Организация работы паровых турбин

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Качественная техническая эксплуатация судовой энергетической установки (ЭУ) может быть обеспечено только при условии грамотной и технически верной эксплуатации элементов СЭУ. Техническая эксплуатация СЭУ в первую очередь зависит от качества и объема знаний судовых специалистов, облаживающих установку.

Поэтому в подготовке судомехаников особое место заслуживает изучение конструкции систем судовых энергетических установок (СЭУ).

Цель работы: Подведение итогов изучения м судовых энергетических установок (СЭУ) турбинных установок, обобщение опыта их эксплуатации с учетом особенностей схем компоновки, режимов работы. Выработка умения анализа конструктивных и эксплуатационных факторов, определяющих энергетические и трудовые затраты при эксплуатации турбинных установок.

Задание на курсовую работу

паровой турбина топливный

Курсовая работа состоит из 6 разделов. По каждому из разделов необходимо:

1. Дать описание установки согласно варианту, привести технические данные, схему установки, описание схемы. Выполнить предварительный расчет турбинной установки.

2. Дать описание системы обслуживающей турбинную установку, рассчитать основные параметры системы.

3. Рассчитать, как измениться мощность турбинной установки на долевом режиме.

4. Описание работу установки при характерной неполадке и дать рекомендации по устранению неисправности.

5. Рассчитать работу установки при изменении внешнего условия.

6. Составить инструкцию по выводу установки на режим, обслуживанию на режиме.

Исходные данные:

Мощность турбины, Ne, МВт ……………………………………. 10,52

Давление газа / пара перед ступенью Р_о, МПа …………………… 4,0

Температура газов перед ступенью, Т_о, К …………………….. 723

Скорость газов на входе в сопла, С_о, м\с ………………………… 20

Давление газов / пара за ступенью, Р₂, МПа …………………… 0,01

Расход газа / пара, G, кг\с ………………………………………… 13,9

Частота вращения ротора турбины, n, об/мин …………………… 1000

Удельный расход топлива на установку, g_e, кг/кВт·ч …………. 0,34

Автономность, сут ………………………………………………… 40

Диаметр ступени, м……………………………………………… 0,715

Описание и схема турбозубчатого агрегата паровой турбины ТС - 1 «Ленинский комсомол»

Головной паротурбоход судов серии «Ленинский комсомол» вступил в строп в 1959 г., он является первым отечественным паротурбинным транспортным судном. Полная грузоподъемность судна составляет 13 400 т, дальность плавания при номинальной мощности и скорости 18,5 уз. равна 12 тыс. миль. Главные турбозубчатые агрегаты ТС-1 этиx судов построены в Ленинградском производственном объединении «Кировский завод».

Для обеспечения главных турбин и вспомогательных механизмов паром на судне установлено два вертикальных водотрубных котла КВГ - 25 производительностью 25 т/ч.

Турбозубчатый агрегат (рис. 1) выполнен двухкорпусным: он состоит из быстроходной ТВД - 3, ТНД - 2 со встроенной в ней ТЗХ, двухступенчатого редуктора 1 с главным упорным подшипником, главного конденсатора и маневрового устройства, установленного вблизи ГТЗА.

Обе турбины расположены со стороны носовой части редуктора 1. Турбина высокого давления 3 установлена на продольной раме, опирающейся одним концом на редуктор, а другим - на фундамент. Турбина низкого давления опирается кормовым стулом на редуктор, носовым - на фундамент. Пост управления расположен на платформе машинного отделения на уровне осей турбин.

Пар подводится от маневрового клапана: переднего хода к соплам ТВД - через две трубы диаметром 125 мм каждая, заднего хода к ТЗХ - через трубу диаметром 150 мм. Для перепуска пара из ТВД в ТНД предусмотрена труба диаметром 400 мм. В случае выхода из строя ТВД или ТНД возможна работа на одной из турбин; при этом обеспечивается мощность 2940 кВт.

Главный конденсатор расположен под ТНД перпендикулярно ее оси. Приемным патрубком он присоединяется к турбине. Конденсатор опирается на фундамент четырьмя пружинными опорами, каждая из которых состоит из трех цилиндрических винтовых пружин. От бортовых смещений конденсатор удерживается опорами.

Турбина высокого давления активного типа (рис. 2) имеет одновенечную регулировочную ступень и девять активных ступеней давления с разными степенями реактивности (от 10 до 20%). Корпус 3 ТВД литой, из отожженной хромомолибденовой стали имеет горизонтальный и вертикальный разъемы. В передней части корпуса сверху и снизу вварены литые сопловые коробки 5, 10. Кроме выпускного патрубка 13 имеется патрубок для отбора пара на регенерацию. К сопловым коробкам крепятся сегменты сопл сварного типа из наборных фрезерованных лопаток. К верхней сопловой коробке крепятся три сопловых клапана. Диафрагмы 4, 12 - наборно-сварные.

Концевые уплотнения - гребенчатые лабиринтовые, образованы гребнями на роторе и ножами на уплотнительных сегментах. Пластинчатые пружины позволяют сегментам при задевании отжиматься в радиальном направлении. Опорные стулья литые. Носовой стул 11 связан с корпусом соединением, обеспечивающим соосность расточек корпуса турбины и стула и свободу тепловых деформаций корпуса. К стулу приварена гибкая опора 9. Кормовой стул 14 жестко связан с корпусом сваркой.

Опорные подшипники 2, 7 - самоустанавливающиеся. Упорный подшипник 8 имеет уравнительное устройство. Ротор 6 ТВД - жесткий цельнокованый, изготовлен из хромомолибденовой стали. На обоих концах ротора выточены гребни для уплотнений. К его носовому концу присоединен гребень упорного подшипника, а также в него вмонтирован выключатель предельной частоты вращения бойкового типа. Лопатки изготовлены из хромистой стали 1Х13. На турбине установлены термометры 1.



1. Турбинная установка

1.1 Построение рабочего процесса турбины и определение расхода пара на турбину

Процесс расширения начинают строить с состояния пара перед стопорным клапаном турбины (см. Рисунок 1), определяемого начальными параметрами P₀, t₀^.

Состояние пара перед соплами первой ступени определяют с учётом его дросселирования в клапанах:

P'⁰ = (0,950,97)·P₀ = 0.95*4=3.8

где: P₀ - давление пара перед ступенью (турбиной)

Для турбин с n = 50 сек^-1 КПД регулирующей ступени зависит в основном от площади сопловой решётки, пропорциональной объёмному расходу пара.

В турбинах в качестве регулирующей ступени устанавливают: до мощности 40 МВт включительно как одновенечные, так и двухвенечные ступени, выше 50 МВт - одновенечные. Одновенечные имеют - h_о^рс=95 кДж/кг.

Располагаемый теплоперепад в турбине определяем по формуле:

H₀ = h₀ - h_к = 3340 - 2210 = 1130 кДж/кг

Для расчета энтальпий h₀, h_к воспользуемся i-s диаграммой водяного пара (см. Рисунок 2)

От точки, найденной по Р_о^/ и t₀ по изоэнтропе откладывается выбранный тепловой перепад на регулирующую ступень H_о. Изобара Р₂^рс, проведенная через точку конца отрезка H_о, соответствует давлению за регулирующей ступенью. Для того, чтобы на этой изобаре найти точку начала процесса в нерегулируемых ступенях, необходимо учесть потери в регулирующей ступени.

Рисунок 1 - Процесс расширения пара в турбине в i-s-диаграмме.

КПД одновенечной регулирующей ступени можно найти по формуле:

где k^I_u/с - коэффициент, учитывающий отклонение отношения скоростей u/с^ф от оптимального значения, принимается в пределах 0,971 = 1

Р₀, v₀ - давление, Па, и удельный объём, м?/кг, перед соплами регулирующей ступени;

Чтобы определить удельный объем v0, необходимо воспользоваться i-s диаграммой водяного пара (см. Рисунок 2)

D - расход пара через ступень, кг/с, берется из задания.

1.2 Выбор и расчёт регулирующей ступени

Использование теплоперепад в одновенечной (80…120 кДж/кг), что приводит к сокращению числа нерегулируемых ступеней и снижению металлоемкости и стоимости турбины.

Находят окружную скорость ступени и выбирают степень реактивности с на среднем диаметре в пределах 0,03-0,08 = 0.05. Такая величина с исключает возможность появления отрицательной реактивности у корня лопаток на нерасчетных режимах.

Рисунок 3 - Ступень турбины

Большое влияние на характеристики ступени оказывает характеристический коэффициент . В первом приближении его можно принять равным , обеспечивающим максимум лопаточного КПД:

где: - фиктивная скорость пара;

ц - коэффициент скорости сопловой решетки;

- угол выхода пара из сопловой решетки.

- степень реактивности турбинной ступени, принимается в диапазонах 0,30,5=0.4

Предварительно можно принять , ц=0,95 с последующим уточнением по формуле

1.2.2 Действительное отношение рекомендуется принять меньше оптимального для увеличения теплоперепада на регулирующую ступень.

1.2.3 Фиктивная скорость на выходе из сопловой решетки позволяет определить располагаемый теплоперепад, срабатываемый в ступени .

1.2.4 С учетом принятой степени реактивности с находят располагаемый теплоперепад в сопловой и рабочей решетках, а так же теоретическую скорость пара на выходе из сопел:

=0,6*95=57

=0,4*95=38

1.2.5 Отложив найденные теплоперепады в i-s-диаграмме (рисунок 4) находят давление и теоретический удельный объем за соплами, что позволяет определить выходную площадь сопловой решетки:

 =

где: - удельный объем при критическом давлении;

критическая скорость течения

- коэффициент расхода, принимаем предварительно равным 0,97

Для перегретого пара k=1,3; .

Рисунок 4 - Процесс расширения пара в регулирующей ступени

1.2.6 Задавшись предварительно степенью парциальности _кр, определяют высоту сопловой решетки, которая должна быть больше предельно допустимой величины

, =

где: d - диаметр ступени турбины, см. задание

l_1пред - предельный размер лопатки, определяется через диаметр ступени: d/ l_1пред4

1.2.7 Длину лопатки можно увеличить уменьшая степень парциальности, угол или диаметр ступени. По числу Маха углу и табл. 1 выбираем профиль сопловых решеток, хорду профиля , оптимальный относительный шаг и определяют по формуле число сопловых лопаток.

По геометрическим характеристикам профилей лопаток выбираем профиль сопловой решётки по таблице 2.

Таблица - 2 Геометрические и аэродинамические характеристики профилей МЭИ

Принятые обозначения типа профиля решеток (С - сопловая, Р - рабочая)	Угол выхода потока из решетки профилей, 1э, 2э, градусов	Расчетный угол входа потока в решетку профилей, 0 р, 1 р, градусов	Величина оптимального относительного шага для решеток профилей, t опт	Значения расчетных величин чисел Маха для решеток профилей, Мс1t, Мw2t	Хорда профиля, м
С-90-12А	10-14	70-120	0,72-0,87	До 0,9	0,05
Принятые обозначения типа профиля решеток (С - сопловая, Р - рабочая)	Угол выхода потока из решетки профилей, 1э, 2э, градусов	Расчетный угол входа потока в решетку профилей, 0 р, 1 р, градусов	Величина оптимального относительного шага для решеток профилей, t опт	Значения расчетных величин чисел Маха для решеток профилей, Мс1t, Мw2t	Хорда профиля, м
Р-46-29А	25-32	44-60	0,45-0,58	До 0,85	0,035

1.2.8 По формулам (1.2.1) и (1.2.5) уточняют значения коэффициентов , и угла

.=arcsin14*(0.97/0.95)=15

При их небольшом расхождении с принятыми ранее значениями расчет можно не повторять.

1.2.9 Строим входной треугольник скоростей (Рисунок 4), для чего определяют действительную скорость пара на выходе из сопловой решетки

=0.95*337=320.15

Рисунок 4 - Треугольники скоростей турбинной ступени

1.2.10 Из треугольника находится относительную скорость входа пара на рабочую решетку и угол ее направления

1.2.11 Теоретическая относительная скорость выхода пара из рабочей решетки и число Маха равны:



Откладывая потери энергии в соплах на i - s-диаграмме, строят действительный процесс расширения в них и определяют теоретический удельный объем пара в конце адиабатного расширения на рабочих лопатках.

1.2.12 Предварительно задавшись коэффициентом расхода находим выходную площадь рабочей решетки определяем по формуле:

,

где: D - диаметр турбинной степени - смотри задание.

1.2.13 Выбрав суммарную перекрышу = 0,020,04=0.03 м. определяем высоту рабочей решетки

1.2.14 Эффективный угол выхода пара из рабочей решетки находят из выражения

По геометрическим характеристикам профилей лопаток выбираем профиль рабочей решётки таблице 2.

1.2.15 По углам и числу = М_1t выбираем профиль рабочей решетки ее основные геометрические характеристики и определяют число лопаток

1.2.16 Уточняем коэффициент расхода и находим скоростной коэффициент рабочей решетки:

=0,965-0,015*(0,035/0,052)=0,953

1.2.17 Производим построение выходного треугольника скоростей по

=0,957*198,82=190,3и углу , найденному по формуле

1.2.18 Из выходного треугольника находят абсолютную скорость выхода пара из ступени , угол ее направления б², выбирают профили рабочих лопаток, по формуле:



.

1.2.19 Потери энергии в рабочей решетке и с выходной скоростью равны:

Откладывая значение в i-s - диаграмме, строят действительный процесс расширения пара в рабочих лопатках.

1.2.20 Относительный лопаточный КПД определяем двумя способами:

где: Е₀ - располагаемая энергия ступени, кДж/кг;

ч_вс - коэффициент использования кинетической энергии выходной скорости в последующей ступени, для регулирующей ступени = 0.

1.2.21 Для оценки прочностных характеристик рабочих лопаток находим изгибающие напряжения и сравнивают их с допустимыми значениями. Поскольку степень реактивности в регулирующей ступени не велика, можно ограничиться окружным усилием:

=13,9*(95,77*cos59.86+190.3*cos25.17)=3059.61

В этом случае:

(22)

где: м³ - минимальный момент сопротивления, определяемый по характеристике профиля. В ступенях с парциальным подводом =25 МПа.

Значения КПД, найденные по формулам (1.2.19) и (1.2.20) должны совпадать в пределах точности расчетов (2%)

1.2.22 Мощность на лопатках ступени равна:

=13,9*261*(95,77*cos59.86+190.3*cos25.17)=798,5588

1.2.23. Определяют потери энергии от утечек пара, парциальности и на трение. Относительная величина потерь энергии от утечек пара через диафрагменные и бандажные уплотнения определяем по формуле:



где: м_у - коэффициент расхода уплотнения, м _у = 0,9;

d_у =0.5 - диаметр диафрагменного уплотнения, принимаемый по аналогу турбины c использованием принципиальной схемы или рисунка, в соответствии с масштабом и диаметром ступени;

д - радиальный зазор в уплотнении, д ? 0,001d _у=0.001*0.5=0.0005

z - число гребней уплотнения, z = 48, выбирается с использованием принципиальной схемы или рисунка;

d_б - диаметр бандажного уплотнения,

д_экв - эквивалентный зазор уплотнения

- осевой и радиальный зазоры бандажного уплотнения;

- число гребней в надбандажном уплотнении, выбирается с использованием принципиальной схемы или рисунка;

При проектировании ступени можно принять = 0,005 м;

м, = 2.

1.2.24 Относительные потери энергии, вызванные парциальным подводом пара:

где: - ширина рабочей решётки, ;

j - число пар концов сопловых сегментов, чаще всего j = 2.

1.2.25 Потери энергии от трения диска о пар определяем по формуле:

где: - коэффициент трения, равный (0,8) 10^-3.

1.2.26 Относительный внутренний КПД ступени определяем по формуле:

,

где: значения потерь КПД могут быть получены путем умножения относительных потерь в элементах на 100%

1.2.27 Использованный теплоперепад ступени определяем по формуле:

=95*80.57=76.5415

1.2.28 Внутренняя мощность ступени определим по формуле:

Откладывая последовательно потери энергии ,=0.04*95=3.8 ,=0.0106*95=1.007 =0.0137*95=1.3015 в i-s-диаграмме находят состояние пара за регулирующей ступенью.

2. Системы СПТУ

1. Масляная

Система смазки главных турбоагрегатов может быть гравитационной либо напорной, однако в любом случае должны быть приняты все необходимые меры для обеспечения подачи смазочного масла в главный турбоагрегат при выходе из строя главного масляного насоса или во время свободного выбега турбин в случае прекращения подачи энергии к двигателям масляных насосов от основных источников питания.

Вместимость напорной цистерны в гравитационной системе смазки должна соответствовать не менее чем пятиминутному рас - ходу масла на режиме расчетной мощности турбоагрегата. Кроме того, должна предусматриваться возможность подачи масла от насоса к потребителям помимо цистерны.

Система смазки главного турбоагрегата должна иметь два маслоохладителя, один из которых служит резервным. При расположении в одном машинном отделении двух турбоагрегатов допускается установка одного резервного маслоохладителя на оба турбоагрегата. Маслоохладители главных турбоагрегатов, как правило, должны обслуживаться циркуляционными насосами главных конденсаторов.

Если для обслуживания маслоохладителей предусмотрен от - дельный автономный циркуляционный насос, то, помимо него, следует предусмотреть резервный насос с подачей не менее 0,66 расхода циркуляционной воды на маслоохладитель при расчетной мощности турбоагрегата. В качестве резервного может быть использован любой насос общесудового назначения.

Масляная система главного турбоагрегата должна обслуживаться двумя масляными насосами; подача каждого из них должна обеспечивать смазку турбоагрегата на режиме максимальной мощности. По крайней мере один из насосов должен иметь независимый привод.

При расположении двух главных турбоагрегатов в одном машинном отделении допускается установка одного резервного насоса с независимым приводом на оба турбоагрегата.

2.1 Часовой проток масла (подача масляного насоса) определяется количеством тепла, отводимого от турбоагрегата, с учетом потерь в передаче и валопроводе, на вращение ТЗХ, а также тепло передачи по валу от наружных уплотнений (в кДж/ч):

где: - механический КПД турбинного агрегата,

2.2 Подача масляного насоса (в м³/ч)

где1,89 - теплоемкость масла, кДж/(кг·град);

- плотность масла, кг/м³;

= 15 - предельно допустимый нагрев масла в турбоагрегате,°С.

2.3 Количество масла в системе (в м³) определяется по выражению

где: = 812 - кратность циркуляции.

Чем меньше кратность циркуляции (больше вместимость масляной системы), тем дольше сохраняются смазочные свойства масла, так как в данном случае оно реже подвергается нагреванию, меньше обводняется и перемешивается с воздухом.

Вместимость напорной цистерны составляет 10%, сточной 15-18% часовой подачи масляного насоса. Масляные цистерны должны иметь разделительные перегородки; в одной половине цистерны отделяются вредные примеси, в другой собирается отстоявшееся масло, поступающее затем через фильтр к насосу.

В соответствии с Правилами Регистра у гравитационных масляных систем подача насоса при нормальной мощности установки должна превышать на 25% расход масла из напорной цистерны (с запасом 5-10% на систему регулирования и защиты, 10-15% - на перелив из гравитационной цистерны).

Поэтому

2.4 Номинальная (спецификационная) мощность электродвигателя масляного насоса (в кВт)

где: = 1,061,08 - коэффициент запаса мощности;

= 3540 - номинальный напор масляного насоса, определяемый по давлению масла в системе регулирования ГТЗА, м вод. ст.;

= 0,500,60 - к.п.д. винтового масляного насоса.

, а также разности высот приемного и нагнетательного патрубков топливной магистрали h (в м вод. ст.):

В первом приближении нормальный напор может быть принят 235380=300 м.вод. ст., а номинальный 1,05=1.05*300=315. Номинальная мощность электродвигателя (в кВт)

где =1,1 - коэффициент запаса мощности;

Рисунок 5. Топливная система паротурбинной установки.

Топливная система. В судовых главных ПТУ в качестве топлива используют мазут, дизельное топливо, керосин, а во вспомогательных - и бензин. Наиболее дешевым видом жидкого топлива является мазут, однако применение его связано с рядом трудностей. Основными недостатками мазута как топлива для ПТУ являются его относительно большая плотность и большая вязкость. Поэтому в период пуска и остановки ПТУ к форсункам подают менее вязкое топливо, например дизельное. Это обеспечивает быстрый и надежный пуск установки и предотвращает засорение фильтров и закоксование форсунок приостановке ПТУ.

На рис. 5 показана одна из возможных принципиальных схем топливной системы судовой ПТУ, в которой используют два вида топлива.

При пуске установки вспомогательное дизельное топливо из запасной цистерны 1 подается пусковым электронасосом 7 через фильтр 6 грубой очистки к пусковой форсунке 8. После воспламенения топлива, распиливаемого форсункой, оно подается перекачивающим насосом 16 через подогреватель 17, кран переключения 18 и сетчатый фильтр 14 тонкой очистки к главному топливному насосу 13; кран 15 при этом закрыт. Главный топливный насос 13 подает топливо к рабочим форсункам 9 через главный топливный агрегат 12, сетчатый фильтр 11 и стоп-кран 10.

Одновременно начинается подогрев основного мазутного топлива в подогревателе 5, для чего приводится в действие подкачивающий электронасос 4. До момента, пока температура мазута не достигнет 120° С, от их расходной цистерны 2, пройдя щелевые фильтры 3 грубой очистки, насосом 4 через подогреватель 5 и кран 15 перекачивается обратно в расходную цистерну. Как только мазут нагреется до 120° С, крап 15 переводят в такое положение, при котором мазут подводится к рабочим форсункам 9. При этом кран 18 приводят в положение, при котором дизельное топливо перекачивается обратно в запасную цистерну 1.

Для предохранения деталей проточных частей турбины от коррозии при сжигании в камере сгорания тяжелых мазутов в топливо вводят присадки. Для этого в некоторых топливных системах подогретый отсепариропанный мазут смешивают в смесительных цистернах с присадками (2-3 кг сухих присадок на 1 т топлива). Пока в одной из цистерн топливо смешивается, из другой цистерны подготовленное топливо непрерывно подается к рабочим насосам.

В некоторых судовых ПТУ имеется система топливоподготовки, что позволяет использовать наиболее тяжелые сорта топлива. В подогретое топливо вводят деэмульгирующие присадки, горячую воду и посредством сепарации и фильтрации удаляют из него натрий, ванадий, кальций и механические примеси.

3. Расчет изменения параметров рабочего процесса

Необходимо отобразить цикл установки в характерных точках, получить уравнение зависимости мощности турбины от параметров, изменяющихся в процессе снижения частоты вращения ротора, давления свежего пара.

Цикл ПТУ:

Нагрузку установки характеризует отношение ее мощности на рассматриваемом N_е и номинальном N_e0 режимах работы. С уменьшением нагрузки СПТУ снижается расход пара на ГТЗА, а следовательно, и производительность парогенераторов и вспомогательных механизмов. В то время как нагрузка питательного, конденсатного и топливных насосов убывает примерно так же, как и нагрузка ГТЗА, коэффициент нагрузки некоторых вспомогательных механизмов (масляных и циркуляционных насосов, эжекторов, машинных вентиляторов и т.п.) может оставаться неизменным на всех режимах работы СПТУ. Что касается котельного вентилятора, то вследствие одновременного уменьшения подачи и напора его нагрузка падает значительно быстрее, чем нагрузка главного двигателя.

С уменьшением нагрузки установки понижается к.п.д. вспомогательных механизмов, что приводит к значительному повышению относительного расхода пара на вспомогательные двигатели, особенно при нагрузках около 0,3 номинальной и менее. В результате этого снижается характеристика тепловой схемы е_н и, следовательно, эффективный к.п.д. СПТУ.

Экономичность главных двигателей может быть повышена прежде всего за счет применения более совершенных способов регулирования, например использованием специальных групп сопл или их комбинаций, а иногда и специальных ступеней уменьшенных ходов.

В многовальных установках существенное повышение экономичности на частичных нагрузках может быть достигнуто путем отключения части главных двигателей (за счет возрастания нагрузки и к. п. д. оставшихся в действии двигателей), а также части обслуживающих механизмов. При этом допустимая нагрузка работающих двигателей должна быть ограничена по крутящему моменту, теплонапряженности или какому-либо иному параметру.

Выбор того или иного режима работы котельной установки на частичных нагрузках определяется в первую очередь характером зависимости к.п.д. парогенераторов от расхода топлива на установку, а также влиянием на экономичность СПТУ вспомогательных механизмов, обслуживающих парогенераторы. Так как дополнительные затраты на работу котельных вспомогательных механизмов весьма существенны, на режимах частичных нагрузок, как правило, всегда выгодно уменьшить количество действующих парогенераторов вместе с обслуживающими их механизмами, если это мероприятие не противоречит требованиям надежности, живучести и др.

В данном случае выигрыш от уменьшения расхода тепла на обслуживающие механизмы перекрывает потери от снижения коэффициента полезного действия парогенераторов, связанного с увеличением их нагрузки.

Мероприятия, повышающие экономичность вспомогательных механизмов на режимах частичных нагрузок, сводятся к следующему:

применение механизмов, максимальный коэффициент полезного действия которых достигается при характерной частичной нагрузке;

распределение производительности, обеспечивающей номинальный режим установки, между несколькими механизмами с последующим отключением некоторых из них при частичных нагрузках;

применение двух- или трехскоростных электродвигателей для привода вспомогательных механизмов от одного вспомогательного двигателя;

применение вспомогательного механизма с приводом от главного двигателя.

К мероприятиям, повышающим экономичность тепловых схем на частичных нагрузках, относятся:

выбор и регулирование давления отработавшего пара вспомогательных механизмов применительно к работе установки на частичной нагрузке;

изыскание добавочных потребителей отработавшего пара для уменьшения его избытка.

Для оценки изменения параметров работы ПТУ на долевом режиме воспользуемся i-s диаграммой водяного пара. По начальным параметрам давления пара на долевом режиме определяется изменение располагаемой работы турбинной ступени. Используя расчётные формулы находим мощность турбины на долевом режиме:

С учетом уменьшения начальной температуры на 3% Т₀ = 436,5 ⁰С, тогда:

H₀ = h₀ - h_к = 3320 - 2210 = 1110 кДж/кг

N=G· H₀· = 13,9*1110*0,8 = 12343,2 кВт,

Где = 0,8 - внутренний КПД турбинной установки.

Расход рабочего тела при долевых расчетах можно определить по рисунку 6

Рисунок 6 - Диаграмма режимов турбины:

а) с отбором пара на технические нужды: б) без отбором пара на технические нужды



Рисунок 7. Универсальная диаграмма режимов работы турбинной ступени

4. Особенности эксплуатации систем СЭУ турбинных установок

ПТУ:

Топливная система.

Паротурбинные установки менее требовательны к качеству топлива, чем дизельные и газотурбинные. Поэтому в СПТУ с экономической точки зрения целесообразно применять остаточные продукты переработки нефти, угля и горючих сланцев. Наиболее пригодные топлива нефтяного происхождения: мазуты флотские марок 12 и 20 и топливо нефтяное марок 20, 40, 60 и 80. Эти сорта топлива отличаются сравнительно невысокой вязкостью, низкой температурой застывания, небольшим содержанием серы, золы и влаги.

Рисунок 8. Схема установки для обессоливания топлива:

1 - топливная цистерна; 2 - фильтр; 3 - насос; 4 - подогреватель; 5 - цистерна с деэмульгатором; 6 - дозирующий насос; 7 - смеситель; 8 - сепараторы; 9 - цистерна с водой или промывочным раствором; 10 - линия рециркуляции; 11 - змеевик подогрева; 12 - отстойная цистерна; 13 - указатель уровня

Основными причинами, вызывающими трудности в применении мазутов, являются коррозия и большие отложения на рабочих поверхностях парогенераторов, обусловленные главным образом содержанием в топливе серы, ванадия, натрия и кальция. Если сера и ванадий способствуют соответственно низкотемпературной (экономайзер, воздухоподогреватель, газовыпускной тракт) и высокотемпературной (район пароперегревателя) коррозии, то содержание в топливе натрия и кальция приводит к большим отложениям.

Для удаления из топлива асфальто-смолистых соединений, ванадия, натрия и кальция применяют обессоливание (промывку топлива), суть которого сводится к следующему. Топливо нагревается до 80-95°С, смешивается с водой (2-10% по объему) или с водным раствором одной из солей: Са(AlО_з)₂ и MgS04 - для более существенного различия в плотности раствора и нефтепродукта, затем проходит через сепараторы и отстойную цистерну. Попутно в смеситель добавляется деэмульгатор в количестве 0,005-0,02% по массе. Принципиальная схема обессоливания топлива приведена на Рисунке 14.

При наличии в топливе воды и механических примесей применяется последовательная двукратная сепарация (Рисунок 15): способом пурификации (в основном для отделения воды) и способом кларификации (для отделения механических примесей).

Рисунок 9. Схема двукратной последовательной сепарации топлива:

1 - топливоподогреватель; 2 - сепаратор; 3 - насос сепаратора; 4 - цистерна отходов пури - фикации; 5 - цистерна грязного топлива; а - отвод из камеры переполнения; б иг - соответственно приемный и напорный трубопроводы подкачивающего топливного насоса; в-выход сепарированного топлива

Для получения удовлетворительного распыливания высоковязкого остаточного топлива необходимо поддерживать определенную температуру (вязкость) перед форсунками. Значение этой температуры зависит от марки применяемого топлива и ориентировочно может быть определено по табл. 3.

Таблица 3 Температура (вязкость) перед форсунками

Cорт мазута	Форсунка	Сорт мазута	Форсунка
	механическая	паромеханическая		механическая	паромеханическая
	Условная вязкость, °ВУ	Температура подогрева, °С	Условная вязкость, °ВУ	Температура подогрева, °С		Условная вязкость, °ВУ	Темпера тура подогрева, °С	Условная вязкость, °ВУ	Температура подогрева, °С
М-20		85		70	М-60	6	105	15	90
М-40	6	100	15	85	М-80	6	110	15	95

Для улучшения условий транспортировки топлива к расходным цистернам рекомендуется поддерживать его температуру в пределах 40-60°С, в расходных цистернах (для М-40 и М-80) - примерно 80°С.

1. Отклонение параметров пара

Это явление отрицательно сказывается на техническом состоянии и эффективности установки. Обычно для каждой установки назначаются допустимые пределы отклонений параметров свежего пара (при наличии промежуточного перегрева и после промежуточного пароперегревателя), при которых разрешается длительная работа ГТЗА. В заводских инструкциях указываются также максимальные и минимальные параметры пара, соответствующие кратковременной (15-30 мин) работе турбоагрегата.

Повышение начального давления пара может иметь место при неисправности автоматических регуляторов и ведет к перегрузке турбины, прежде всего к росту напряжений в лопатках последней ступени, возникновению дополнительных усилий на упорные подшипники, а также способствует эрозии лопаток, так как при этом увеличивается влажность пара на последних ступенях турбины. В этом случае необходимо перейти на ручное управление горением, проверить действие автоматических регуляторов давления пара, а затем устранить неисправность.

С понижением давления свежего пара (лопнула испарительная труба или появились свищи) уменьшаются мощность и экономичность ГТЗА, падает давление в отборах, снижаются нагрев питательной воды и к.п.д. установки, появляется опасность заброса воды в турбину при форсировке котла. При этом необходимо вывести котел из действия, а поврежденные трубы заглушить или заварить.

Повышение начальной температуры пара отрицательно влияет на прочность паропроводов и турбины, увеличивает ползучесть металла и грозит нарушениями плотности соединений. Оно возможно при неисправности регулятора температуры перегретого пара, большом избытке воздуха, неудовлетворительном распыливании топлива, загрязнении поверхностей нагрева котла, понижении температуры питательной воды и пр.

Понижение температуры пара возникает при неисправности регулятора, загрязнении поверхности нагрева пароперегревателя, а также вследствие повышенного уровня воды и высокой концентрации солей в котле. Оно вызывает увеличение термических градиентов (напряжений), эрозии, удельного расхода пара и тепла.

5. Изменение внешних условий

ПТУ:

1. Давление в конденсаторе

При уменьшении давления в конденсаторе до критического и ниже приращение мощности турбоагрегата достигается посредством использования расширительной способности косого среза рабочих лопаток последней ступени турбины. При достижении предельного противодавления пар расширяется за пределами рабочих лопаток, и дальнейшее понижение давления р_х не оказывает влияния на мощность ГТЗА.

При заданном значении t₃._B температура насыщения t_x зависит от температурного напора:

,

где: - теплота конденсации пара, равная 2260-2340 кДж/кг;

- кратность охлаждения, т.е. отношение расхода охлаждающей воды к расходу пара на конденсатор, кг/кг;

- средний коэффициент теплопередачи от пара к охлаждающей воде, кДж/(м²·ч·град);

- теплоемкость забортной воды, кДж/(кг*град);

- - удельная паровая нагрузка (F_к-поверхность конденсатора), кг/(м²·ч).

При определенном значении t₃._B и условии D_т = const в процессе эксплуатации на величину t* и, следовательно, на вакуум в конденсаторе можно влиять главным образом изменением кратности охлаждения (подачи главного циркуляционного насоса). При этом будет изменяться также и теплопередача, которая при прочих равных условиях зависит от расхода охлаждающей воды и ее температуры, а также от количества поступающего в конденсатор воздуха и степени загрязнения охлаждающей поверхности. Кроме того, на давление в конденсаторе влияет совместная работа конденсатной и воздушной систем.

Уменьшение давления р_х ниже предельного имеет место при низких значениях t₃._B и не только не приводит к увеличению мощности ГТЗА, но и снижает экономичность установки в результате уменьшения температуры конденсата и возрастания затрат тепла на подогрев питательной воды. При этом иногда увеличивается также переохлаждение конденсата и возрастает количество растворенного в нем кислорода.

Поддержание спецификационного вакуума в конденсаторе при повышенных (сверх расчетной) температурах забортной воды требует дополнительного увеличения кратности охлаждения (переключения главного циркуляционного насоса на повышенную частоту вращения, включения резервных циркуляционных насосов и т.п.), что не всегда целесообразно с точки зрения экономичности СПТУ. Поэтому оптимальный режим работы судовой конденсационной установки при t₃._B = var должен выбираться по так называемому экономическому вакууму в конденсаторе, который соответствует максимальной мощности энергетического комплекса турбина-циркуляционный насос при D_T= const и обеспечивает таким образом минимальный расход топлива на единицу мощности СПТУ.

Каждой температуре забортной воды при заданном расходе пара соответствует определенное значение оптимального вакуума в конденсаторе, которое зависит также и от ряда других эксплуатационных факторов: степени загрязнения конденсатора, его воздушной плотности, нагрузки электростанции, режима работы воз - душно-конденсатной системы и др.

Оптимальный эксплуатационный вакуум, как правило, всегда выше экономического. Однако, если изменение давления конденсации не отражается на мощности ГТЗА и скорости судна (когда в конденсаторе достигается предельное противодавление распределяющим показателем работы конденсационной установки остается только экономический вакуум.

Возможности практического выполнения рекомендаций по поддержанию оптимальных режимов работы СПТУ при условии t₃._в = var во многом зависят от типа привода и способа регулирования циркуляционного насоса, характеристик и особенностей циркуляционной, конденсатной и воздухоудаляющей систем.

Задание: Оценить изменение мощности агрегата при снижении давления в конденсаторе на 2 кПа

С учетом уменьшения давления в конденсаторе на 2 кПа Р₂ = 0,008МПа, тогда:

H₀ =1130 кДж/кг, N = 12565,6 кВт при Р₂=0,01 МПа,

H₀ = h₀ - h_к = 3340 - 2180 = 1160 кДж/кг

N=G· H₀· = 13,9*1160*0,8 = 12899,2 кВт

Вывод: мощность увеличилась на 333,6 кВт

6. Обслуживание турбинной установки на режиме, запуск и остановка

ПТУ:

1. Пуск

Подготовка и пуск из холодного состояния. Ввод установки а действие в каждом конкретном случае должен производиться в строгом соответствии с инструкцией завода-строителя. Поэтому здесь рассматриваются только общие положения. Подготовка СПТУ к действию состоит из следующих операций.

1. Тщательно прогреваются и продуваются паропроводы до тех пор, пока не прекратится вытекание конденсата (обычно через 10-15 мин). Подъем давления в паропроводе следует производить со скоростью 0,1 МПа в минуту с повышением температуры на 5°С, если на это нет других рекомендаций.

2. Для сокращения времени подготовки одновременно с прогреванием паропровода вводят в действие конденсационную установку (циркуляционный и конденсатный насосы, эжекторы) и поднимают вакуум.

3. Пускают масляный насос, проверяют давление масла и убеждаются, что масло поступает на все подшипники и в достаточном количестве. Воду на маслоохладитель подают, когда температура масла достигает 35-40°С.

Чрезвычайно важное значение имеет правильное прогревание турбины перед пуском.

Обычно ротор турбины прогревается быстрее статора. Поэтому в лопаточном аппарате и уплотнениях должны предусматриваться такие осевые зазоры, которые допускали бы разность в удлинениях ротора и статора. Эта разность достигает тем большего значения, чем быстрее производится пуск турбины, и постепенно уменьшается по мере того, как турбина приходит в установившееся рабочее состояние.

Критерием для оценки правильности прогрева турбины служит разность температур в различных частях (точках) ее корпуса. Особенно тщательно следует прогревать ТНД, имеющую большие массы статора и ротора. Наиболее характерные деформации корпуса ТНД при прогревании показаны на Рисунке 52.

Обычно разность между температурами нижней и верхней частей корпуса, указываемая в инструкциях по обслуживанию, не должна превышать 35°С. В пределах 35-40°С должна быть разность между температурами фланцев и болтов горизонтального разъема. Особенно опасны случаи, когда болты холоднее фланцев, при этом в них возникают громадные напряжения, которые могут повлечь за собой параметры пара остаточные деформации с последующим пропариванием фланцев при выравнивании температур.

Рисунок 10. Характерные деформации корпуса ТНД при прогревании:

а - нормальный прогрев; б - повышенная разность температур во внутреннем корпусе; в - неравномерный прогрев верхней и нижней половин наружного корпуса; г - повышенная разность температур, как во внутренней, так и в наружной частях корпуса

Активные турбины с дисковыми роторами, небольшим числом ступеней и большими зазорами в лопаточном аппарате требуют менее длительного прогрева, чем турбины реактивные. Время прогрева турбин, специально рассчитанных на быстрые и частые пуски, обычно не превышает 15 мин. Турбины, предназначенные для привода вспомогательных механизмов, допускают пуск из холодного состояния без предварительного прогрева.

Для турбин высокого давления в зависимости от конструкции и начальных параметров пара время прогрева может колебаться от 1 до 8 ч и даже более (ввиду массивности фланцев и большой толщины стенок корпуса - Рисунок 20).

При соприкосновении с холодными стенками пар конденсируется. Конденсат обладает во много раз большим коэффициентом теплоотдачи, чем пар; поэтому его скопление в отдельных частях корпуса приводит к неравномерному прогреванию турбины. Поэтому очень важно вести тщательное наблюдение за работой дренажных устройств, добиваясь, чтобы во время прогревания все внутренние части корпуса турбины оставались сухими. После прогревания турбины вакуум в конденсаторе доводят до нормальной величины.

На Рисунке 21 показаны последовательность операций по подготовке к действию и график пуска СПТУ судов типа «София». Доводить частоту вращения до номинальной необходимо при быстром переходе через критическую зону.

Пуск после кратковременной остановки. При пуске частично остывшей турбины необходимо учитывать, что ее ротор будет несколько искривлен, даже если его регулярно проворачивали.



Рисунок 11. Порядок подготовки СПТУ к действию на примере танкера типа «София»

Поэтому частично остывшая турбина требует более длительного прогревания на малой частоте вращения для уменьшения кривизны вала до приемлемой величины. Если при повышении частоты вращения возникает вибрация, то необходимо ее снизить и затем поднимать только после дополнительного прогрева.

Список использованной литературы:

1. Верете А.Г., Дельвинг А.К. Судовые пароэнергетические установки и газовые турбины: Учебник - М. Транспорт, 1982 -358 с

2. Мануилов В.П. Эксплуатация судовых энергетических установок. Учебник для вузов морского флота. - М. Транспорт, 1979 -166 с

3. Балабанович В.К., Пантелей Н.В.\

4. Турбины теплоэлектростанций Методические рекомендации по выполнению курсового проекта Минск. БНТУ, 2005 -106 с

5. Конструкции газотурбинных установок. Шварц В.А.М., «Машиностроение», 1970, стр. 436.

6. Шаратов А.С. Чуб О.П. Судовые энергетический установки: конспект лекция для студентов дневной и заочной форм обучения по направлению «Судовождение и энергетика судов» - Керчь., КГМТУ, 2012 - 196 с.

Размещено на Allbest.ru