин. Если турбина соединяется с исполнительным механизмом непосредственно, то частота вращения ее ротора определяется частотой вращения этого механизма. Например, частота вращения ротора турбины турбопитательного насоса находится в пределах от 5000 до 6500 об/мин. С уменьшением мощности турбины частота вращения ротора увеличивается. Частоту вращения ротора турбины можно определить по формуле

, об/мин,

где U_Z – окружная скорость на среднем диаметре последней ступени, м/с;

D_Z – средний диаметр последней ступени, м.

Полученное значение n должно находиться в рекомендованных пределах.

10. Для вспомогательных турбин используется проточная часть с постоянным диаметром дисков D₀ = const в нерегулируемых ступенях, а также проточная часть с постоянными средними диаметрами ступеней D_n = const. Проточная часть с постоянными диаметрами дисков D₀ = const применяется чаще, так как при этом упрощается и удешевляется изготовление ротора. Исходя из этого условия, форма проточной части турбины определяется графически следующим образом. Вначале определяются диаметры дисков D₀ , первой нерегулируемой D₁ и условной средней D_СР ступеней по формулам:

D₀ = D_Z – L_ЛZ , м,

где L_ЛZ = D_Z /l_Z , м – высота рабочей лопатки последней ступени;

D₁ = D₀ + L_ЛZ , м,

где L_ЛZ = (0,013 – 0,016)м – высота рабочей лопатки первой нерегулируемой ступени, принимается в указанных пределах;

L_ЛСР = D_СР – D₀, м – высота рабочей лопатки условной средней ступени.

Затем берут и откладывают по оси абсцисс отрезок прямой произвольной длины а = 100 – 150 мм и делят его пополам (см. рис.11). По оси ординат в начале этого отрезка, посередине и в конце его в масштабе М = 1:5 откладывают

отрезки соответствующие D₁ , D_СР и D_Z , а концы их соединяют плавной кривой.

Далее, на том же рисунке нужно в масштабе М=1:1 построить кривую изменения высот рабочих лопаток по L_Л1 , L_ЛСР и L_ЛZ. Полученную кривую изменения средних диаметров ступеней и высот рабочих лопаток рекомендуется сравнить с аналогичной кривой, построенной по данным прототипа.

11. Определение диаметров и высот рабочих лопаток промежуточных нерегулируемых ступеней так же можно выполнить графическим способом следующим образом. Отрезок а = 100 – 150 мм (см. рис.11) следует разделить на число частей равное (Z – 1). Из каждой точки деления проводят ординату до пересечения с кривыми D и L и с учетом масштаба определяют D₂ , D₃ , … , D_Z-1

и L_Л2 , L_Л3 , … , L_Л(Z-1) . Полученные данные затем используются для детального расчета турбины (табл.2).

Для вспомогательных турбин с числом ступеней до Z’ = 5 – 7 форму проточной части, при условии D₀ = const, можно считать изменяющейся по линейному закону, а диаметры и высоты лопаток промежуточных нерегулируемых ступеней вычислять из выражений:

и ,

где n = 1, 2, … , Z – номер нерегулируемой ступени, а Z – число нерегулируемых ступеней турбины.

12. Для вспомогательных турбин, работающих с повышенным давлением пара (Р₀ > 3,5 МПа), рекомендуется принимать D_P = D_Z , а в турбинах, работающих с пониженным давлением пара целесообразно принять D_P = D₁ , либо из условия равенства диаметров дисков регулировочной и нерегулируемых ступеней

D_P = D₁ + L _лр , где L _лр = 0,01 … 0,015 м.

По данным, выработанным практикой, величина диаметра регулировочной ступени обычно находится в пределах D_P = (0,9 ... 1,0) D_Z .

13. Изоэнтропийная характеристика принимается для двухвенечной ступени в пределах n_из = 0,2 – 0,25, для одновенечной ступени - n_из = 0,35 – 0,4. Как указывалось в п.3, для вспомогательных турбин, работающих при повышенном давлении пара перед соплами (Р₀ > 2 МПа), чаще применяются в качестве регулировочной двухвенечная ступень, при пониженном (Р₀ £ 2 МПа) – одновенечная.

14. В турбине расширение пара происходит от давления Р₀ до давления P_2Z = P₂, поэтому теплоперепады ступеней турбины, включая регулировочную, должны быть уложены в эти пределы. Для этого нужно на IS-диаграмме, как показано на рис.12, по линии AB последовательно построить условные процес-

сы в ступенях, откладывая от точки А отрезки, соответствующие изоэнтропий-

ным теплоперепадам h_aрег , h’_a1 , h’_a2 , … , h’_aZ , и отмечая изобары давления за ступенями Р_{2 рег} , Р₂₁ , Р₂₂ , …, Р_2Z. При этом конец отрезка h_aZ должен попасть на изобару Р₂. В случае несовпадения нужно определить небаланс теплоперепада Δh с учетом знака « + » или « - » и вторично уточнить изоэнтропийные теплоперепады по ступеням по формуле

,

где j – номер ступени, а Z – принятое число ступеней.

После этого, еще раз построив процессы в ступенях по вторично уточненным теплоперепадам h_aрег , h_a1 , h_a2 , … , h_aZ , следует окончательно уточнить значение давлений после ступеней Р₂₁ , Р₂₂ , ... , Р_2(Z-1). При этом считается, что давление за какой-либо ступенью равно начальному давлению перед следующей ступенью, то есть Р_2(n-1) = Р_1n , где Р₁ и Р₂ – давление до и после ступеней, соответственно, а n – номер ступени.