Расход масел турбинных

Рис. 6-2. Расход масла на долив в масляные системы паровых турбин.

Среднегодовой расход масла для паровых турбин слагается из расхода его на долив и пополнение потерь при смене и восста-новлении и из расхода промывочного масла при ревизии турбогенераторов. На рис. 6-2 представлен усредненный часовой расход масла на долив. [c.168]

Фиг. 4-3. Полный расход масла паровыми турбинами с учетом восстановлення (за 8 760 час. работы).

Емкость масляных систем паровых турбин и среднегодовой расход масла [c.169]

Среднегодовой расход масла гидротурбинами слагается из расхода масла на долив и пополнения потерь при его смене и восстановлении и из расхода промывочного масла при ревизии турбины. (Годовой расход на долив гидротурбин составляет 4—10% от общей емкости масляной системы радиально-осевых турбин и около 15% в случае поворотнолопастных турбин. [c.170]

Ла рис. 155 представлена схема двойного регулирования радиально-осевой турбины с холостым выпуском. При неподвижном направляющем аппарате клапан 8 холостого выпуска удерживается в закрытом положении поршнем сервомотора 6, в полость ко торого через щель между верхней кромкой нижней тарелки тела распределительного золотника 7 и его рабочим окном подводится под давлением масло. При сбросе нагрузки поршень сервомотора 1 направляющего аппарата, перемещаясь на закрытие, посредством кинематической связи перемещает вниз поршень масляного катаракта 2. Быстро перемещаясь вниз, поршень катаракта вынуждает цилиндр также быстро опускаться вниз. При этом пружина 4, опирающаяся на неподвижную опору, будет сжата, тело золотника переместится вверх, а нижняя полость сервомотора 6 соединится со сливом масла. Под действием давления масла клапан 8 будет открываться и вода из турбинной камеры 5 будет уходить на слив. Одновременно с этим будут закрываться лопатки направляющего аппарата, уменьшая расход через турбину и ее мощность. [c.281]

НОРМЫ РАСХОДА МАСЛА В МАСЛЯНЫХ СИСТЕМАХ ПАРОВЫХ ТУРБИН [c.168]

Тип турбин К X. л 5 а =я. 0 с я Среднегодовой расход масла, кг [c.169]

Цифры среднегодового расхода масла, приведенные в таблице, составлены из расчета полного года (8 760 ч) работы турбин. При исчислении расхода масла необходимо вводить поправку в соот- [c.168]

Тип турбин к я. ь о ii ж Е й S е1а Щ S 3 Среднегодовой расход масла, кг [c.170]

Как уже отмечалось, характерным размером колонки является диаметр главного золотника с1 ,а, связанного с сервомоторами направляющего аппарата (в ковшовых турбинах — с отклонителем струи) и определяется он максимальным расходом масла, который должен пропускаться ири ходе на закрытие или на открытие. [c.297]

Внутренние поверхности бака защищают специальным покрытием. Важное значение имеет емкость бака. Она должна обеспечивать возможность полного опорожнения системы маслоснабжения после останова насосов без опасности его переполнения. Чем больше емкость маслобака, тем дольше масло находится в баке, лучше отстаивается и очищается. Однако большие количества масла удорожают эксплуатацию агрегата, повышают его пожарную опасность. Масляные баки современных компрессорных установок, особенно для объединенных систем маслоснабжения агрегатов с турбинными приводами, в.мещают несколько тонн масла. Кратность циркуляции масла, т. е. часовой расход масла, [c.12]

Конструкция импеллера фирмы Сименс (ФРГ) приведена на рис. 3-27. Импеллер 5, рабочие каналы 1 которого выполнены радиальными сверлениями, создает давление, пропорциональное скорости вращения в камере 6. В полость всасывания 4 масло подается маслонасосом. Импеллер вращается в подшипниках скольжения опорном 5 и опорно-упорном 7. Постоянство расхода масла через импеллер обеспечивается уплотнением полости нагнетания, выполненном в виде плавающих колец 2. Импеллер приводится от вала турбины через передачу, ведомая шестерня которой 8 показана на рисунке. Гидродинамические регуляторы ремонтируют обычными способами, соблюдая требования, предъявляемые к ремонту обычных маслонасосов. При ремонте таких регуляторов особое внимание следует обращать на исключение всех неплотностей как на линии всасывания, так и на линии нагнетания насоса, что обусловлено его назначением. [c.136]

Примечания 1. Норма расхода масла ГТ-50 или турбинного для тепловозов с гидропередачей устанавливается 12 кг. [c.188]

Средний годовой расход турбинного масла для паровых турбогенераторов слагается из расхода масла на доливку, потерь масла при его смене [c.213]

Система имеет еще один специальный центробежный насос-импеллер 12, который служит для выдачи импульсов гидродинамическому регулятору скорости силовой турбины. Для уменьшения затрат мощности на импеллере служит дроссельная шайба 11, ограничивающая расход масла через него. Импеллер установлен на редукторе и имеет скорость вращения, одинаковую с валом силовой турбины. [c.77]

Жесткие требования, предъявляемые к летучести масел для газовых турбин, обусловлены тем, что расход масла является важнейшим фактором с экономической и эксплуатационной точек зрения. Температура масла в реактивных двигателях выше, и эти двигатели работают на значительно больших высотах, чем поршневые. Поэтому очень важно потери масла от испарения свести к минимуму. [c.150]

Расход масла модуля турбины, л/ч..............................................0,3 [c.30]

Потери при смене и в о с с т а н о в л е и и и зависят от емкости масляных систем. При ареднем расчетном сроке службы турбинного масла, равном 2 годам, и возможных потерях при смене и восстановлении масла 20% от емкости масляной системы турбины ( 1 раз в 2 года) расход масла на потери при его смене и восстановлении в среднем за год составляет 10% от емкости масляно системы турбины. Расход промывочного масла при ревизии турбины определяется исходя из того, что ревизия турбин с очисткой масляной системы проводится 1 раз в 2 года. При этом полный расход промывочного масла без учета регенерацпп принят равным 20% от емкости масляной системы турбины. Потери при использовании промывочного масла и его последующем восстановлении приняты равными 20%. Таким образом, годовой расход промывочного масла яри ревизии с учетом его восстановления составляет 2% от емкости масляной системы турбины. [c.168]

Рассмотрим, например, влияние плотности масла на мощность насосов. При применении центробежных насосов давление нагнетания возрастает пропорционально плотности перекачиваемой жидкости. Поэтому при перекачивании огнестойких масел теми же насосами, что и минеральных, в 1,3 раза возрастают давление в масло-системе и весовой расход масла, а следовательно, в 1,3 раза увеличивается мощность насосов. Это необходимо учитывать при выборе электродвигателей для насосов. В данном случае, так как теплоемкость нового масла в 1,5 раза меньше, степень его нагрева увеличивается на 15%. Это не должно затруднить отвод тепла от подшипников турбины. Если уменьшить напор насосов пропорционально увеличению плотности, т. е. сохранить постоянным давление нагнетания при переходе на огнестойкое масло, то мощность насосов уменьшится в 1,15 раза. Однако нагрев масла увеличится на 30%. Допустимость этого режима требует экспериментальной проверки. Приведенные выше соображения относятся в основном к системе смазки, где имеется необходимость в отводе большого количества тепла. [c.118]

Электрические устройства. Уменьшению расхода масла в статических режимах способствует осуществляемый в системах регулирования паровых турбин переход к электрогидравлическим системам регулирования. Все большее внедрение электрических устройств в системы регулирования связано не только с повышением надежности этих устройств, но и с ужесточением требований к свойствам систем регулирования мощных турбин. Такие вопросы, как обеспечение новых требований по нечувствительности, линейности статической характеристики, точному и быстрому ограничению мощности, приемистости в первичном регулировании частоты, можно решить лишь, применяя в схеме регулирования датчик мощности генератора. В электрогидравлической системе значительно легче обеспечить малое снижение средней мощности турбины при синхронных качаниях частоты и мощности в энергосистеме. Опыт показывает, что надежность современных электрических устройств, применяемых в электрогидравлических системах регулирования, находится на уровне надежности гидравлических устройств. Достаточно надежным может быть выполнено и питание. Вопрос о степени применения электрических устройств в системах регулирования нужно решать в каждом конкретном случае в зависимости от требований, предъявляемых к системе. [c.126]

Односторонний пружинный сервомотор. Существенное уменьшение расхода масла в системе регулирования при динамических режимах может быть достигнуто при переходе от двухстороннего гидравлического сервомотора к одностороннему, открывающему клапан под действием давления масла на поршень сервомотора и закрывающему клапан пружинами. В этом случае масло потребляется только при движении сервомоторов в сторону открытия. Поэтому, несмотря на то, что площадь поршня двустороннего гидравлического сервомотора при прочих равных условиях примерно на 50% меньше, чем у одностороннего, расход масла в динамических режимах нри применении одностороннего пружинного сервомотора может быть в несколько раз меньше. Это связано с различными требованиями к быстродействию системы регулирования в сторону ее открытия и закрытия. Продолжительность закрытия сервомотора определяется в основном требованием удержать частоту вращения вала турбины в момент сброса нагрузки при отключении генератора от сети, которое сводится в первом приближении к выполнению неравенства [c.127]

Годовой расход масла на возмещение его потерь при смене и регенерации в среднем составлясг 10% от емкости масляной системы турбогенератора. При этом принято, что средний расчетный срок службы турбинного масла составляет 2 года, а величина возможных [c.215]

Описанный способ повышения быстродействия системы регулирования на открытие при подводе пара в одну сопловую коробку через два регулирующих клапана может быть реализован замедлением сервомотора одного из клапанов на всем ходе его движения. На рис. 18 приведены результаты расчета продолжительности перемещения сервомоторов системы регулирования из различного исходного положения до положения полного открытия для турбины большой мощности. Видно, что применение телескопических поршней и ограничение скорости открытия сервомоторов уменьшает время открытия из положения холостого хода до положения номинальной нагрузки в 3 раза. Соответственно в 3 раза может быть уменьшен расход масла в динамике, если приемлемо исходное время открытия. Дополнительные возможности уменьщения расхода масла связаны с узлами маслоснабжения системы регулирования. [c.130]

Конструкция электронасосов. Расход масла в системе регулирования, например, турбины К-300-240, в статическом режиме уменьшен до 4—5 л/с. В динамическом режиме для достижения принятых динамических характеристик нужно увеличить расход масла до 15—20 л/с. Таким образом, хотя рабочий и максимальный расходы могут различаться в 4—5 раз, но напорное давление при максимальном расходе не должно значительно снижаться. Применение винтовых насосов требует постоянного дросселирования большого расхода масла через редукционный клапан. Поэтому признано целесообразным для упрощения схемы, повышения устойчивости и улучшения работы бака по деаэрации масла применять центробежные насосы со значительно меньшим к. п. д. на рабочих режимах. [c.136]

У современных реактивных двигателей температура подшипника турбины при этом достигает 260° [9] максимальная температура подшипника получается, ак это видно из рис. 83, через 30—40 мин. после остановки двигателя. При такой температуре низкокипящие маловязкие компоненты масла испаряются, что вызывает повышение расхода масла и увеличение вязкости оставшегося в системе масла. Уменьшение количества масла в маслосистеме выше допустимых норм нарушает нормальную смазку подшипников двигателя. Увеличение же вязкости масла за счет испарения маловязких компонентов создает серьезные трудности запуска двигателя на этом масле при низких температурах. [c.313]

Средний годовой расход турбинного масла для паровых турбоагрегатов слагается из расхода масла на доливку, возмещающую его потери при эксплуатации, потерь масла при его смене и регенерации, а также расхода масла на промывку масляной системы при ревизии турбоагрегата. Максимально допустимый часовой расход масла на доливку нормируется в зависимости от мощности турбоагрегата (рис. 11.3). [c.273]

Годовой расход масла на возмещение его потерь при смене и регенерации в среднем составляет 10 % вместимости масляной системы турбоагрегата при среднем расчетном сроке службы турбинного масла 8—10 лет. Средний годовой расход промывочного масла с учетом его регенерации составляет 4 % вместимости масляной системы турбоагрегата при условии, что ревизия турбоагрегата с промывкой масляной системы проводится раз в год. Расход масла на промывку составляет 20 % вместимости масляной системы, потери при использовании промывочного масла и его последующей регенерации составляют 20 %. [c.273]

Фракционный состав нефтепродуктов является для многих из них одним из характерных показателей качества. В отношении бензинов и керосинов по количеству фракций, выкипающих в определенных температурных пределах, и концу кипения судят о качестве продукта и о пригодности его как автотракторного топлива. Что касается масел, то к некоторым из них, в особенности трансформаторным, турбинным- и автотракторным, в последнее время также предъявляются требования в отношении их фракционного состава. Если в бензинах и керосинах ценными факторами являются количества легких пусковых фракций и максимальный процент средних (рабочих фракций при минимальном содержании высококипящих погонов), то для масел важным моментом являются узкие пределы выкипания, при отсутствии низкокипящих частей. Присутствие последних в автотракторных маслах ведет к излишнему расходу масла и повышению количества нагаров в цилиа драх двигателя 2 в трансформаторных и турбинных маслах наличие легкокипящих частей вызывает испаряемость этих масел в работе, что, помимо наполнения помещения электростанции парами, визы- [c.101]

Использование нефтяного масла сорта 1010 в новых конструкциях более. адощных турбореактивных двигателей показало, что масло это не удовлетворяет требованиям новых двигателей по стабильности, смазочным свойствам и испаряемости. На зубьях 1нестеренчатых передач и в подишпнп-ках отмечались повышенные износы. Расход масла за счет испарения был чрезмерно большим и в различных местах маслосистемы обнаруживались в значительных количествах продукты разложения масел. В обычных нефтяных маслах невозможно сочетать хорошие низкотемпературные вязкостные свойства с высокими смазочными показателями и с низкой испаряемостью масел. Маловязкие масла типа турбинных и трансформаторных из лучших бакинских и эмбенских нефтей имеют хорошие вязкостнотемпературные свойства и низкую температуру застывания, но они не могут удовлетворить высоких требований по смазо шым свойствам, стабильности и испаряемости. [c.171]

Поверхность охлаждения маслоохладителей образована трубками размером 16X1 мм. Охладитель МО-53-4 имеет поверхность охлаждения 56,3 м , число трубок 640 шт. при активной длине трубок 1750 мм, число ходов по маслу 20, по охлаждающей воде 4. Охладитель МБ-90-135 имеет поверхность охлаждения 93,7 число трубок 964 шт. при активной длине трубок 1935 мм, число ходов по маслу 16, по охлаждающей воде 4. Данные теплотехнических испытаний этих маслоохладителей на турбинном масле марки Л при чистой поверхности трубок аппаратов, проведенные в лаборатории теплообменных аппаратов ХТЗ [24, 25], дают возможность их использования в широком диапазоне изменения расходов масла и охлаждающей воды и различных начальных температурах масла и воды. [c.109]

Давления и расходы масла системы маслоснабжения, обозначенные на схеме (рис. 1У-10), приведены в табл. 1У-1 при максимальном режиме скорость вращения вала ТВД составляет 5000 об мин, а силовой турбины — 5500 об мин, при минимальном — соответственно 4200 и 4000 об1мин. [c.77]

Плотность этих соединений повышается с увеличением числа атомов хлора от 1,3 г/см для пентахлордифенила до 1,5 г/см для гептахлорпроизводного. Такая высокая плотность нежелательна, так как необходимо вносить существенные изменения в оборудование турбоагрегатов и значительно увеличивать расход масла. Так, вместо 50 т нефтяного масла, используемого в настоящее время в турбине мощностью 300000 кВт, нужно 75 т огнестойкого заменителя, который в 5—8 раз дороже нефтяного масла. [c.58]

Сравнение свойств огнестойкого и минерального масел показывает, что имеющиеся отличия могут быть учтены при проектировании маслосистем паровых турбин без принципиально новых конструктивных решений. В первую очередь это относится к системам регулирования турбин. Однако повышенная стоимость огнестойкого масла (особенно в период внедрения) и его худшие деаэра-ционные свойства делают целесообразным уменьшение расхода масла и объема бака при одновременном уменьшении кратности циркуляции (под кратностью циркуляции понимается величина п = ( /у, где п — кратность циркуляции Q — часовой объемный расход масла в системе, м ч V — объем бака, м ). [c.122]

Система регулирования паровой турбины состоит из исполнительных гидравлических сервомоторов с обратной связью на отсечной золотник, перемещающих регулирующие паровые клапаны турбины, и промежуточных гидравлических усилителей, преобразующих и передающих воздействия на исполнительные сервомото- ры от механических или электрических датчиков регулируемых величин. Расход масла в гидравлической системе регулирования складывается из расхода в статических (равновесных) режимах работы турбины и в динамических режимах для обеспечения необходимости скорости движения сервомоторов. Рассмотрим некото- [c.122]

Электрическая часть системы регулирования. В ЭЧСР помимо канала регулирования по мощности и давлению в промежуточном перегревателе, реализующего вместе с регулятором скорости систему трехимпульсного регулирования, предназначенную для временного форсирования открытия клапанов ЦВД (чтобы компенсировать вредное влияние объема промежуточного перегревателя на приемистость турбины при первичном регулировании частоты промышленного переменного тока) [10], имеются еще каналы, выполнявшиеся ранее гидравлическими. Это каналы дифференциатора частоты вращения и разгрузки давления свежего пара. Выполнение этих узлов электрическими уменьшает расход масла в статических условиях и дает возможность настраивать дифференциатор таким образом, чтобы до частоты 51,5 Гц он не вступал в работу независимо от ускорения ротора турбины. [c.134]

Системы регулирования турбин большей мощности в вопросах, связанных с применением огнестойкого масла, существенно не отличаются от системы регулирования турбины К-300-240. В них дополнительно уменьшен расход масла или увеличена производительность маслоснабжающей установки. [c.135]

Из этого количества приблизительно 50% идет на смазку цилиндра и поршня. Расход масла не должен превышать норм, приведенных в приложении VIII. Подача масла осуществляется специальными насосами, монтируемыми чаще всего на валу компрессора. В турбокомпрессорах и турбовоздуходувках масло внутрь корпуса не подается поэтому воздух, подаваемый турбо-машмной, не содержит паров смазки. Для смазки подшипников турбокомпрессора и электродвигателя, а также для смазки редуктора требуется давление масла 0,5—0,75 ати. Для работы автоматического регулирующего устройства необходимо давление масла 3—5 ати. Система смазки принудительная, циркуляционная. Масло, подаваемое в подшипники, как правило, охлаждается в маслоохладителях (см. 57 и рис. 157). Для смазки турбокомпрессора применяется турбинное масло марки Л . [c.310]

За последние годы был выполнен необходимый объем испытаний новых турбинных масел в эксплуатационных условиях, предшествующий утверждению технических условий на эти масла и организации их промышленного производства. Так, более чем пятилетний опыт применения масла Ткп-22 в паровых турбинах электростанций показал, что это масло вполне обеспечивает нормальную эксплуатацию турбин различной мощности. Срок службы такого масла в 1,5—2,0 раза больше, чем турбинного масла 22 (Л) по ГОСТ 32—53 и ТСп-22 по МРТУ 12Н 18—63 расход масла более чем в 1,5 раза меньше. Успешно применяется это масло также для смазки газотурбинных двигателей компрессорных станций магистральных газопроводов. Накапливается опыт и применения масла ТСкп-30 в качестве смазки гидротурбин и различных турбокомпрессорных машин (воздушных, газовых и холодильных). [c.185]

Деэмульгатор дипроксамин-157 также дал большой эффект. В течение 3—5 мин происходило хорошее отделение воды от масла, в связи с этим расход масла на долив сократился почти в 2 раза. Применение противопенной присадки обеспечило надежную работу системы регулирования турбин. Концентрацию антиокислительной присадки необходимо увеличить до 0,5—1,0%, причем важно периодически добавлять ее в работающие масла. [c.90]

Конструкция, показанная на рис. 5, применяется для модернизации упорных подшипников турбин, на валу которых нет центробежного масляного насоса. В этой конструкции масло подводится со стороны нерабочих колодок или по периферии диска, а отводится по внутренней окружности рабочих (нагруженных) колодок при этом дросселирование потока (в целях регулирования расхода масла) производится только на выходе. В результате такого потока масла корпус подшипника находится почти под полным давлением, существующим в напорном маслопроводе, а рабочие (наиболее нагруженные) колодки обтекаются маслом в лаправлении от периферии к центру, что предотвращает сепарацию газов. [c.134]

К достоинствам данного варианта реконструкции можно отнести использование одного типа масла (турбинного), что упрощает маслохозяйство цеха и удешевляет эксплуатационные расходы. [c.24]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология