Министерство аграрной политики Украины

Государственный департамент рыбного хозяйства.

Керченский морской технологический институт

Специальные вопросы

судовых турбомашин

Конспект лекций по дисциплине «Судовые турбинные установки и их эксплуатация»

Часть 3

Керчь 2004

УДК 621

Конюков В.Л. Специальные вопросы судовых турбомашин. Конспект лекций (Часть 3) Керчь: Керченский морской технологический институт, 2004 – 40 с.

Изложены специальные разделы дисциплины «судовые турбинные установки и их эксплуатация», читаемой студентам КМТИ специальности «Эксплуатация судовых энергетических установок»

Рецензоры:: к.т.н. , доцент Крестлинг А.Н.

к.т.н., доцент кафедры СЭУ Горбенко А.Н.

Конспект лекций рассмотрен и одобрен на заседании кафедры СЭУ Керченского морского технологического института

Протокол № от « »________ 2004г.

Конспект лекций рассмотрен и одобрен на учебно-методическом совете морского факультета Керченского морского технологического института.

Протокол № от « »________ 2004г.

Конспект лекций рассмотрен и одобрен на ученом совете морского факультета Керченского морского технологического института.

Протокол № от « »________ 2004г.

Содержание

Введение.

1. Радиально – осевая центростремительная ступень.

1. Специфика энергетических преобразований.

2. Окружной и внутренний КПД ступени.

2. Многоступенчатые турбины со ступенями давления.

1. Общие замечания.

2. Сущность и особенности ступеней давления.

3. Использование выходной энергии.

4. Возвращенная теплота.

3. Многоступенчатые турбины со ступенями скорости.

1. Устройство и принцип действия ступеней скорости.

2. Окружной и внутренний КПД ступеней.

3. Сопоставление турбинных ступеней различных типов.

4. Турбинная ступень с диффузором.

1. Устройство и рабочий процесс.

2. Область применения и конструктивные особенности.

5. Работа турбин на долевых режимах.

1. Общая характеристика нерасчетных режимов.

2. Работа ступени при неизменной располагаемой работе.

3. Работа ступени при уменьшении располагаемой работы.

4. Работа ступени при увеличении располагаемой работы.

5. Расход рабочего тела.

6. Внешние характеристики.

6. Совместная работа турбин и потребителей.

1. Внешние характеристики гребного винта.

2. Совместная работа турбины и винта.

3. Совместная работа турбины и электрогенератора.

7. Прочность элементов судовых турбомашин.

1. Условия работы деталей турбомашин.

2. Расчет прочности рабочих лопаток.

3. Основные положения расчета на прочность вращающегося диска.

Литература.

Введение

С целью повышения эффективности турбомашин в практике широко используются специальные конструкции турбинных ступеней. Ступень давления со ступенями скорости позволяет срабатывать повышенную располагаемую работу со сравнительно высоким КПД. Такие ступени широко применяются во вспомогательных турбинах и в главных агрегатах в качестве регулировочных ступеней. Для увеличения мощности турбин при фиксированных начальных и конечных параметрах применяют турбинные ступени с диффузором и центростремительные турбины. В предлагаемом разделе конспекта лекций приведены турбинные ступени специальных конструкций, особенности работы многоступенчатых турбин со ступенями скорости, рассмотрены отдельные моменты работы турбомашин на долевых нагрузках и работа турбин с потребителями механической энергии. Даются основы расчета на прочность турбинных лопаток и дисков. Все разделы конспекта лекций соответствую учебной программе дисциплины «Судовые турбинные установки и их эксплуатация» для специальности «Судовые энергетические установки и их эксплуатация».

1. Радиально – осевая центростремительная ступень.

1. Специфика энергетических преобразований.

В радиальной турбине рабочее тело течет в основном вдоль радиуса. Различают ступени центробежные и центростремительные. В первых, поток направлен от центра к периферии, во вторых – от периферии к центру. Радиальные турбины могут быть одноступенчатыми и двойного вращения; в первых, имеется одно вращающееся колесо, во вторых – два колеса, вращающихся в противоположных направлениях (турбина Юнгстрема).

В судовой энергетике наибольшее распространение получили радиально – осевые центростремительные ступени и турбины.

На рис.1. показаны две модификации радиально – осевой центростремительной ступени: с лопаточным и безлопаточным направляющим аппаратом. Сопловой аппарат 1 комплектуется из радиально установленных сопл, где происходит ускорение потока. Затем рабочее тело входит в радиальном или близком к радиальному направлении в рабочее колесо 3, движется между лопатками 2 и покидает колесо в направлении близком к осевому на меньшем радиусе.

Рис. 1. Радиально – осевая центростремительная ступень:

а) с лопаточным сопловым аппаратом;

б) треугольники скоростей;

в) с безлопаточными направляющим аппаратом.

Сопловая решетка радиально – осевой центростремительной ступени отличается тремя особенностями: эта решетка круговая, обтекаемая центростремительным потоком и имеет сильно выраженную естественную конфузорность, в связи с уменьшением радиуса по ходу движения потока. Это позволяет применять для сопловых лопаток наряду с криволинейными профилями, также прямые аэродинамические симметричные и несимметричные профили, прямые клиновидные профили и прямые листовые профили постоянной толщины.

Профильные потери энергии включают потери трения и кромочные потери. Потери трения приближенно можно определить по формуле [1].

(1.1)

где Scn – длина контура профиля по выпуклой стороне;

α₀, α₁ –входной и выходной углы;

tc – шаг сопловых лопаток;

R₀, R_1c –входной и выходной радиусы;

,

c₁, υ₁ – скорость и вязкость потока на выходе из сопел.

Кромочные потери энергии можно определить по формуле:

(1.2)

где S₂ – толщина выходной кромки профиля;

m – опытный коэффициент, который рекомендуется принимать m = 0,1 ¸ 0,22.

Потери энергии во входных патрубках или улитках по опытным данным составляет приблизительно 20% от потерь энергии в соплах. (z=0,005¸0,01) [9].

Концевые потери энергии можно определить по формуле:

, (1.3)

где l₁ – высота лопатки;

с – опытный коэффициент, который рекомендуется принимать с=0,05¸0,1 [5].

КПД сопловой круговой решетки зависит от шага. Оптимальное шаговое отношение для различных профилей лежит в пределах 0,55¸0,75. При относительном шаге меньше оптимального на спинке профиля появляется диффузорный участок, и потери энергии резко возрастают. При потери увеличиваются на 1-2% и стабилизируются при. Это объясняется сильно выраженной естественной конфузорностью каналов, что исключает отрыв потока.

Специфика радиально-осевой центростремительной ступени допускает применение безлопаточных направляющих аппаратов. Например, ограничение наружного диаметра подводящего патрубка не позволяют обеспечить оптимальный угол входа потока в сопла. В таких случаях КПД ступени с безлопаточным направляющим аппаратом может быть на 1¸2% выше, чем с лопаточным сопловым аппаратом.

В рабочем колесе радиально-осевой центростремительной ступени поток рабочего тела имеет сильно выраженный пространственный характер.

Под действием вращающейся системы поток рабочего тела в межлопаточном канале приобретает ускорение, которое имеет составляющие:

1) радиальное ускорение, вызываемое вращением колеса Rw²;

2) кориолисово ускорение, вызываемое движением частицы относительно вращающегося колеса, которое равно 2ww и направленно к вектору относительной скорости под углом 90°, отсчитываемым в сторону вращения колеса;

3) местное ускорение частицы в её относительном движении, равное dw/dr, вызываемое переменностью скорости w.

Трем составляющим ускорения соответствуют три составляющие силы: центробежная rRw², кориолисова 2r w w, инерционная rdw/dr=rwdw/dx.

В центростремительной ступени кориолисовы силы способствуют вращению колеса, а в центробежной препятствуют.

Потери энергии в рабочем колесе зависят от числа рабочих лопаток. С увеличение числа лопаток растет площадь поверхности омываемой потоком, и повышаются потери энергии на трение.

Рабочее тело в колесе радиально – осевой центростремительной ступени течет от периферии к центру, совершая поворот в меридианной плоскости примерно на 90°. Действие центробежных и кориолисовых сил формирует в каждом межлопаточном канале осевой и парные вихри (см. рис. 2).

Рис. 2. схема вихрей в рабочем колесе радиально-осевой центростремительной ступени:

а – осевой вихрь, б – парный вихрь

У периферии осевой и парный вихри направлены в одну и туже сторону, у ступицы – в противоположные стороны.

Описанное явление приводит к двум особенностям потока: резкой неравномерности поля скоростей в колесе и небольшой величине относительных скоростей газа в межлопаточном канале, меньшей, чем в осевых ступенях (при равных располагаемых работах на ступень)

Потери энергии в колесе складываются из потерь трения, потерь на входе в колесо и потерь вследствие отрыва потока. Потери на входе появляются, когда угол входа потока в относительном движении b₁ заметно отличается от геометрического входного угла рабочей лопатки b_1л. В этом случае возможен отрыв потока от лопатки на входе. Отрыв потока возможен и при заниженном числе лопаток.

Минимальное число лопаток в рабочем колесе определяется по формуле:

(1.4)

При меньших числах могут возникнуть обратные течения возле лопаток со стороны высокого давления у периферии. На колесе обычно выполняют от 12 до 18 рабочих лопаток.

Вследствие неравномерности поля скоростей в колесе потери у корня составляют 1¸3%, а у периферии могут достигать 6¸10%. Общий коэффициент потерь в колесе лежит в пределах z_р=0,25¸0,45, что соответствует коэффициенту скорости y=0,87¸0,76. В связи с небольшими относительными скоростями, потери в колесе, отнесенные к располагаемому теплоперепаду энтальпий в ступени, невелики.

Потери энергии с выходной скоростью на оптимальном режиме составляют z_вых=3¸8%. При отклонении от оптимального режима эти потери быстро увеличиваются.

2. Окружной и внутренний КПД ступени.

Уравнение Эйлера для радиальной ступени имеет вид

, (1.5)

где c=-степень радиальности;

D_2m – средний диаметр выходного сечения колеса.

Уравнение энергии следует записывать с учетом работы кориолисовых сил

, (1.6)

где l_a – адиабатный перепад энтальпий, равный располагаемой работе при m₂=0;

r - степень реактивности ступени.

Окружной КПД ступени будет иметь выражение

. (1.7)

Для упрощенного случая m₂=0 можно записать

, (1.8)

где g_ф = - скоростная характеристика ступени;

- условная скорость, вычисляемая по полному перепаду энтальпий ступени. Оптимальное значение скоростной характеристики соответствует максимальному КПД ступени

, (1.9)

где b – опытный коэффициент, равный 0,44¸0,47.

Одной из особенностей радиально – осевой центростремительной ступени является возможность появления обратного течения в привтулочной области выходного сечения (W<0). Ступень продолжает работать, но КПД ступени снижается. Во избежание этого надо, чтобы всюду было W₂>0.

Ступень называется активной, если .Для удовлетворения указанного условия необходимо обеспечить минимальную степень реактивности.

, (1.10)

где .

Расчеты показывают, что у такой ступени

Большое влияние на КПД имеет правильный выбор a₁. Существуют оптимальные значения a₁, диапазон которых лежит в границах 12¸25°.

Угол входа в колесо b₁ зависит от a₁,r,g_ф и угла атаки i. Можно допускать угол атаки i»+6¸-15° без существенного увеличения потерь энергии.

В состав внутренних потерь энергии помимо трех основных потерь: потерь в сопловом аппарате, в рабочем колесе и с выходной скоростью, входят потери трения диска, потери от протечек в зазорах, потери от неполноты впуска.

Потери трения диска по своей природе аналогичны потерям осевых ступеней и определяются по опытным зависимостям.

При обычных конструктивных формах радиально – осевой центростремительной ступени имеется три зазора: радиальный d_р, осевой передний Sm, и осевой задний зазор Sз. Открытый радиальный зазор выбирают из соображений надежности. При этом учитывают остаточное увеличение диаметра диска в конце срока службы, прогиб ротора, коробление корпуса и т.д.

Открытый радиальный зазор принимают

Суммарная перекрытие по рекомендациям [2] принимается

Экспериментальное исследование показывает, что выбор зазора в пределах приводит к снижению КПД на 1%. Здесь

Потери энергии от утечек через осевой зазор Sm можно оценить по формуле

, (1.11)

где - КПД ступени при нулевом зазоре.

Как и в осевой ступени, при неполном впуске, появляется потеря, состоящая из вентиляционной и краевой потерь. Последняя, в свою очередь, отражает потери энергии, связанные с выколачиванием, взаимодействием потока с застойным газом на краях дуги впуска, с эжекционными эффектами. Приближенно потери энергии от неполного впуска можно определить по формуле

,

где z_p – число лопаток рабочего колеса.

Внутренний КПД ступени определяется по формуле

, (1.12)

или для ступени работающей без использования выходной энергии (m_вых=0) можно переписать

.

Внутренний КПД радиально – осевой центростремительной ступени зависит от скоростной характеристики, парциальности, радиального и осевого зазоров, угла a₁.

2. Многоступенчатые турбины со ступенями давления

1. Общие замечания.

В современных судовых паровых турбинах располагаемая энергия измеряется перепадом энтальпий l_a=420¸850 кДж/кг у вспомогательных и 1250¸1700 кДж/кг – у главных турбин. Для преобразования таких энергий в одной турбинной ступени с максимальным КПД необходимо обеспечить окружные скорости порядка 750¸850 м/с для активной ступени и 1000¸1200 м/с для конгруэнтной.

В газотурбинных двигателях для преобразования располагаемой работы в одной ступени требуются окружные скорости примерно 400¸500 м/с для активной ступени и 550¸650 – для конгруэнтной.

Значение окружной скорости, соответствующее максимальному КПД можно определить из выражения:

, (2.1)

Максимальная окружная скорость рабочих лопаток осевых ступеней может достигать 400 м/с, на периферии колес центростремительных газовых турбин – 500 м/с. Однако, даже при таких окружных скоростях, одноступенчатая турбина не может справиться с переработкой указанных выше энергий с высоким КПД. Это связано с тем, что получается сверхзвуковая ступень, КПД которой на 2¸3% ниже КПД дозвуковой. Кроме того, у многоступенчатых турбин выходная потеря на 1¸2% меньше, и на использовании возращенной теплоты можно выиграть 1¸2% [8].

Общий выигрыш в КПД многоступенчатой турбины, по сравнению с одноступенчатой может составить 36%. Такое снижение КПД одноступенчатого варианта во многих случаях исключает его применение.

Для срабатывания высоких располагаемых энергий, при высоких КПД используются следующие средства:

1) ступени давления, за счет снижения скорости с₁;

2) ступени скорости, благодаря уменьшению (u/c₁)_opt;

3) ступень с диффузором, за счет уменьшения (u/c₁)_opt;

2. Сущность и особенности ступеней давления.

Основная идея использования многоступенчатых турбин со ступенями давления заключается в существенном снижении скорости с₁, за счет уменьшения располагаемой энергии, приходящейся на одну ступень.

Если число таких ступеней Z и адиабатная работа l_a в них одинакова (что необязательно), то

, (2.2)

где L_a – адиабатная работа турбины.

В каждой ступени скорость потока с₁ получается в меньше, что позволяет обеспечить_{1 opt} при меньших окружных скоростях.

Совокупность последовательно включенных турбинных ступеней, из которых каждая использует часть общей располагаемой энергии, называется ступенями давления.

В каждой ступени группы протекает в основном тот же рабочий процесс, что и в одиночной ступени. Но при работе группы ступеней неизбежно взаимодействие ступеней, которое выражается в появление возращенной теплоты второго рода, а также в использовании выходной энергии ступеней. Кроме того, работа группы сопровождается дополнительными потерями энергии, которых нет у одиночной ступени.

2. Использование выходной энергии

При удачном очертании проточной части кинетическая энергия рабочего тела, покидающего ступень турбины, может быть частично или полностью использована в последующей ступени. Таким образом, увеличивается располагаемая работа большинства ступеней. Энергия с выходной скоростью полностью теряется обычно в регулировочной ступени паровой турбины и последних ступенях ее отдельных корпусов.

Использование выходной энергии подразумевает перенос ее в следующую ступень или диффузор в форме кинетической энергии. Выходная энергия имеет двойственный характер. Для рассматриваемой ступениявляется безвозвратной потерей, а с позиции всей турбиныне теряется. Кинетическая энергия переносится в следующую ступень и преобразуется в механическую энергию с КПД следующей ступени. Если ступень эксплуатируется при оптимальном значении скоростной характеристики_{1 opt} =(u₁/c₁)_opt, повышение КПД последующей ступени составляет 1,54%; при отходе от _{1 opt} увеличение КПД может составить 510%. В связи с этим при проектировании проточных частей современных судовых турбин делают все возможное, чтобы перенести выходную энергию ступени (или возможно большую ее долю) в следующую ступень, в форме уже готовой кинетической энергии, не допуская перехода этой энергии в тепловую форму.

Для использования выходной энергии необходимо выполнить следующие условия:

1. равенство угла выхода потока в абсолютном движении из предыдущей ступени углу входа в сопловой аппарат последующей ступени;

2. равенство (приближенное) средних диаметров предыдущей и последующей ступеней;

3. отсутствие протяженных в осевом направлении промежутков между ступенями;

4. конструктивное обеспечение отсутствия вихревых течений между ступенями при отборах (например, отбор пара для регенеративного подогрева питательной воды) или подводе рабочего тела в зазор между ступенями.

Перечисленные выше условия обычно выполняются удовлетворительно. При полном впуске для группы активных ступеней коэффициент использования выходной кинетической энергии _вых = 0,850,95, для группы конгруэнтных ступеней _вых = 0,91

2. Возращенная теплота

Рассмотрим процесс расширения рабочего тела в многоступенчатой турбине (рис.3.).

Рис.3. Процесс расширения рабочего тела в группе четырех ступеней без использования выходной энергии.

Предположим, что ступень работает без использования выходной энергии. Тогда располагаемый перепад энтальпий (располагаемая работа) группы ступеней

L_a=l_a1+ l_a2+ l_a3+…+ l_az, (2.3)

Где l_a1, l_a2, … располагаемые работы турбинных ступеней.

По свойству Si диаграммы ,и т.д. в связи с этим соотношения располагаемых работ можно записать в следующем виде

;;(2.4)

Просуммируем левые и правые части уравнений (2.4), получим

. (2.5)

Из рис. 3. видно, что ; обозначим=Q_B. Здесь Q_B называется возращенной теплотой второго рода. Таким образом, располагаемая работа группы ступеней, работающих в определенном интервале давлений больше располагаемой работы одной ступени, работающей в том же интервале давлений. Это вызвано тем, что внутренние потери энергии через механизм трения повышают энтальпию рабочего тела на входе в турбинную ступень, начиная со второй, а это увеличивает располагаемую работу ступени. Наибольшую долю в возращенную теплоту вносит первая ступень, т.е. потери в ней небольшими частями реализуются во всех последующих ступенях группы, включая последнюю. Потери энергии в последней ступени возвращенной теплоты второго рода не дают.

Для оценки использования возращенной теплоты второго рода вводят коэффициент возращенной теплоты

, (2.6)

где .

Коэффициент возращенной теплоты зависит от числа ступеней в группе и перепада давлений на группу. По статистическим данным у судовых турбин R=1,011,07. Большие значения относятся к многоступенчатым главным паровым турбоагрегатам, меньшие – к газовым турбинам.

2. Многоступенчатые турбины со ступенями скорости.