- •Оглавление
- •Раздел 1. Теория турбинных ступеней.
- •Цель, задачи, предмет изучения и основное содержание дисциплины «стд. Судовые турбомашины», ее роль и место в системе подготовки специалиста в соответствии с требованиями гос впо и кт
- •Назначение паровой турбины( турбомашины) и ее особенности как теплового двигателя. Принцип действия пт
- •Классификация паровых турбин судовых энергетических установок
- •А). Основные уравнения парового потока в турбине
- •1. Геометрические характеристики турбинной ступени
- •2. Понятие об элементарной плоской турбинной ступени. Геометрические характеристики турбинной решетки.
- •3. Преобразование энергии пара в активной и реактивной турбинных ступенях
- •1. Определение скорости выхода пара из каналов направляющего аппарата и рабочей решетки.
- •1.1. Определение скорости выхода пара из каналов рабочей решетки
- •1.3. Понятие о степени реакции
- •2.1 Влияние косого среза на работу решетки
- •2.2. Расход пара через решетку. Определение высоты лопаток
- •1. Физическая сущность потерь кинетической энергии пара
- •2. Аэродинамические характеристики решеток и их определение
- •Б). Влияние числа Маха на потери энергии
- •3. Влияние конструктивных факторов на потери энергии
- •1. Силовое воздействие потока пара на рабочие лопатки
- •2. Работа на окружности турбинной ступени
- •3. Общее выражение для кпд на окружности турбинной ступени
- •1. Определение и состав внутренних потерь
- •2. Общая характеристика потерь на протечки через зазоры
- •3.Потери на протечки через зазоры в реактивной и активной турбинных ступенях
- •1. Внутренние потери энергии в активной турбинной ступени
- •2. Потери энергии от влажности пара и неучтенные потери
- •3. Внутренняя работа и внутренний кпд турбинной ступени
- •1. Применение радиальных турбинных ступеней в турбомашинах
- •2. Кинематика рабочей среды в радиальных турбинных ступенях
- •Очевидно, что
- •3. Силовое воздействие потока рабочей среды в радиальных турбинных ступенях
- •1. Методы и задачи теплового расчета, исходные данные
- •Давление пара за турбинной ступенью р1.
- •Адиабатный перепад на турбинную ступень:
- •Располагаемый теплоперепад на турбинную ступень
- •Б). Определение формы межлопаточных каналов направляющих решеток
- •3. Оценка основных геометрических размеров ступени
- •1. Расчет направляющего аппарата
- •В). Расчет потерь энергии в направляющей решетке
- •Д). Построение входного треугольника скоростей
- •Особенности расчета рабочих лопаток
- •Б). Определение угла выхода пара из рабочей решетки
- •Д). Расчет потерь энергии в рабочей решетке
- •Расчет внутреннего кпд и внутренней мощности турбинной ступени
- •1. Принцип действия и устройство колес со ступенями скорости
- •2. Треугольники скоростей колеса с двумя ступенями скорости
- •3. Процесс в диаграмме h-s для колеса с двумя ступенями скорости
- •1. Работа и кпд на окружности двухвенечного колеса скорости
- •2. Область применения колес со ступенями скорости
- •1. Принципиальное устройство многоступенчатых паровых турбин
- •2. Процесс в диаграмме h-s для многоступенчатой паровой турбины
- •3. Понятие о возвращенном тепле. Связь между кпд многоступенчатой паровой турбины и кпд ее ступеней
- •1. Понятие об использовании выходной энергии мспт
- •2. Коэффициент использования выходной энергии
- •3. Процесс в диаграмме h-s при использовании выходной энергии
- •1. Эффективный кпд гтза и валопровода
- •2. Удельный и секундный расходы пара
- •3. Характеристика многоступенчатой паровой турбины
- •1. Определение осевого усилия, действующего на ротор многоступенчатой паровой турбины
- •2. Принцип действия думмиса и определение диаметра разгрузочного поршня
- •3. Осевые усилия, действующие на ротор многоступенчатой паровой турбины при работе на задний ход
1. Эффективный кпд гтза и валопровода
Рассмотрим схему передачи мощности и крутящего момента от турбины к исполнительному органу – гребному винту (рис.97).
Пусть к турбине подводится пар, расход которого составляет G1, кг/с. Так как каждый килограмм этого пара обладает энергией, равной На, то располагаемая мощность турбины составит
No = G1Ha, Вт (4.5.1)
Согласно (4.5.1), внутренняя мощность турбины равна
Niт = GНаiт, (4.5.2)
где G – расход пара с учетом протечек в концевых уплотнениях турбины
G = G1 – ∆G, (4.5.3)
а ∆G – количество пара в секунду, которое перетекает из корпуса турбины в камеры концевых уплотнений 3.
Таким образом, протечки пара в концевых уплотнениях уменьшают количество пара, совершающего полезную работу.
Протечки пара ∆G обычно составляют 1,5÷2,0% от общего расхода пара, т.е.
∆G = (0,015÷0,02)G1. (4.5.4)
В главных корабельных турбинах в общем корпусе располагаются турбина переднего хода (ТПХ) 4 и турбина заднего хода (ТЗХ) 5. При работе на передний ход ТЗХ вращается вхолостую в области инертного пара. Поэтому часть мощности, развиваемой турбиной переднего хода, затрачивается на трение ступеней ТЗХ об инертный пар и вентиляцию этого пара. Обозначим мощность, расходуемую на холостое вращение ТЗХ, через Nv. Тогда полезная мощность, которая может быть передана на вал турбины, составит
=Niт - Nv. (4.5.5)
Ротор турбины вращается в подшипниках. Обычно предусматривается два опорных 2 и один упорный подшипник 1. Поэтому часть полезной мощности, переданной на вал турбины, расходуется на преодоление сопротивления трения в подшипниках. Обозначим потери мощности на трение в подшипниках и другие возможные механические потери в турбине через Nт. Тогда мощность на фланце турбины, называемая также эффективной мощностью турбины Nе, будет равна
Nе = -Nт = Niт - Nv – Nт. (4.5.6)
Назовем эффективным КПД турбины отношение эффективной мощности (4.5.6) к располагаемой мощности турбины, определяемой формулой (4.5.1)
. (4.5.7)
С учетом формул (4.5.1) и (4.5.2) перепишем выражение (4.5.7) следующим образом
, (4.5.8)
где введены обозначения:
ηky – коэффициент, учитывающий потери на протечки пара через концевые уплотнения турбины, уплотнения думмиса для активно-реактивной однопроточной турбины, равный
(4.5.9)
ηv – коэффициент, учитывающий потери на холостое вращение турбины заднего хода при работе турбины на передний ход, равный
; (4.5.10)
коэффициент ηv имеет порядок ηv≈0,99÷0,995;
ηт – механический КПД турбины, определяемый отношением
; (4.5.11)
коэффициент имеет порядок ηт≈0,985÷0,995.
Согласно (4.5.7) и с учетом (4.5.1), эффективная мощность турбины определяется выражением
Ne = GHaηe. (4.5.12)
Применительно к современным главным паровым турбинам эффективный КПД турбины составляет величину
ηe≈0,72÷0,83. (4.5.13)
Эффективная мощность турбины должна быть передана потребителю. Для главной турбины таким потребителем является гребной винт 12, для турбины автономного турбогенератора – генератор электрической энергии. В общем случае потребителями могут быть различного рода насосы, вентиляторы и т.д.
Пусть крутящий момент от главной турбины на гребной винт передается через зубчатую передачу 6. Обозначим через Ng потери мощности на трение в подшипниках и зацеплении зубчатой передачи. Тогда мощность на фланце зубчатой передачи будет равна
Neg = Ne - Ng. (4.5.14)
Для учета потерь Ng вводится понятие о КПД зубчатой передачи, определяемый отношением
. (4.5.15)
В зависимости от числа ступеней КПД зубчатой передачи имеет порядок ηg≈0,96÷0,985.
Эффективный КПД ГТЗА – это отношение эффективной мощности на фланце зубчатой передачи к 8 к теоретической мощности, может быть также выражен как произведение внутреннего КПД турбины на коэффициенты внешних потерь
. (4.5.16)
Таким образом, эффективный КПД учитывает все потери энергии ГТЗА и является наиболее полной характеристикой его экономичности. Для современных корабельных турбоагрегатов эффективный КПД ГТЗА лежит в пределах ηeg≈0,70÷0,82.
Верхнее значение ηeg достигается в результате специальной тщательной отработки аэродинамических совершенных профилей турбинных лопаток и всей проточной части турбины.
В процессе передачи крутящего момента на гребной винт будут иметь место потери мощности в элементах валопровода (опорных 10 и дейдвудном 11 подшипниках, главном упорном подшипнике 9, соединительной муфте 7, переборочных сальниках и др.), обозначаемые через Nω. Тогда мощность на ступице гребного винта будет определяться разницей
New=Neg–Nw. (4.5.17)
Для оценки потерь мощности в подшипниках линии вала используется понятие КПД валопровода (линии вала), который определяется отношением
, (4.5.18)
КПД валопровода обычно имеет порядок ηw≈0,98÷0,995.
Если по аналогии с понятием об эффективном КПД ТЗА ввести понятие об эффективном КПД системы ГТЗА – валопровод, то последний будет определяться отношением
. (4.5.19)