1

ustalonego, wówczas wskutek działania sprężyny 17 suwak 21 ustawi się w
takiej pozycji, że olej dostanie się nad tłok 19 zaworu 11. Tłok ten przesunie się w
dół i suwak zaworu 20 ustawi się tak, że para z systemu zasilania uszczelnień
dostanie się do zbiornika wyrównawczego. W wypadku podwyższenia ciśnienia w
zbiorniku wyrównawczym mieszek 18 przesunie suwak 21 w przeciwnym niż
poprzednio kierunku, tak że olej znad tłoka 19 zostanie odprowadzony do
zbiornika ściekowego oleju. Sprężyna 23 podniesie wówczas tłok 19 ku górze, a
tym samym przesunie suwak 20 też ku górze i zbiornik wyrównawczy zostanie
połączony ze skraplaczem głównym, a ciśnienie w zbiorniku wyrównawczym
spadnie do odpowiedniej wartości.

10.4. Instalacje smarowe

Smarowanie okrętowych turbin parowych odbywa się obiegowo pod ciśnieniem.

Ze względu na duże naciski powierzchniowe w łożyskach oraz dużą prędkość
kątową wału turbinowego instalację smarową powinna cechować duża
niezawodność pracy, ponieważ nawet krótkotrwałe przerwy w dostarczaniu
oleju do miejsc smarowania lub nawet zaburzenia w ilości podawanego oleju
mogą powodować poważne uszkodzenia całego zespołu. Konieczne jest zatem
instalowanie urządzeń alarmowych oraz automatów odcinających dopływ pary do
turbiny w wypadku awarii instalacji smarowej.

Instalacje smarowe siłowni turbinowej można podzielić na dwie części:

instalację smarową roboczą oraz instalację smarową transportową i
oczyszczającą. Omówiona zostanie tu jedynie instalacja robocza, to jest system
rurociągów, zapewniających obieg oleju smarowego ze zbiornika ściekowego
turbiny przez chłodnice, zbiorniki rozchodowe, filtry itp. urządzenia do miejsc
smarowanych, którymi są głównie: łożyska nośne turbiny i przekładni, łożyska
oporowe i koła zębate przekładni. Olej smarowy doprowadzany do tych miejsc
ma za zadanie zarówno zmniejszenie współczynnika tarcia między dwoma
elementami konstrukcyjnymi turbiny, jak i odprowadzenie ciepła, jakie wytwarza
się wskutek tarcia.

Zapotrzebowanie oleju smarowego (a więc i wydajność pompy olejowej)

zależne jest głównie od prędkości kątowej turbiny, jej mocy i konstrukcji.
Według Kurzona wartości te wyglądają następująco: przy systemie grawitacyjnym
dla mocy zespołu 11 030 -f 14 700 k W (15 000 -=- 20 000 KM) zapotrzebowanie
wynosi 9,5-^8,2 kg/kW/h, przy systemie ciśnieniowym dla mocy 7350 -^
36750 kW (10 000 -f 50 000 KM) równe jest odpowiednio T,5+4,35kg/kW/h.

Olej smarowy powinien być podawany do miejsc smarowania pod ciśnieniem

0,068 -f 0,135 MPA. W zależności od sposobu uzyskiwania tego ciśnienia w
instalacjach roboczych rozróżniamy:

- grawitacyjną instalację smarową,

- ciśnieniową instalację smarową..

2

10.4.1. Grawitacyjna instalacja smarowa

W grawitacyjnej instalacji smarowej olej smarowy dopływa do miejsc

smarowania pod siłą własnego ciężaru z umieszczonych dość wysoko zbiorników
rozchodowych. Ażeby zabezpieczyć wystarczające ciśnienie oleju na dolocie do
łożysk, zbiorniki rozchodowe umieszczone są na wysokości 10-^12 m nad osią
wału śrubowego.

3

Schemat typowej instalacji smarowej siłowni turbinowej przedstawiony jest na

rys. 10.5. Olej znajdujący się w zbiorniku ściekowym turbiny zasysany jest przez
jedną z pomp 2 lub 3 przez filtr 1. Przez filtr magnetyczny 6 olej dostaje się do
jednej z dwóch chłodnic 8, a dalej przez zwężkę pomiarową 9 - do
rozchodowych zbiorników grawitacyjnych 10. Olej dopływa do turbiny przez
podwójny filtr magnetyczny 21 i następnie rozprowadzany jest do wszystkich
miejsc smarowych (rys. 10.7). Po przepracowaniu olej doprowadzany jest do
zbiornika ściekowego specjalnymi przewodami 24. Przegrody odwadniające 22
umieszczone w zbiorniku ściekowym służą do oddzielenia z oleju wody, która
dostała się tam jako skropliny na przykład z uszczelnień labiryntowych.

Na dolotach oleju do poszczególnych punktów smarowych umieszczone są

manometry, przed i za chłodnicą oraz na zbiornikach rozchodowych -
termometry, a w zbiorniku ściekowym - wskaźnik poziomu oleju 23. Niekiedy
umieszcza się również manometry przed i za filtrem, co umożliwia dość
dokładną kontrolę stanu zanieczyszczenia filtru. Spadek ciśnienia na przykład na
filtrze szczelinowym nie powinien przekraczać około 0,03 MPa.

Wydajność pomp olejowych 2 i 3 powinna być nieco większa (20-f 30%) od

zapotrzebowania potrzebnego do smarowania turbiny. W takim wypadku w
czasie pracy instalacji przez cały czas odbywa się przelew rurociągiem 15.
Obserwacja oświetlonego wziernika 18, umieszczonego zazwyczaj przy
stanowisku manewrowym w siłowni, umożliwia stwierdzenie, czy ilość
podawanego do turbiny oleju jest wystarczająca. Główną zaletą instalacji
grawitacyjnej jest fakt, że zapas oleju w zbiorniku rozchodowym pozwala na
kilkuminutowe zasilanie miejsc smarowych od czasu na przykład awarii pompy
olejowej. Czas ten pozwala bądź na uruchomienie drugiej pompy, bądź też na
zatrzymanie turbiny, która ze względu na znaczną masę wirującą z dużą
prędkością kątową zatrzymuje się dość długo. Wadą tego systemu jest
konieczność umieszczania dużych, a więc i ciężkich zbiorników rozchodowych na
znacznej wysokości. Szczególnie w wypadku jednostek mniejszych jest to dość
kłopotliwe zarówno ze względu na brak miejsca, jak i z powodu ujemnego wpływu
na stateczność.

10.4.2. Ciśnieniowa instalacja smarowa

Instalacja ciśnieniowa ma w zasadzie te same elementy składowe co i

instalacja grawitacyjna, z tym że nie ma tu zbiorników rozchodowych i olej
smarowy podawany jest na łożyska nośne turbiny i inne punkty smarowe
bezpośrednio z pomp obiegowych 2 i 3 (rys. 10.6). Przewód 8 prowadzi do
regulatora prędkości turbiny i do zaworu szybkozamykającego, natomiast przez
zawór 9 płynie strumień kontrolny oleju. Widoczny on jest w oświetlonym
wzierniku 10, umieszczonym podobnie jak w instalacji grawitacyjnej przy
stanowisku manewrowym mechanika.

4

Zaletą systemu jest duża zwartość i możliwość łatwego rozmieszczenia

wszystkich mechanizmów i rurociągów ze względu na to, że nie trzeba się

krępować koniecznością umieszczania zbiorników rozchodowych wysoko w

maszynowni.

5

Wadą systemu jest brak jakiegokolwiek zapasu oleju smarowego w obiegu na

wypadek awarii i nagłego zatrzymania się pomp obiegowych. Niekiedy stosuje
się w tym celu ciśnieniowy zbiornik wyrównawczy, działający podobnie jak
hydrofor w instalacjach sanitarnych lub wody do picia.

Cały system rurociągów zaopatrzony jest w przyrządy kontrolno-pomiarowe,

jak: manometry, termometry, olejowskazy, szkła kontrolne (wzierniki), czy
manometry różnicowe, mierzące różnicę ciśnień, czyli stratę ciśnienia oleju
smarowego w czasie przepływu przez filtr.

10.4.3. In

stalacja sm

arow

a w

ew

n

ątrz tu

rb

in

y

6

Schemat instalacji rurociągów oleju smarowego wewnątrz kadłuba turbiny i

przekładni przedstawiony jest na rys. 10.7. Olej podawany do turbiny
rurociągiem 3 rozdziela się na poszczególne gałęzie skierowujące odpowiednie
jego dawki do punktów smarowych. Każda gałąź ma własny zawór regulacyjny 2
dla zapewnienia dostatecznej ilości oleju. Oprócz zaworu regulacyjnego każda
gałąź rurociągu smarowego wyposażona jest w oddzielny manometr,
umożliwiający kontrolę jakości smarowania w danym rejonie turbiny lub
przekładni.

Doprowadzenie oleju do łożyska zostało omówione w rozdz. 8.7. Do miejsca

zazębienia kół zębatych podawany jest olej za pomocą specjalnych dysz (rys.
10.8a), rozbryzgiwaczy (rys. 10.8b) lub zwykłych dziurkowanych odcinków
rurociągów (rys. 10.8c).

Rys. 10.8. Końcówki rurociągu smarowego w przekładni zębatej turbiny parowej

W instalacjach smarowych turbin parowych regulacji podlegają:

- temperatura oleju smarowego za chłodnicą,

- wydajność i ciśnienie pomp olejowych, czyli inaczej natężenie przepływu

oleju smarowego.

Obie te wielkości podlegają we współczesnych rozwiązaniach siłowni

turbinowych regulacji automatycznej.

10.5. Urządzenia manewrowe i regulacji prędkości kątowej turbiny

W celu zamykania lub otwierania poszczególnych zaworów tworzących

zespół manewrowo-regulacyjny, należy zainstalować na statku specjalne
urządzenia manewrowe. Konieczne jest również stosowanie blokady przed
równoczesnym otwarciem zaworów biegu naprzód i wstecz.

Najprostszym urządzeniem manewrowym jest zespół kół zaworowych

uruchamianych ręcznie ze stanowiska mechanika w maszynowni. Koła te mają
dużą średnicę (500-^600 mm), ażeby zmniejszyć siłę potrzebną do ich obrócenia.
Przez układ drążków, połączeń przegubowych i stożkowych przekładni zębatych
zostaj ą uruchomione grzybki zaworowe odpowiednich zaworów.

Schemat takiego dość prostego urządzenia przedstawiony jest na rysunku

10.9. Jest to urządzenie stosowane na okrętach wojennych w latach drugiej
wojny światowej. Kołem 2 uruchamiany jest główny zawór manewrowy biegu

7

9.2.6. Turbina firmy Stal-Laval o mocy 23 530 kW (32 000 KM) z osiowym

odlotem pary do skraplacza

Siłownie dużych statków do przewozu ładunków masowych znajdują się

przeważnie w części rufowej kadłuba i od ich właściwego rozplanowania zależy w
znacznej mierze objętość, jaka pozostaje na statku do celów pomieszczenia
przewożonego ładunku. Jednym ze sposobów zwartego rozmieszczenia
elementów siłowni jest jej rozbudowa wzwyż, co w praktyce sprowadza się
głównie do umieszczenia kotłów (lub kotła w siłowni jednokotłowej) na
pokładzie nad turbiną główną. Z drugiej strony mocowanie tak znacznej masy w
dość dużej odległości od stępki statku zmniejsza w niekorzystny sposób
stateczność statku, szczególnie gdy płynie on tylko pod balastem.

Jak wynika z powyższego, korzystne jest umieszczenie kotła możliwie jak

najniżej, na co jednak nie pozwalają dość znaczne wymiary układu turbinowego,
szczególnie zaś jego wymiar w kierunku pionowym. Jest on spowodowany
dużymi wymiarami kół przekładni zębatej oraz średnicą skraplacza głównego,
umieszczonego pod kadłubem turbiny niskiego ciśnienia.

Przekładnie obiegowe mają znacznie mniejsze wymiary (szczególnie

wysokość) ale dopiero przeniesienie skraplacza głównego spod kadłuba turbiny
niskiego ciśnienia za kadłub i ustawienie tym samym skraplacza na jednym
poziomie z turbiną dało zmniejszenie wysokości całego zespołu. Przykładem
takiego rozwiązania jest turbina Stal-Laval typu AP 32/140. Jest to główna
turbina okrętowa o mocy 23 530 kW (32 000 KM) i prędkości obrotowej śruby
wynoszącej 140 min'.

Turbina AP 32/140 jest turbiną dwukadłubową. Turbina wysokiego ciśnienia

ma dziewięć akcyjnych stopni ciśnienia. Przed pierwszym stopniem umieszczone
są trzy grupy dysz. Pierwsza z nich, odcinana głównym zaworem manewrowym,
składa się z jedenastu dysz, obie pozostałe, znajdująca się po lewej i prawej
stronie w dolnej części korpusu, odcinane są specjalnymi zaworami (póz. l - rys.
9.27) i liczą po siedem dysz.

Od strony wlotu wnętrze kadłuba turbiny wysokiego ciśnienia zamyka 20

pierścieni uszczelnienia labiryntowego, a od strony wylotu - 12 pierścieni.

Para robocza po przepracowaniu w turbinie wysokiego ciśnienia przepływa

rurociągiem 2 (rys. 9.27) do kadłuba turbiny niskiego ciśnienia. Rurociąg ten
wyposażony jest w element kompensacyjny 7.

Turbina niskiego ciśnienia (rys. 9.26) umieszczona jest w jednym kadłubie

wspólnie z turbiną biegu wstecz. Turbina niskiego ciśnienia składa się z ośmiu
stopni ciśnienia, a turbina biegu wstecz z dwóch dwuwieńcowych kół Curtisa.

Przepływ pary w turbinie biegu wstecz jest co do kierunku zgodny z

przepływem pary w turbinie niskiego ciśnienia biegu naprzód w przeciwieństwie
do zazwyczaj stosowanego rozwiązania, w którym oba te przepływy są
przeciwnie skierowane. Para opuszczająca turbinę biegu naprzód przedostaje się
do skraplacza, omywając osłonę l turbiny biegu wstecz, a

8

następnie specjalną komorę 2 służącą do umożliwienia montażu i remontu
tylnego łożyska nośnego turbiny niskiego ciśnienia. W wypadku pracy turbiny
biegu wstecz para dostaje się króćcem i rurociągiem przechodzącym przez
przestrzeń odlotu pary z części niskociśnieniowej biegu naprzód, a po
przepracowaniu w stopniach biegu wstecz przechodzi do skraplacza tym samym
kanałem co para odlotowa biegu naprzód.

9

Poosiowe usytuowanie wylotu pary umożliwia ustawienie skraplacza głównego za
turbiną niskiego ciśnienia i tym samym uzyskuje się mniejszą wysokość zespołu
turbinowego.

Turbina typu AP 32/140 współpracuje z przekładnią obiegową. Prędkość

obrotowa turbiny wysokiego ciśnienia wynosi 8000 min

1

, a turbiny niskiego

ciśnienia 3600 min

1

.

Dodatkowymi korzyściami wynikającymi z osiowego wylotu pary jest

uniknięcie szkodliwego grzania łopatek turbiny biegu naprzód podczas biegu
wstecz, a specjalnie ukształtowana osłona turbiny biegu wstecz zmniejsz straty
wylotowe biegu naprzód.

Turbiny typu AP firmy Stal-Laval są wyposażone w kompletne urządzenia

automatyzacji obsługi, zabezpieczenia przed zwiększeniem się prędkości
obrotowej (rozbieganiem się turbiny) i spadkiem ciśnienia oleju smarowego
oraz w urządzenia wyłączające dopływ pary do turbiny przy nadmiernym
zużyciu łożyska oporowego.

W wypadku awarii turbiny wysokiego lub niskiego ciśnienia możliwa jest
praca zespołu za pomocą drugiej turbiny.
i

b

Rys. 9.27. Przebieg przepływu pary: a) w czasie normalnej pracy turbiny;

b) w wypadku awarii turbiny NC; c) w wypadku awarii turbiny WC

l - zawory manewrowe bocznych segmentów dysz turbiny WC; 2 - rurociąg łączący

turbinę WC z turbiną NC; 3 - rurociąg awaryjnego dolotu pary do skraplacza;

4 , 5 - miejsca założenia kołnierza zaślepiającego; 6 - dolot awaryjny pary do turbiny

niskiego ciśnienia; 7 - element kompensacyjny

10

Na rys. 9.27 przedstawiony jest przebieg przepływu pary w wypadku awarii.

Tak więc, jeżeli uszkodzeniu ulegnie turbina niskiego ciśnienia, należy - po

odłączeniu tej turbiny od przekładni - wstawić kołnierz zaślepiający między

kołnierze 4 połączenia przewodu dolotowego pary do turbiny niskiego ciśnienia i

jednocześnie usunąć kołnierz zaślepiający 5 rurociągu awaryjnego 3 odlotu

pary do skraplacza bezpośrednio z turbiny wysokiego ciśnienia.

W wypadku awarii turbiny wysokiego ciśnienia w miejscach 4 i 5 należy

założyć kołnierze zaślepiające (w miejscu 5 kołnierz ten znajduje się w czasie

normalnej eksploatacji turbiny), odłączyć turbinę wysokiego ciśnienia od

przekładni i uruchomić zasilanie turbiny niskiego ciśnienia bezpośrednio

rurociągiem awaryjnym 6.

9.2.7. Turbina typu UR firmy Kawasaki z przegrzewem międzystopniowym i

osiowym odlotem pary do skraplacza

Turbiny typu UR produkowane są przez japońską firmę Kawasaki dla

siłowni turbinowych pracujących według obiegu cieplnego, przedstawionego

schematycznie na rys. 9.3. Parametry pary roboczej w turbinie typu UR

wynoszą na dolocie do dysz stopnia regulacyjnego: p = 9,8 MPa i

Całkowity spadek cieplny jest podzielony w turbinie typu UR na trzy części, a

mianowicie:

- w turbinie wysokiego ciśnienia, złożonej z pięciu akcyjnych stopni ciśnienia,

- w turbinie średniego ciśnienia złożonej z siedmiu akcyjnych stopni ciśnienia,

- w turbinie niskiego ciśnienia złożonej również z siedmiu akcyjnych stopni

ciśnienia.

Turbiny wysokiego i średniego ciśnienia umieszczone są w jednym

kadłubie, jak przedstawiono na rys. 9.28. Obie osadzone są na jednym wale

wirnikowym i zasilanie obu znajduje się w środku kadłuba, a przepływ obu

strumieni pary w kierunku zewnętrznych uszczelnień oraz łożysk nośnych. Taki

układ zasilania ma - między innymi - na celu zmniejszenie różnicy ciśnień

działających na uszczelniającą dławicę labiryntową od strony wlotu wysokiego

ciśnienia.

Turbiny wysokiego i niskiego ciśnienia mają od strony średnioprężnej

połączenie z mechaniczną przekładnią zębatą przez sprzęgło podatne 3, od

strony wysokociśnieniowej zaś z prądnicą wałową przy pomocy sprzęgła

rozłącznego.

Turbinę niskiego ciśnienia przedstawiono na rys. 9.29. Para wylotowa biegu

naprzód opływa wbudowany wewnątrz turbiny kadłub biegu wstecz, która

składa się z dwóch kół Curtisa, pierwszego trzystopniowego, drugiego zaś

dwustopniowego.

11

Skraplacz o przekroju prostokątnym przystosowany jest do przepływu

kątowego. Do usuwania powietrza ze skraplacza służy pompa próżniowa 10.
Przy skraplaczu umieszczona jest - między innymi - chłodnica oleju smarowego
chłodzona kondensatem, co zwiększa ogólną sprawność siłowni (por. rys. 9.3).

Dążenie do zapewnienia jak największej niezawodności siłowni typu UR

spowodowało, że zastosowano szereg możliwości pracy awaryjnej układu
napędowego.

Na rys. 9.30 przedstawiono schemat zasilania turbiny podczas normalnej

pracy. Przepustnica spalin 4 w kanale, w którym znajduje się przegrzewacz
międzystopniowy pary 3, pozostaje w położeniu otwartym.

Rys. 9.30. Schemat zasilania turbiny typu UR podczas normalnej pracy l - kocioł;

2 - przegrzewacz; 3 - przegrzewacz międzystopniowy; 4 - przepustnica spalin; 5 - turbina

WC; 6 - turbina SC; 7 - turbina NC; 8 - skraplacz; 9 - przekładnia i śruba napędowa

W wypadku awarii przegrzewacza międzystopniowego zasilanie turbiny

średniego ciśnienia 6 odbywa się parą, która oddała część swej energii w
turbinie WC 5. Ma ona niższą temperaturę niż para opuszczająca przegrzewacz
międzystopniowy i wskutek tego uzyskiwana przy takim awaryjnym zasilaniu
moc turbiny jest mniejsza. Prędkość, którą można uzyskać przy takiej pracy
układu napędowego, wynosi około 95% normalnej prędkości.

Bezpośredni przepływ pary z turbiny wysokiego ciśnienia 5 do turbiny

średniego ciśnienia 6, z pominięciem przegrzewacza międzystopniowego 3,
uzyskuje się dzięki wmontowaniu przewodu omijającego.

Połączenie takie pokazano na rys. 9.31. Przepustnica spalin 4 w tej sytuacji

znajduje się w położeniu zamkniętym.

12

Rys. 9.31. Schemat zasilania turbiny typu UR podczas awarii

przegrzewacza międzystopniowego

l — kocioł; 2 — przegrzewacz; 3 - przegrzewacz międzystopniowy; 4 - przepustnica spalin;

5 - turbina WC; 6 - turbina SC', l — turbina NC', 8 - skraplacz; 9 - przekładnia i śruba napędowa;

10 - przewód omijający przegrzewacz międzystopniowy

W przypadku awarii turbiny niskiego ciśnienia 7 parę, która oddała swą

energię w turbinie wysokiego i średniego ciśnienia, odprowadza się
bezpośrednio do skraplacza przewodem omijającym 10. Turbina niskiego
ciśnienia 7 musi być w takiej sytuacji odłączona od przekładni, aby nie obracała się
przy obrotach kół przekładni.

Rys. 9.32. Schemat zasilania turbiny typu UR podczas awarii turbiny NC

l - kocioł; 2 - przegrzewacz; 3 - przegrzewacz międzystopniowy; 4 - przepustnica spalin;

5 - turbina WC; 6 - turbina SC; l — turbina NC; 8 - skraplacz; 9 - przekładnia i śruba napędowa;

10 — przewód omijający przegrzewacz międzystopniowy; 11 - przewód omijający turbinę WC

13

Przegrzewacz międzystopniowy pary 3 pozostaje i teraz wyłączony z

działania (przepustnica 4 zamknięta dla przepływu spalin, przewód omijający 10
włączony), ponieważ przy całkowitym rozprężaniu - od ciśnienia początkowego
do ciśnienia w skraplaczu — wyłącznie w stopniach turbin wysokiego i
średniego ciśnienia nie wymaga się stosowania przegrzewu między
stopniowego, a nawet byłoby to szkodliwe dla pracy całego układu.

Schemat połączeń zasilania turbiny typu UR podczas awarii turbiny NC

przedstawiono na rys. 9.32; osiągana prędkość wynosi wówczas około 80%
prędkości nominalnej.

W wypadku, gdy awarii ulegnie turbina wysokiego lub średniego ciśnienia

można skierować parę bezpośrednio z kotła do turbiny NC, jak przedstawiono na
rys. 9.33. Wymaga to jednakże znacznego zredukowania ciśnienia pary
dolotowej w zaworze redukcyjnym 13 oraz znacznego jej ochłodzenia w
zewnętrznym (pozakotłowym) ochladzaczu pary 14. Oba te urządzenia znajdują się
na linii przewodu awaryjnego 12 zasilania turbiny NC.

Przy pracy w tym układzie turbiny wysokiego i niskiego ciśnienia muszą być

odłączone od przekładni 9. Osiągana prędkość statku wynosi około 65%
prędkości nominalnej.

Rys. 9.33. Schemat zasilania turbiny typu UR podczas awarii turbiny WC i SC

l - kocioł; 2 - przegrzewacz; 3 - przegrzewacz międzystopniowy; 4 - przepustnica spalin; 5 - turbina WC;

6 —turbina SC', 7 ~ turbina NC; 8 —skraplacz; 9 - przekładnia i śruba nastawna; 12 —przewód awaryjny

zasilania turbiny NC; 13 - zawór redukcyjny; 14 - zewnętrzny ochiadzacz pary

Turbiny typu UR przystosowane są do całkowicie zautomatyzowanej pracy

siłowni okrętowej. Możliwość stosowania układów dwuwałowych, a tym
samym dwuturbinowych, zwiększa górną granicę instalowanej na statku mocy do
2 x 36 750 kW = 73 500 kW (-100 000 KM), co może okazać się konieczne w
dużych i bardzo szybkich kontenerowcach, statkach typu ro-ro czy barkowcach.

14

y do przegrzewana

U mię

Rys. 9.28. Kombinowana

turbina wysokiego i

średniego ciśnienia

typu UR firmy Kawasaki

1 - część wysokociśnieniowa;

2 - część średniociśnieniowa;

3 - sprzęgło podatne;

4 — połączenie z prądnicą

wałową;

5 - zawór dyszowy;

6 - fundament podatny;

7 - uszczelnienie między

częścią wysokiego i

średniego ciśnienia;

8 — uszczelnienie zewnętrzne

części wysokociśnieniowej;

9 - uszczelnienie części

średniociśnieniowej

l Odlot pary z turbiny

średniego ciśnienia

15

Rys. 9.29. Turbina

niskiego ciśnienia

typu UR firmy Kawasaki

ze skraplaczem

1 - stopnie niskiego ciśnienia;

2 - stopnie turbiny biegu

wstecz;

3 - sprzęgło elastyczne;

4 - zębnik przekładni

walcowej 1°;

5 - uszczelnienie turbiny biegu

wstecz od strony wlotu

pary;

6 - uszczelnienie turbiny biegu

wstecz od strony wylotu

pary;

7 - uszczelnienie turbiny

niskiego ciśnienia;

8 - fundament podatny;

9 - skraplacz główny;

10 - pompa próżniowa;

11 - chłodnica oleju

chłodzona kondensatem;

12 - chłodnica oleju

chłodzona wodą morską;

13 - pompa skroplinowa;

14 - podatny fundament

skraplacza