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 РК. Давление Р2 определяют с помощью IS-диаграммы, как показано на рисунке 4. Для этого принимают величину скорости пара в выпускном патрубке сх и вычисляют изоэнтропийный теплоперепад qх, необходимый для создания принятой скорости, по формуле
,
где принимают СХ в пределах от 80 до 150 м/с, а скоростной коэффициент выпускного патрубка yХ – в пределах от 0,85 до 0,95. От величины скорости СХ зависят габариты выпускного патрубка, а также потери кинетической энергии потока пара в выпускном патрубке, учитываемые коэффициентом yХ. С увеличением СХ значение yХ 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 Nэл – электрическая мощность турбогенератора.
6. Величина среднего диаметра последней ступени определяется по формуле
, м,
где GZ – расход пара через последнюю ступень турбины, кг/с
(табл.1,п.20);
- vлZ – удельный обьём пара на выходе из рабочих каналов, м3/кг.
Величину vлZ очень простоможно определить с помощью IS – диаграммы, построив по теплоперепаду НіТ условный процесс расширения пара в турбине (линия АВ на рис.4) и определив в т. В значение vлZ . Можно также оценить зна-чение vлZ 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;
is – энтальпия сухого пара при давлении Р; определяется по IS – диа-
грамме в точке пересечения изобары Р с линией насыщения х = 1.
В случае, если vл z вычисляется по приведенным выше формулам, в таблицу 1 должны быть внесены значения величин Р, і, х и іs, входящих в эти формулы.
- l z – относительный диаметр последней ступени - l z = Dz /Lz;
для вспомогательных турбин обычно принимают lZ = 6- 8;
- w 2z – относительная скорость выхода пара из рабочих каналов послед-
ней ступени; принимается в пределах от 250 до 350 м/с;
- b2Z – угол выхода потока пара из рабочих каналов, обычно прини-
мается в пределах от 30 0 до 32 0 .
7. Величина DZ 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 (РК = 0,005 – 0,006 МПа). При расчете среднего диаметра последней ступени Dz его величину необходимо согласовать с данными, приведенными на рис. 10, путем соответствующего изменения величин w2Z, b2Z и lZ. Слишком значительные отклонения величины полученного среднего диаметра DZ от приведенных на рис. 10, нежелательны.
8. Величина окружной скорости UZ принимается в зависимости от марки стали, из которой изготавливают ротор, и допустимого напряжения. Для роторов, изготовленных из хромомолибденовой стали считается допустимой окружная скорость UZ = 220 – 250 м/с. В случае применения сталей с присадкой ванадия окружная скорость может быть увеличена до UZ = 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 UZ – окружная скорость на среднем диаметре последней ступени, м/с;
DZ – 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 Dn = 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 DСР ступеней по формулам:
D0 = DZ – LЛZ, м,
где LЛZ = DZ /lZ, м – высота рабочей лопатки последней ступени;
D1 = D0 + LЛZ, м,
где LЛZ = (0,013 – 0,016)м – высота рабочей лопатки первой нерегулируемой ступени, принимается в указанных пределах;
LЛСР = DСР – 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 , DСР и DZ, а концы их соединяют плавной кривой.
Далее, на том же рисунке нужно в масштабе М=1:1 построить кривую изменения высот рабочих лопаток по LЛ1 , LЛСР и LЛZ. 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 , …, DZ-1
и LЛ2 , LЛ3 , …, LЛ(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 DP = DZ, а в турбинах, работающих с пониженным давлением пара целесообразно принять DP = D1, либо из условия равенства диаметров дисков регулировочной и нерегулируемых ступеней
DP = D1 + L лр, где L лр = 0,01 … 0,015 м.
По данным, выработанным практикой, величина диаметра регулировочной ступени обычно находится в пределах DP = (0,9... 1,0) DZ.
13.Изоэнтропийная характеристика принимается для двухвенечной ступени в пределах nиз = 0,2 – 0,25, для одновенечной ступени - nиз = 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 P2Z = 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 haрег , h’a1 , h’a2 , …, h’aZ, и отмечая изобары давления за ступенями Р2 рег , Р21 , Р22 , …, Р2Z. При этом конец отрезка haZ 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 haрег , ha1 , ha2 , …, haZ, следует окончательно уточнить значение давлений после ступеней Р21 , Р22 ,..., Р2(Z-1). При этом считается, что давление за какой-либо ступенью равно начальному давлению перед следующей ступенью, то есть Р2(n-1) = Р1n, где Р1 и Р 2 – давление до и после ступеней, соответственно, а n – номер ступени.