nacięta spiralnym rowkiem w celu trwalszego połączenia stopu z panwiami: dolną i górną.

f-f

Rys. 8.53. Podatne łożysko nośne okrętowej turbiny parowej

l - panew dolna; 2 - panew górna; 3 - półtuleja; 4 - wkręty; 5 - poduszka nośna; 6 - kozioł łożyskowy;

7 - pokrywa łożyska; 8 - osłona przeciwolejowa; 9 - kanał dolotowy oleju; 10 - kanał odlotowy oleju;

11 - komora ściekowa oleju; 12 - kanał ściekowy oleju

8.8.2. Łożyska oporowe

Łożysko segmentowe składa się z kołnierza oporowego, wykonanego razem z wałem lub osadzonego na nim w sposób trwały. Boczne powierzchnie tego kołnierza stanowią powierzchnie robocze łożyska. Na nieruchomo zamocowanej obudowie osadzone są przechylnie segmenty wylane stopem łożyskowym. Przekrój takiego łożyska oporowego w perspektywie przedstawia rys. 8.54.

l/'

Rys. 8.54. Segmentowe łożysko oporowe; a) przekrój; b) wykres ciśnienia oleju w klinie smarowym

w czasie pracy

l - kołnierz oporowy; 2 - segment

oporowy; 3 - miejsce mocowania

segmentu; 4 - wal

W czasie pracy turbiny, gdy wał, a wraz z nim kołnierz oporowy l nabiera odpowiedniej prędkości obrotowej, między powierzchnią segmentu 2 a powierzchnią kołnierza oporowego powstanie klin olejowy.

Wypadkowa sił ciśnienia oleju smarowego Q wraz z siłą/? reakcji segmentu, przyłożoną w punkcie 3 jego wahliwego zaczepienia, utworzą parę sił, tak aby siła Q przesunęła się na linię działania siły R. Wzajemne położenie kołnierza oporowego i segmentu przy uruchamianiu turbiny i w trakcie ustalonej pracy przedstawiono na rys. 8.55.

Dolołoteju

\4 Odłoł oleju

⁰ / l/Wrfofcu ^b i

• —— u^. bZ

iMofćleju

Rys. 8.55. Wzajemne położenie kołnierza oporowego i segmentów w łożysku oporowym: a) w czasie uruchamiania turbiny; b) w czasie ustalonej pracy l - kołnierz oporowy; 2 - segment oporowy; 3 - miejsce zamocowania; 4 - wał

Segmenty wylane są stopem łożyskowym. Grubość wylania powinna być mniejsza niż najmniejszy dopuszczalny luz osiowy turbiny. Ma to na celu ochronę wirnika turbiny przed ewentualnym zniszczeniem w razie wytopienia stopu łożyskowego w łożysku oporowym. W takim wypadku kołnierz oporowy opiera się o segmenty wykonane z materiału o wiele bardziej wytrzymałego na wysoką temperaturę.

Liczba segmentów w łożysku oporowym wynosi od 8 do 16, w zależności od średnicy kołnierza oporowego i od wielkości przenoszonych sił.

W kadłubach turbin ze stopami biegu wstecz segmenty oporowe znajdują się po obu stronach kołnierza oporowego i wtedy przy biegu naprzód pracuje jeden wieniec segmentów, przy biegu wstecz natomiast - drugi.

Łożyska oporowe mogą być - podobnie jak nośne - zamocowane albo na sztywno, albo też podatnie.

Sztywne łożysko oporowe (rys. 8.56) ma osadzoną na wale tarczę oporową 1. W obudowie zamocowane są dwa pierścienie 4, w których wywiercono gniazda pod kołki 3, umożliwiające wahliwe wychylenia segmentów oporowych 2. Kołki 3 osadzone są w pierścieniach 4 na sztywno, segmenty natomiast nałożone są na kołki z luzem, Na zewnątrz tarczy oporowej umieszczona jest osłona 6 przeciwdziałająca mieszaniu oleju smarowego przez tarczę i tworzeniu się szkodliwej emulsji. Dławice 5 służą za ochronę przed odpływem oleju wzdłuż wału turbiny.

A-A

Rys. 8.56. Sztywne segmentowe łożysko oporowe l - tarcza oporowa; 2 - segment oporowy; 3 - kołki; 4 - pierścień osadczy; 5 - dławica; 6 - osłona; 7 - doprowadzenie oleju; 8, 10 - komora olejowa; 9 - kanały odprowadzające olej; 11 - podkładki regulacyjne;

12 - komora ściekowa; 13 - kanał odprowadzający olej

Ażeby polepszyć warunki pracy łożyska oporowego olej smarowy doprowadzany jest rurą 7 do komory 8, a następnie kanałami 9 wywierconymi w dolnych częściach pierścieni 4 do komór 10, skąd wchodzi pomiędzy powierzchnię segmentów a powierzchnię kołnierz oporowego, tworząc kliny olejowe. Za pomocą podkładek 11 można ustalić wielkość luzów między segmentami a tarczą oporową. Po przepracowaniu olej odpływa do komory 12, skąd ścieka w dół, na zewnątrz wału, do kanału odprowadzającego 13.

Ażeby polepszyć warunki pracy łożyska oporowego i bardziej je uelastycznić, stosuje się jego podatne zamocowanie. W rozwiązaniach sztywnych bowiem w wypadku ugięcia się wału turbiny, a więc również przechylenia się kołnierza oporowego, ciśnienie panujące w klinach olejowych staje się różne dla poszczególnych segmentów i może przekraczać w skrajnych wypadkach wartość dopuszczalną. W celu uniknięcia takiej ewentualności stosuje się zawieszenie pierścieni, w których osadzone są wahliwe segmenty. Jednakże w takich wypadkach w czasie postoju turbiny następuje niewielkie przemieszczanie się tych tarcz z segmentami w dół. Takie niewspółśrodkowe osadzenie współpracujących elementów wpływa ujemnie na pracę łożyska oporowego, szczególnie w okresie rozruchu.

\ Spust deju 2 fsżyskaprzy dłuższym postoju turbiny

Rys. 8.57. Łożysko oporowe z urządzeniem wyrównującym naciski na segmenty l - kołnierz oporowy; 2 - segment oporowy; 3,4- segmenty pośredniczące; 5 - nieruchomy pierścień; 6 - korpus; 7 - kozioł łożyskowy; 8 - pokrywa górna; 9 - pokrywa boczna; 10 - podkładka; 11 - wirnik;

12 - pierścień uszczelniający

Innym, szerzej obecnie stosowanym podatnym łożyskiem oporowym jest łożysko z urządzeniem wyrównującym naciski na poszczególne segmenty, przedstawione na rys. 8.57.

Ciśnienie wywierane na segmenty oporowe 2 przekazywane jest na nieruchomy pierścień 5 przez segmenty pośredniczące 3 i 4, połączone ze sobą jak na rysunku. Jeżeli z jakiegoś powodu (na przykład z powodu przechylenia się kołnierza oporowego 1) wzrośnie nacisk na któryś z segmentów, to przesunie się on w stronę nieruchomego pierścienia 5. Równocześnie przesunie się też w tym samym kierunku segment pośredniczący 3. Jego boczne krawędzie nacisną na stykające się z nim boczne krawędzie dwóch sąsiednich segmentów 4. Te ostatnie z kolei przechylą się w takim kierunku, że spowodują przesunięcie dwóch segmentów oporowych 2 (sąsiadujących po obu stronach z tym segmentem 2, na który został wywarty zwiększony nacisk) w kierunku kołnierza oporowego l.

W klinach olejowych obu tych segmentów zwiększą się naciski i zjawisko to spowoduje przemieszczanie dalszych segmentów, a równocześnie będzie działało na segment oporowy 2, od którego zaczął się cały opisywany proces na zasadzie sprzężenia zwrotnego. Wyrównywanie położeń poszczególnych segmentów wzdłuż całego obwodu będzie trwało tak długo, dopóki w klinach olejowych wszystkich segmentów nie zapanuje jednakowe ciśnienie.

Doprowadzenie oleju do łożyska następuje przez wnętrze wirnika 11 (jak pokazano strzałkami). Osobne kanały prowadzą do segmentów oporowych dla biegu wstecz, znajdujących się po jednej stronie kołnierza oporowego, a osobne dla biegu naprzód (po przeciwnej stronie kołnierza). Odprowadzenie oleju odbywa się również oddzielnymi kanałami u góry łożyska. Obie przestrzenie odlotowe oddzielone są od siebie pierścieniem uszczelniającym 12. Podkładki 10 służą do ustalania właściwego poosiowego położenia łożyska oporowego względem kołnierza l.

Najczęściej do wylania łożysk turbin okrętowych używa się stopów łożyskowych zwanych babbitami o osnowie cynowej. Skład chemiczny takiego typowego stopu używanego do wylewania dolnych panwi łożysk jest następujący: osnowa 81-=-84%, Sb 10-^12%, Cu 5,5-f6,5%, Pb 0,35% plus dopuszczalne zanieczyszczenia: Fe 0,1%, As 0,1%, Zn 0,03%, Bi 0,05% (razem maksimum 0,25%).

Twardość H_B takiego stopu wynosi około 30, współczynnik tarcia przy smarowaniu płynnym - 0,005.

Górne panwie wylewa się niekiedy innym rodzajem stopu łożyskowego, którego skład przedstawia się następująco: Sb 15-fl6,5%, Pb 15-=-16%, Cu 2,5-=-3%plus osnowa.

Przy wylewaniu półpanwi stopem łożyskowym stosuje się różne metody. Do najczęściej stosowanych należą: odlewanie w formach i odlewanie w urządzeniach odśrodkowych i ciśnieniowych.

J

W

M»*»»»»*l**»**»>?»

NMfcrf

mm

200

Rys. 8.58. Panwie łożysk nośnych: a) dawne rozwiązanie; b) cienkościenne

Grubość wylania łożyska stopem łożyskowym była w starszych rozwiązaniach dość znaczna. Na przykład dla średnicy czopa turbinowego wynoszącej 200 mm grubość wylania wynosiła od 3 do 9 mm (rys. 8.58a). Na powierzchni wewnętrznej panwi wytoczone są rowki w kształcie tzw. jaskółczych ogonów, które mają ułatwić przyczepność wylania do materiału panwi.

W nowych rozwiązaniach zamiast grubych i ciężkich panwi używa się cienkościennych rur (rys. 8.58b). Jest to rura stalowa o grubości ścian wynoszącej 5-rlO mm, na której wewnętrzną powierzchnię - po dokładnym oczyszczeniu i wyługowaniu - nałożono cienką (1,5 mm) warstwę miedzi, a następnie stopu łożyskowego również o grubości 1,5 mm. Warstwa miedzi służy w tym wypadku za ochronę czopa przed uszkodzeniem na wypadek wytopienia stopu łożyskowego.

Stosowanie cienkościennych łożysk daje dużo korzyści: zmniejsza ciężar panwi oraz zużycie drogiego stopu łożyskowego, jak również pracochłonność wykonania.

8.9. Przekładnie i sprzęgła

Stosowanie przekładni redukujących prędkość obrotową turbiny umożliwia dobór optymalnej prędkości obwodowej, a w konsekwencji zmniejszenie masy i wymiarów silnika głównego.

Rozróżnia się następujące rodzaje przekładni redukujących prędkość obrotową turbiny:

- mechaniczne, czyli złożone z kół zębatych,

- hydrauliczne (hydrokinetyczne i hydrostatyczne),

- elektryczne.

Najczęściej stosowane są przekładnie mechaniczne. Odznaczają się one najwyższą ze wszystkich typów przekładni sprawnością, wynoszącą przy przekładniach jednostopniowych 98^-99%, przy dwustopniowych natomiast 96-f97%.

Wartość przełożenia zależy od prędkości kątowej wału śrubowego (przy turbinach głównych) lub mechanizmu napędzanego turbiną (pompy, prądnice, wentylatory). Przy przełożeniu dochodzącym do l : 20, w odniesieniu do turbin pomocniczych można stosować przekładnie jednostopniowe. Współczesne okrętowe główne turbiny parowe maj ą przekładnie zębate o przełożeniu od l : 35 do l : 65, a nawet l : 80 i są wykonywane jako dwu- i trzystopniowe.

Zęby kół czynnych (napędzających) każdego stopnia przekładni mogą być nacięte bezpośrednio na segmentach wałów, zęby kół biernych (napędzanych), o znacznie większych średnicach, są zazwyczaj wykonywane jako składane, to znaczy osobno są wykonywane koła (najczęściej jako odlewy staliwne lub konstrukcje spawane z blach), a osobno pierścienie z wysokogatunkowej stali nasadzane na koła, na których nacinane są zęby. Zęby po wykonaniu podlegają częstokroć miejscowemu utwardzaniu przez azotowanie, a następnie poddawane są dodatkowo obróbce cieplnej.

W okrętowych przekładniach turbinowych stosuje się zęby skośne. Powstające przy tym naciski poosiowe są usuwane przez konstruowanie przekładni dwuwieńcowych, przy czym każdy z wieńców ma zęby nacięte pod tym samym kątem, ale w przeciwnym kierunku (rys. 8.59). Zaletami przekładni o zębach skośnych są głównie cichobieżność i większa wytrzymałość.

Rys. 8.59. Rozkład sil na dwuwieńcowym kole zębatym przekładni

Cennymi zaletami przekładni zębatych jest możliwość przekazywania momentu obrotowego od wielu silników (turbin) na jeden wał śrubowy, a także stosunkowo niski koszt i prostota obsługi, wadami zaś - duża liczba łożysk oraz konieczność zachowania równoległości kilku osi, co w dużym stopniu utrudnia montaż i eksploatację zespołu. Tę ostatnią wadę eliminuje częściowo stosowanie sprzęgieł podatnych (por. dalszą część tego rozdziału).

W siłowniach turbinowych przekładnie stanowią najkosztowniejszy element zespołu turbina-przekładnia-łożysko oporowe-skraplacz (około 45% kosztów). Jest ona zarazem elementem najcięższym (w przypadku przekładni zębatych ze

stopniami walcowymi masa przekładni wynosi ok. 55-f65% masy całego zespołu, dla przekładni z zastosowaniem stopni obiegowych - około 41-f 45%. Przekładnie zębate dzielą się na;

- przekładnie z nieruchomymi wałami,

- przekładnie z wirującymi wałami, tzw. planetarne. Z kolei w każdym z tych typów można wyróżnić przekładnie:

- jednostopniowe,

- wielostopniowe.

siłowniach układach

Przekładnie zębate z nieruchomymi wałami, stosowane w turbinowych, wykonywane są w trzech zasadniczych konstrukcyjnych:

- zwarte,

- rozdzielne,

- rozwidlone. Wszystkie te układy przedstawiono na rys. 8.60.

Rys. 8.60. Schematy rozwiązań dwustopniowych przekładni redukcyjnych:

a), b) typu zwartego; c) typu rozdzielnego; d) typu rozwidlonego

(z wewnętrznym rozdziałem mocy)

Przekładnie typu zwartego (rys. 8.60a, b) stosowane są w zasadzie w siłowniach, których moc nie przekracza 10 000 KM. Odznaczają się zwartą budową, wymagają mniejszej liczby łożysk i w stosunkowo nieznacznym stopniu narażone są na deformację. Wymagaj ą jednak dokładnej obróbki i koszt ich produkcji jest wysoki. W układzie zwartym rozróżnia się rozwiązanie, w

którym koła pierwszego stopnia rozdzielone są po obu stronach zwartego koła drugiego stopnia (rys. 8.60a) oraz rozwiązanie, w którym rozdzielone koła drugiego stopnia obejmują zwarte koła pierwszego stopnia (rys. 8.60b). W przekładniach typu rozdzielnego (rys. 8.60c) między pierwszy a drugim stopniem wbudowany jest elastyczny wał pośredni i podatne sprzęgło (najczęściej zębate), co w pewnym stopniu zmniejsza wymagania odnośnie do dokładności wykonania; przekładnie tego typu stosowane są w siłowniach dużej mocy.

Przekładnie typu rozwidlonego (rys. 8.60d), w których moment z koła atakującego przekazywany jest na dwa koła i wały pośredniczące, umożliwia przeniesienie największych momentów przy stosunkowo małych wymiarach kół zębatych ze względu na znaczne zmniejszenie obciążeń i odkształceń.

Przekładnie z wirującymi wałami, czyli tzw. przekładnie obiegowe, wykonywane są z kołami walcowymi lub kołami stożkowymi.

Przeznaczone do przenoszenia większych mocy układy obiegowe mają walcowe koła zębate natomiast przekładnie obiegowe z kołami stożkowymi, ze względu na występujące w nich znaczne siły poosiowe, stosowane są jedynie w siłowniach o małej mocy.

Zarówno w jednym, jak i w drugim typie przekładni obiegowych można wyróżnić:

- przekładnie nie zmieniające kierunku obrotów,

- przekładnie odwracające kierunek obrotów.

Rys. 8.61. Przekładnia obiegowa typu słonecznego (przekładnia planetarna)

l - wał silnika; 2 - koło centralne; 3 - satelity; 4 - koło wieńcowe zewnętrzne;

5 -jarzmo satelitów; 6 — wał śrubowy; l — śruba napędowa

W układach nie zmieniających kierunku obrotów śruby względem silnika napędowego (rys. 8.61) nieruchome jest koło wieńcowe 4. Układy te określa się jako przekładnie obiegowe typu słonecznego lub przekładnie planetarne.

Cechą charakterystyczną układu odwracającego kierunek obrotów śruby napędowej względem silnika (rys. 8.62) są osie satelitów 3 unieruchomione w zamocowanym w obudowie przekładni jarzmie 5. Układ taki nosi nazwę przekładni obiegowej typu gwiaździstego lub przekładni typu p seudoplanetarnego.

Producenci przekładni obiegowych wskazują na następujące korzyści ich stosowania:

większy współczynnik sprawności przekładni wynoszący dla przekładni

jednostopniowych 99%,

znaczne zmniejszenie wymiarów przekładni,

możliwość zwiększenia naprężeń w przekładniach ze względu na znacznie

mniejsze prędkości obwodowe wieńców zębatych,

zmniejszenie masy przekładni (dla przykładu masa jednostkowych

zwykłych przekładni zębatych wynosi 5,5-r6,2 kg/kW, a przekładni

obiegowej około 2,7 kg/kW,

mniejszy o 3-r5 dB szum w czasie pracy przekładni obiegowej,

mniejsze zużycie olejów smarowych, a tym samym możliwość stosowania

mniejszych pomp, chłodnic i innych mechanizmów oraz urządzeń

instalacji smarowej.

Rys. 8.62. Przekładnia obiegowa typu gwiaździstego (przekładnia pseudoplanetarna)

l - wał silnika; 2 - koło centralne; 3 - satelity; 4 - koło wieńcowe zewnętrzne; 5 -jarzmo satelitów;

6 - wał śrubowy; 7 - śruba napędowa

Typowy układ przekładni zębatej z zastosowaniem stopni obiegowych przedstawiono na rys. 8.63. Jest to przekładnia dwustopniowa. Po stronie turbiny WC pierwszym stopniem przełożenia jest stopień pseudoplanetarny 4.

Na wałku połączonym z kołem wieńcowym zewnętrznym (por. rys. 8.62 - póz. 4) osadzone są zębniki 5, które zazębiają się w dużym kołem zębatym stopnia walcowego 8.

3

Rys. 8.63. Dwustopniowa przekładnia zębata zespołu turbinowego

z zastosowaniem stopni obiegowych

l - turbina WC', 2 - turbina NC\ 3 — turbina biegu wstecz; 4 - stopień pseudoplanetarny; 5 - zębnik stopnia walcowego przekładni turbiny WC; 6 - stopień planetarny; 7 - zębnik stopnia walcowego przekładni turbiny NC; 8 - duże koło zębate stopnia walcowego

Od strony turbiny NC (oraz turbiny biegu wstecz podczas pracy wstecz układu turbinowego) pierwszy stopień przełożenia tworzy przekładnia planetarna 6. Z jarzmem satelitów tego stopnia (por. rys. 8.61 - póz. 5) połączony jest wałek, na którym osadzono zębnik 7. Zębniki 7 zazębiają się z tym samym dużym kołem zębatym stopnia walcowego 8.

Jeśli turbina WC ma znacznie większą prędkość kątową niż turbina NC, stosuje się przekładnię kombinowaną. Na rys. 8.64 przedstawiona jest przekładnia tego typu dostosowana do turbiny Stal-Laval AP 32/4140 o mocy 23 530 kW (32 000 KM). Prędkość obrotowa turbiny WC wynosi 8000 min¹, a turbiny NC - 3600 min'.

31

rm

8000 min'¹

Rys. 8.64. Trójstopniowa przekładnia zębata zespołu turbinowego z zastosowaniem

stopni obiegowych

l - wał turbiny WC; 2 - wał turbiny NC; 3 - koło centralne stopnia pseudoplanetarnego; 4 - nieruchome jarzmo, 5 - satelity stopnia pseudoplanetarnego; 6 - koło wieńcowe stopnia pseudoplanetarnego; 7 - wał; 8 - koło centralne stopnia pseudoplanetarnego; 9 — satelity stopnia pseudoplanetarnego; 10 - koło wieńcowe stopnia planetarnego; 11 - jarzmo stopnia planetarnego; 12 - wał zewnętrzny stopnia planetarnego;

13 - zębnik stopnia walcowego; 14 - duże koło zębate stopnia walcowego; 15 — wał śrubowy

Wał l turbiny WC sprzęgnięty jest na stałe z wałem, na którym osadzone są podwójne koła centralne 3 z zębami daszkowymi. Zazębiają się one z trzema parami kół zębatych 5, tzw. satelitów, których osie osadzone są w unieruchomionym jarzmie 4. Z drugiej strony satelity zazębiają się z kołem wieńcowym 6, połączonym z wałem 7, na którym osadzone są koła centralne stopnia planetarnego 8. Satelity 9 współpracują z unieruchomionym kołem wieńcowym 10 i napędzają jarzmo 11, które z kolei połączone jest na stałe z drążonym wałem 12, na którym zamocowane są zębniki 13 trzeciego stopnia przełożenia, współpracujące z dużym kołem zębatym 14 napędzającym wał śrubowy 15. Prędkość obrotowa wału śrubowego wynosi 140 min¹.

Wał turbiny 2 niskiego ciśnienia przekazuje swoje obroty przekładni obiegowej, identycznej w działaniu z drugim stopniem przełożenia turbiny WC.

Przepisy instytucji klasyfikacyjnych zezwalają na przenoszenie przez zębnik i duże koło stopnia walcowego o średnicy nie przekraczającej 5,2 m mocy rzędu

33000-^36760 kW (45000-rSOOOO KM), pod warunkiem stosowania odpowiednich materiałów do ich wykonania. Przy statkach o znacznej nośności i bardzo dużych prędkościach (np. ekspresowe kontenerowce) moc głównej turbiny napędowej przekracza powyższe dopuszczalne wartości. Dla tych mocy stosuje się w przekładniach zębatych wewnętrzny rozdział obciążenia na dwa zębniki po stronie każdej turbiny.

Schemat takiego rozwiązania przekładni przedstawiono na rys. 8.65. Po stronie turbiny WC pierwszym stopniem przełożenia jest stopień pseudoplanetarny 4. Drugi stopień przełożenia znajduje się po stronie rufowej, co umożliwia pewne zmniejszenie długości przekładni przez wykorzystanie miejsca ponad łożyskiem oporowym (por. rys. 8.70). Dzięki długim, kilkumetrowym wałkom skrętnym, na których osadzone są zębniki 5 i 8 można łatwo zniwelować nawet paromilimetrowe niewspółosiowości między odpowiednimi stopniami przekładni.

Rys. 8.65. Przekładnia trójstopniowa z wewnętrznym rozdziałem obciążenia l - turbina WC; 2 - turbina NC; 3 - turbina biegu wstecz; 4 - stopień pseudoplanetarny; 5 - zębnik pierwszego stopnia walcowego strony wysokociśnieniowej; 6 - d uże koła pierwszego stopnia walcowego strony wysokociśnieniowej; 7-zębniki drugiego stopnia walcowego strony wysokociśnieniowej; 8 -zębnik pierwszego stopnia walcowego strony niskociśnieniowej; 9 - duże koła pierwszego stopnia walcowego strony mskociśniemowej; 10-zębniki drugiego stopnia walcowego strony niskociśnieniowej; 11 - duże koło drugiego stopnia walcowego; 12 - łożysko oporowe

Drugi stopień przełożenia po stronie wysokociśnieniowej składa się z jednego zębnika 5 i dwóch kół 6, na które wewnętrznie dzieli się obciążenie. Podobnie po stronie niskociśnieniowej podział taki zachodzi między zębnikiem 8 i dwoma kołami 9.

Dwa zębniki 7 części wysokociśnieniowej i dwa 10 części niskociśnieniowej współpracuj ą z dużym kołem 11 drugiego stopnia walcowego.

Wprowadzenie coraz większych mocy do napędu statków handlowych powoduje powstawanie nowych problemów technicznych. Dla konwencjonalnej napędowej śruby pojedynczej o stałym skoku górnym pułapem instalowanej mocy jest granica 44100^-51470 kW (60 OOOn-70 000 KM). Do większych mocy stosuje się najczęściej układy dwuśrubowe z dwoma układami turbinowymi. Innym sposobem napędu statku zespołem turbinowym o mocy wyższej jest stosowanie śrub przeciwbieżnych oraz nakrywających się.

Śruby przeciwbieżne maj ą następujące zalety:

- ze względu na zmniejszenie strat w strumieniu nadążającym ogólna sprawność napędowa jest wyższa o około 4-f8% w porównaniu z konwencjonalną śrubą napędową o tej samej prędkości kątowej,

- optymalna średnica jest mniejsza niż dla śruby pojedynczej o tej samej prędkości kątowej.

W wyniku tych zalet śruby przeciwbieżne mogą być konstruowane na mniejsze prędkości kątowe bez obawy przekroczenia ograniczonej np. zarysem rufy statku średnicy śruby. Dodatkowo, w wyniku możliwości zmniejszenia prędkości kątowej śruby, całkowita poprawa sprawności napędowej osiąga 8-rl5% w porównaniu z konwencjonalna śrubą pojedynczą.

Dla takiego rodzaju napędu trzeba było skonstruować specjalne przekładnie, odpowiadające - między innymi - następującym warunkom:

- kierunek obrotów wału zewnętrznego, napędzającego śrubę przednią musi być odwrotny do kierunku obrotów wału wewnętrznego napędzającego śrubę tylną,

- przełożenie musi być znaczne ze względu na niewielką prędkość kątową śrub przeciwbieżnych.

Przekładnie zębate przystosowane do napędu śrub przeciwbieżnych przedstawiono na rys. 8.66 i 8.67.222

Obie są przekładniami dwustopniowymi. Tak mała liczba stopni przy dużym przełożeniu stała się możliwa dzięki zastosowaniu przekładni obiegowej specjalnego typu, w której obraca się zarówno jarzmo (rys. 8.66 - póz. 10), jak i koło wieńcowe zewnętrzne (rys. 8.66 - póz. 11). Dzięki temu uzyskano na tym stopniu podwójne przełożenie w stosunku do przekładni planetarnej lub pseudoplanetarnej.

Przekładnia obiegowa omawianego typu umożliwia również jednoczesne uzyskanie przeciwnych obrotów, jarzmo bowiem obraca się w jednym kierunku, podczas gdy koło wieńcowe zewnętrzne - w drugim.

Rys. 8.66. Przekładnia dwustopniowa dla napędu śrub przeciwbieżnych z pierwszym stopniem walcowym

I - turbina WC; 2 - turbina NC; 3 - turbina biegu wstecz; 4 - zębnik strony wysokociśnieniowej;

5 - duże koło stopnia walcowego; 6 - zębnik strony niskociśnieniowej; 7 - wal pośredni; 8 - koło centralne;

9 - satelity; 10 -jarzmo; 11 - koło wieńcowe; 12 - wał śruby tylnej; 13 - wał śruby przedniej

Pierwszy stopień przekładni dla śrub przeciwbieżnych przedstawionej na rys. 8.66 jest typu walcowego, z zębnikami 4 dla strony wysokociśnieniowej. Duże koło dla stopnia walcowego 5 osadzone jest na wspólnym wale z kołem centralnym 8 drugiego stopnia (obiegowego) przekładni. Jarzmo 10 połączone jest wałem wewnętrznym 12 napędu śruby tylnej, koło wieńcowe zewnętrzne

II zaś z wałem zewnętrznym 13 napędu śruby przedniej.

W rozwiązaniu przedstawionym na rys. 8.67 pierwszy stopień przełożenia dla turbin WC i NC stanowią przekładnie obiegowe 3 z obracającymi się w przeciwnych kierunkach jarzmem i kołem wieńcowym zewnętrznym. Drugi stopień tworzą dwie przekładnie walcowe, po jednej z każdej z dwóch śrub.

Zastosowane w tym rozwiązaniu łożysko oporowe 7 jest typu podwójnego i służy do przenoszenia sił poosiowych od jednej i od drugiej śruby.

Rys. 8.67. Przekładnia dwustopniowa dla napędu śrub przeciwbieżnych

z pierwszym stopniem obiegowym

l - turbina WC; 2 - turbina NC; 3 - stopień obiegowy; 4 - stopnie walcowe; 5 - wai śruby przedniej; 6 - wał śruby tylnej; 7 - łożysko oporowe

Innym rozwiązaniem napędu statku o bardzo dużych mocach jest układ śrub nakrywających się. Szkic takiego układu przedstawiony jest schematycznie na rys. 8.68.

Układ ten polega na takim zmniejszeniu odległości między wałami obu śrub: tylnej 7 i przedniej 8, że zachodzą one na siebie skrzydłami, przy czym obie śruby są względem siebie przesunięte osiowo.

Przez zbliżenie obu śrub do siebie zmniejsza się obszar znacznych zawirowań, dzięki czemu poprawia sprawność napędową w stosunku do napędu dwuśrubowego w konwencjonalnym rozwiązaniu stosowanym przy tego rodzaju dużych mocach. Obie śruby muszą być zsynchronizowane, aby zapewnić śrubie tylnej pracę w obszarze wodnym nie zakłóconym zawirowaniami. Ma to na celu ochronę śruby tylnej przed nadmierną kawitacją.

Dla zapewnienia odpowiedniej synchronizacji śruby nie mogą obracać się niezależnie jedna od drugiej, co z kolei rzutuje na wymagania stawiane przekładni, bowiem musi ona być tak rozwiązana, aby oddawać jednakową moc na obie śruby przy ich jednakowych prędkościach kątowych.

Rys. 8.68. Schemat turbinowego układu napędowego ze śrubami nakrywającymi się

l - turbina WC; 2 - turbina NC prawej burty; 3 - turbina biegu wstecz prawej burty; 4 - turbina

NC lewej burty; 5 - turbina biegu wstecz lewej burty; 6 - przekładnia; 7 - tylna śruba

prawoburtowa; 8 - przednia śruba lewoburtowa

Przy mocach zespołu turbinowego rzędu 51 470 -r 73 530 kW (70 OOO-f-100 000 KM) stosuje się najczęściej układ trójkadłubowy złożony z jednego kadłuba turbiny WC i dwóch kadłubów turbin NC.

Taki układ pokazano na rys. 8.69. Przekładnia turbiny WC jest przekładnią trójstopniową. Pierwszym stopniem jest stopień pseudoplanetarny 6, drugim -stopień walcowy. Na drugim stopniu (zębnik 7 i koła 8 oraz 9) moc turbiny WC rozdzielona jest na dwie śruby przez koła 8 i 9. Koło zębate 10 wstawione między zębnik 7, a koło 9 ma za zadanie odwrócenie prędkości obrotowej dla napędu śruby lewoburtowej. Prędkości obrotowe obu turbin NC redukowane są dwustopniowo. Pierwszy stopień stanowią stopnie planetarne 15, drugi stopnie walcowe (zębniki 16 i duże koła 13 oraz 14). Jak widać na szkicu, śruby napędowe obracają się w przeciwnych kierunkach.

W przedstawionych na rys. 8.68 i 8.69 rozwiązaniach możliwa jest - w przypadku awarii - praca siłowni tylko z jedną śrubą, co nie jest możliwe w siłowniach ze śrubami przeciwbieżnymi, które jednakże mają nieco większą sprawność.

Rys. 8.69. Schemat przekładni redukcyjnej dla śrub nakrywających się

l - turbina WC; 2 - turbina NC prawej burty; 3 - turbina biegu wstecz prawej burty; 4 - turbina NC lewej burty; 5 - turbina biegu wstecz lewej burty; 6 - stopień pseodoplanetarny; 7 - zębnik pierwszego stopnia walcowego; 8, 9 - duże koia zębate pierwszego stopnia walcowego; 10 - koło odwracające kierunek obrotów; 11, 12 - zębniki drugiego stopnia walcowego części wysokociśnieniowej; 13 — duże koło zębate prawej burty; 14 - duże koło zębate lewej burty, 15 - stopień planetarny niskiego ciśnienia; 16 - zębnik stopnia walcowego części niskociśnieniowej; 17, 18 - łożyska oporowe

Przekładnie siłowni turbinowych umieszczone są w korpusach wykonanych najczęściej jako konstrukcje spawane z blach stalowych. W korpusie osadzone są gniazda łożysk oraz doprowadzone rurociągi instalacji smarowej. W korpus przekładni wbudowane są również bardzo często łożyska oporowe śruby.

Rozmieszczenie wałów przekładni uzależnione jest z jednej strony od jej typu, z drugiej zaś podyktowane jest ogólnym rozplanowaniem siłowni okrętowej. Na przykład przekładnie dwustopniowe typu walcowego najczęściej są wysokie, jak przedstawiono na rys. 8. 70a. W tym rozwiązaniu skraplacz 3 umieszczony jest pod turbiną, a cały zespół napędowy jest wysoki choć jednocześnie dosyć zwarty.

Rys. 8.70. Szkic okrętowego zespołu turbinowego: a) z podwieszonym skraplaczem;

b) ze skraplaczem o przepływie osiowym

l - turbina WC, 2 - turbina NC i biegu wstecz; 3 - skraplacz; 4 - przekładnia redukcyjna;

5 - łożysko oporowe

Zastosowanie stopni obiegowych w przekładniach turbinowych zmieniło kształt i wymiary przekładni. Wszystkie wały umieszczone są w jednej płaszczyźnie (rys. 8.70b - por. też rys. 8.63 i 8.64), co zmniejszyło wymiary całego zespołu. Jednocześnie zastosowano osiowe mocowanie skraplacza do

turbiny niskociśnieniowej. Zespół napędowy obniżył się tym samym znacznie, choć jednocześnie nieco wydłużył.

Takie rozwiązanie umożliwiło umieszczenie w parowej siłowni turbinowej kotłów głównych nad turbiną, a tym samym znaczne skrócenie długości siłowni.

W niektórych rozwiązaniach w górnej części przekładni wbudowano zbiorniki grawitacyjne oleju smarowego.

Zarówno ze względu na zmniejszenie współczynnika tarcia jak i odprowadzenie ciepła oraz dla uzyskania maksymalnej cichobieżności, przekładnia powinna być odpowiednio smarowana. Koła i wały powinny być dynamicznie wyważone, zęby przekładni powinny mieć moduł i duży kąt pochylenia linii zęba, korpus przekładni powinien być -jeżeli to jest możliwe -izolowany od fundamentu przekładkami izolującymi akustycznie. Istotny wpływ na hałaśliwość ma także odpowiednie ukształtowanie kadłuba przekładni. Niekiedy celowe jest osłonięcie przekładni izolującą osłoną akustyczną.

W czasie pracy koła przekładni obracając się działają jak wentylatory, powodując ruch powietrza w przekładni. Dodatkowo wzrost temperatury wynikający na skutek pracy tarcia pociąga za sobą wzrost ciśnienia powietrza zawartego w przekładni i w przypadku nieodpowietrzonego kadłuba przekładni może to spowodować wysoce niepożądane i szkodliwe zjawisko wydmuchiwania oleju z łożysk przez uszczelnienia na zewnątrz przekładni. Aby tego uniknąć, wnętrze kadłuba przekładni zębatej musi być dobrze odpowietrzone. Króćce odpowietrzające umieszczane są w najwyższych miejscach obudowy np. komór sprzęgieł, pierwszych stopni przekładni części wysokociśnieniowej i niskociśnieniowej oraz drugiego stopnia przekładni (por. rys. 8.72).

Zespół napędowy z przekładnią, podobnie do innych układów napędowych śrub, tworzy układ sprężysty o określonej częstotliwości drgań własnych. Masy głównego silnika napędowego - w tym przypadku turbin, przekładni, wałów i śruby (czy śrub w układach wielośrubowych) muszą być dobrane w ten sposób, ażeby częstotliwości krytyczne drgań własnych układu nie leżały w zakresie częstotliwości wzbudzenia. Korzystne dla układu napędowego jest wprowadzenie elementów tłumiących, sprzęgieł oraz wałków elastycznych. Niekiedy stosowane są również specjalne tłumiki drgań.

Elastyczne sprzęgła podatne umieszcza się najczęściej tak, aby dzieliły zespół napędowy statku na niezależne od siebie układy drgające. Poza tym sprzęgło podatne powinno dzielić układ drgający na układy, których częstotliwości drgań różnią się jak najbardziej od częstotliwości drgań układu połączonego sprzęgłem sztywnym.

Rozmieszczenie sprzęgieł podatnych w typowej dwustopniowej przekładni zębatej typu walcowego przedstawiono na rys. 8.71. Cztery sprzęgła z których jedno jest podwójne między turbiną WC i pierwszym stopniem przekładni,

dzielą układ napędowy na cztery niezależne od siebie układy drgające: turbina WC, turbina NC, pierwszy stopień przekładni i drugi stopień przekładni.

i

o

-C

Rys. 8.71. Rozmieszczenie sprzęgieł w turbinowym zespole napędowym l - turbina WC', 2 - turbina NC', 3 - turbina biegu wstecz; 4 - podwójne sprzęgło pierwszego stopnia przełożenia od strony turbiny WC; 5 - sprzęgło drugiego stopnia przełożenia strony wysokociśnieniowej; 6 - sprzęgło pierwszego stopnia przełożenia strony niskociśnieniowej; 7-sprzęgło drugiego stopnia

przełożenia strony niskociśnieniowej

Wszystkie przedstawione wyżej środki, takie jak sprzęgła podatne, wałek skrętny i niekiedy podatność mocowania dolnej połowy skrzyni przekładniowej (szczególnie w ostatnim stopniu przełożenia) zapewniaj ą prawidłową pracę kół zębatych w przekładniach okrętowych. W warunkach pracy statku pod wpływem jego pracy na fali, zmiany zanurzenia, przenoszenia sił naporu od śruby, zmian temperatury wody morskiej itp. następują bowiem odkształcenia stosunkowo mało sztywnych fundamentów elementów siłowni w tym również przekładni i turbin.

Sprzęgła podatne umożliwiają zatem współpracę wałów przy niewielkim braku współosiowości, łagodzą nierównomierności przenoszonego momentu obrotowego, tłumią drgania skrętne oraz zmieniaj ą częstość tych drgań w całym układzie.

W przekładniach turbinowych stosowane są najczęściej sprzęgła zębate. Składają się one z tulei z naciętym wewnętrznym wieńcem zębatym o prostym

profilu zębów oraz z piasty z naciętymi wieńcami o zębach łukowych. Środek łuku zęba wypada w osi wału. Dzięki łukowemu kształtowi zębów sprzęgła te zezwalają na niewielkie niewspółosiowości współpracujących ze sobą wałów.

Na rys. 8.72 przedstawiono podwójne sprzęgło zębate między turbiną WC i pierwszy stopniem przekładni. Turbina rozwija moc 23 530 kW (32 000 KM), prędkość obrotowa turbiny WC wynosi 5500 min¹, turbiny NC - 4500 min¹, prędkość obrotowa śruby napędowej natomiast - 90 min¹. Średnica wału l wirnika turbiny WC wynosi 180 mm, średnica zazębienia między tuleją 2 i piastą 3 - 350 mm.

i\ Powietrze

3 i

Rys. 8.72. Podwójne sprzęgło zębate między turbiną wysokiego ciśnienia i pierwszym stopniem

przekładni (turbina firmy AEG - RFN, przekładnia firmy de Schelde - Holandia)

l - wał turbiny WC; 1 - tarcza z tuleją o zazębieniu wewnętrznym; 3 - piasta z zazębieniem zewnętrznym;

4 - wal zębnika pierwszego stopnia przełożenia; 5 - uszczelnienie przeciwolejowe; 6 - tarcza ochronna;

7 - dysze olejowe; 8 — króciec odpowietrzenia; 9 — króciec spustowy oleju

Tuleje 2 z wewnętrznymi wieńcami zębów połączone są pasowanymi śrubami z jednej strony z kołnierzem wału l turbiny WC, a z drugiej z kołnierzem wału 4 zębnika pierwszego stopnia przełożenia. Zazębiają się one z piastą 3 wykonaną w kształcie grubościennej rury (<P zewnętrzne - 260 mm, 3> wewnętrzne - 220 mm) z dwoma wieńcami łukowych kół zębatych na obu końcach.

W czasie pracy współpracujące zęby obu części sprzęgła są smarowane olejem, podawanym pod ciśnieniem do dysz 7. Olej odprowadzany jest między zęby kanałami widocznymi na rysunku, a następnie spływa po obu stronach zazębienia i odprowadzany jest na zewnątrz kadłuba sprzęgła.

Na rys. 8.73 przedstawiono sprzęgło zamocowane w omawianym układzie turbinowym między pierwszym i drugim stopniem przełożenia przekładni. Moment obrotowy przenoszony jest tu z wału l przez wprasowaną i zabezpieczoną dodatkowo wkrętami piastę 3 z wieńcem zębów łukowych na tuleję z wewnętrznym wieńcem zębatym 4 zamocowaną z kołnierzem drążonego wału 2 zębnika drugiego stopnia przełożenia. I tu - podobnie jak w rozwiązaniu przedstawionym na rys. 8.72 - zęby sprzęgła smarowane są olejem podawanym pod ciśnieniem dyszą 5.

Rys.8.73. Sprzęgło zębate zamocowane między pierwszy i drugim stopniem przełożenia

przekładni (turbina firmy AEG - RFN, przekładnia firmy De Schelde - Holandia)

l - wał kok dużego stopnia pierwszego przekładni; 2 - wał zębnika stopnia drugiego przekładni;

3 - piasta (tarcza) z zazębieniem zewnętrznym; 4 - tuleja z zazębieniem wewnętrznym;

5 - dysza oleju smarowego; 6 - łożysko nośne

W przekładniach głównych turbin okrętowych - w zależności od ich rodzaju i wykonawcy - stosowane są również inne rodzaje sprzęgieł podatnych.

Przekładnie hydrauliczne nie są prawie stosowane w okrętowych siłowniach turbinowych, a przekładnie elektryczne jedynie w nielicznych obecnie siłowniach turbo-elektrycznych.

8.10. Fundamenty turbin i przekładni

Fundamenty turbin i ich przekładni mają za zadanie przejęcie naprężeń wywołanych:

- ciężarem zespołu turbinowego i przekładni,

- naporem śruby okrętowej,

- siłami bezwładności będącymi wynikiem przechyłów statku zarówno poprzecznych, jak i wzdłużnych,

- siłami pochodzącymi od wszelkiego rodzaju urządzeń i wstrząsów (np. od

dynamicznego działania fali i wiatru na statek, wynurzanie śruby okrętowej

z wody itp.).

Fundamenty turbin i przekładni wykonywane są z blach i kształtowników stalowych jako konstrukcja spawana i połączona z konstrukcją nośną kadłuba statku. Górna powierzchnia fundamentu musi być dokładnie obrobiona i dopasowana do łap mocujących turbiny i kołnierzy skrzyni przekładniowej.

Jeżeli wał śrubowy nachylony jest pod pewnym katem do linii stępki (co zachodzi niekiedy na okrętach wojennych), to wszystkie płaszczyzny fundamentów pod turbinę i przekładnię muszą być również nachylone pod tym samym kątem. Na statkach handlowych jednakże wał śrubowy jest ustawiony najczęściej równolegle do linii stępki.

Rys.8.74. Schemat fundamentu głównej turbiny okrętowej

l - wiązania wzdłużne; 2 - wiązania poprzeczne; 3 - płyty fundamentowe obrabiane;

4 - wsporniki poprzeczne

Schemat przekroju poprzecznego fundamentu turbiny okrętowej przedstawiony jest na rys. 8.74. Ze względu na to, że kadłub turbiny ma nieraz dość skomplikowany kształt, przy czym konstrukcja nośna musi być dopasowana do kadłuba, fundament tworzy złożoną konstrukcję. Z rysunku

okrętowych turbin parowych

wynika, że jego wiązania wzdłużne l muszą być skojarzone ze wzdłużnikami dennymi statku, zaś wiązania poprzeczne 2 i 4 z dennikami lub innymi elementami konstrukcyjnymi kadłuba (połączenia te nie są pokazane w przekroju poprzecznym).

Łapy kadłubów turbin (lub łapy kozłów łożyskowych) mocuje się do specjalnie obrobionych płyt 3. Są one zazwyczaj dość znacznej grubości, ażeby można było - drogą ich obróbki - ustalić dokładne wymiary fundamentu i wyrównać wszelkie odchyłki, jakie mogą wyniknąć z faktu, iż dokładność obróbki i montażu kadłuba statku i konstrukcji nośnej fundamentu jest znacznie mniejsza niż dokładność, jaka jest konieczna przy montażu turbiny i przekładni na fundamencie.

Oś mig ₌—

Rys. 8.75. Fundament głównej turbiny okrętowej

l - wspornik; 2 - fundament pod belką nośną turbiny NC; 3 - fundament przekładni; 4 - dno zewnętrzne; 5 - dno podwójne

Na rys. 8.75 przedstawiony jest fundament dwukadłubowej turbiny parowej z przekładnią mechaniczną. Jak wynika z rozmieszczenia osi wału w stosunku do osi symetrii statku, jest to przykład fundamentu turbiny na statku mającym co najmniej dwie śruby, a zatem i dwa zespoły turbinowe. Oś wału śrubowego nachylona jest do linii stępki pod kątem 5°.

Turbina wysokiego ciśnienia zamocowana jest w tym rozwiązaniu na wsporniku l swoją częścią dziobową, natomiast rufa związana jest z konstrukcją kadłuba przekładni i dopiero wspólnie z nią osadzona na fundamencie przekładni 3.

Turbina niskiego ciśnienia ma część dziobową zamocowaną na belce fundamentowej, natomiast część rufowa jest - podobnie jak kadłub niskiego ciśnienia - zamocowana z kadłubem przekładni i dopiero pośrednio z fundamentem 3.

Z tych względów fundament 3 stanowi najbardziej odpowiedzialną część zamocowania zespołu turbina-przekładnia i dlatego wykonany jest jako bardzo mocna i zwarta konstrukcja.

Poszczególne elementy zespołu turbinowego mocowane są do fundamentów bądź na sztywno za pomocą śrub, bądź też podatnie za pomocą amortyzatorów (gumowych, sprężynowych, hydraulicznych). Część śrub fundamentowych jest pasowana. Służy ona do ustalenia wzajemnego położenia łączonych elementów.

Przy projektowaniu fundamentowania kadłuba turbiny jedną z części mocuje się na sztywno, drugą zaś na specjalnych elastycznych podporach umożliwiających swobodne odkształcenia cieplne kadłuba turbiny. Konstrukcja elastycznej podpory dla zawieszenia turbiny pokazana jest na rys. 9.13. - póz. l i 9.14 - póz. l oraz rys. 9.28 - póz. 6 i 9.29 - póz. 8.

41

---