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 Н_а, то располагаемая мощность турбины составит

N_o = G₁H_a, Вт (4.5.1)

Согласно (4.5.1), внутренняя мощность турбины равна

N_iт = GН_аh_iт, (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 N_v. Тогда полезная мощность, которая может быть передана на вал турбины, составит

= N_iт - N_v. (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 N_т. Тогда мощность на фланце турбины, называемая также эффективной мощностью турбины N_е, будет равна

N_е = - N_т = N_iт - N_v – N_т. (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:

η_ky – коэффициент, учитывающий потери на протечки пара через концевые уплотнения турбины, уплотнения думмиса для активно-реактивной однопроточной турбины, равный

(4.5.9)

η_v – коэффициент, учитывающий потери на холостое вращение турбины заднего хода при работе турбины на передний ход, равный

; (4.5.10)

коэффициент η_v имеет порядок η_v≈0,99÷0,995;

η_т – механический КПД турбины, определяемый отношением

; (4.5.11)

коэффициент имеет порядок η_т≈0,985÷0,995.

Согласно (4.5.7) и с учетом (4.5.1), эффективная мощность турбины определяется выражением

N_e = GH_aη_e. (4.5.12)

Применительно к современным главным паровым турбинам эффективный КПД турбины составляет величину

η_e≈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 N_g потери мощности на трение в подшипниках и зацеплении зубчатой передачи. Тогда мощность на фланце зубчатой передачи будет равна

N_eg = N_e - N_g. (4.5.14)

Для учета потерь N_g вводится понятие о КПД зубчатой передачи, определяемый отношением

. (4.5.15)

В зависимости от числа ступеней КПД зубчатой передачи имеет порядок η_g≈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 η_eg≈0,70÷0,82.

Верхнее значение η_eg 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 N_ω. Тогда мощность на ступице гребного винта будет определяться разницей

N_ew=N_eg–N_w. (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 η_w≈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)