Архитектура Аудит Военная наука Иностранные языки Медицина Металлургия Метрология
Образование Политология Производство Психология Стандартизация Технологии


НАГНЕТАТЕЛИ И ТЕПЛОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ



НАГНЕТАТЕЛИ И ТЕПЛОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ

КУРС ЛЕКЦИЙ ПО ДИСЦИПЛИНЕ «ТЕПЛОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ И НАГНЕТАТЕЛИ», ДЛЯ СТУДЕНТОВ ВСЕХ ФОРМ ОБУЧЕНИЯ СПЕЦИАЛЬНОСТИ 140104.65 – ПРОМЫШЛЕННАЯ ТЕПЛОЭНЕРГЕТИКА

 

 

Нижний Тагил

2006

 

УДК

 

 

Составители: В.К.Кривошеенко, А.В.Финк

Научный редактор: доц., канд. техн. наук Ю.И.Алексеев

 

    Нагнетатели и тепловые двигатели [Текст]: курс лекций по дисциплине «Нагнетатели и тепловые двигатели» / сост. В.К.Кривошеенко, А.В.Финк. – Нижний Тагил: НТИ(ф) УГТУ-УПИ, 2006. – 65 с.

 

 

    Курс лекций содержит теоретические основы изучения нагнетателей и тепловых двигателей, законы и формулы определяющие основные размеры при их конструкторских и проверочных расчетах, а также область применения установок в промышленности, сравнительная эффективность работы разного рода нагнетателей в тех или иных областях производства.

   Предназначены для использования преподавателями и студентами всех форм обучения дисциплины «Нагнетатели и тепловые двигатели» специальности 140104.65 – Промышленная теплоэнергетика.

 

 

Библиогр.: 4 назв. Табл. 1 Рис.49  

 

 

Подготовлено кафедрой «Промышленная энергетика и энергосбережения»

 

                           @ ГОУ ВПО «Уральский государственный

                               технический университет – УПИ»

                               Нижнетагильский технологический институт (филиал), 2006

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

  При подготовке инженеров по специальности «Промышленная теплоэнергетика» имеет большое значение изучение нагнетателей и тепловых двигателей. Нагнетателям относятся: вентиляторы, компрессоры, тягодутьевые установки различных модификаций и назначения, гидравлические насосы для перекачки любых сред и при различных параметрах. К компрессорам – центробежные, поршневые и осевые машины работающие в разных отраслях промышленности и разного назначения. К тепловым двигателям можно отнести установки (машины) использующие тепловую и кинетическую энергию рабочего тела, к ним относятся: двигатели внутреннего сгорания (карбюраторные, дизельные) и с внешней камерой сгорания; паровые и газовые турбины (для которых рабочее тело подается по трубопроводам от источника теплоты имеющее запас внутренней энергии в виде избыточного давления и температуры). В любых отраслях промышленности используются вышеназванные машины, в том числе и в энергетике.

  Все тепловые электростанции (ТЭЦ) и конденсационные станции (КЭС) при выработке электроэнергии используют паровые турбины с электрогенераторами (турбогенераторы), в промышленности, где в процессе производства получается побочный газ с избыточным давлением, используются газовые турбинные утилизационные установки (ГТУ, ГУБТ) для выработки собственной электроэнергии, порою ограничивающие потребление внешней электрической энергии.   

  В практической деятельности находит применение термин «компрессорная машина», который в известной степени является собирательным. Обычно этот термин используют, имея ввиду, что все компрессорные машины делятся на собственно компрессоры, повышающие давление газа до 0, 3 МПа и выше и нагнетатели, повышающие давление газа менее чем до 0, 3 МПа и вакуум-компрессоры или вакуум-насосы, предназначенные для повышения давления газа, начиная со значения давления менее атмосферного.

  Отечественное компрессоростроение выпускает свыше 500 типоразмеров практически всех основных типов компрессоров производительностью от 0, 02 до 27 тыс. м3/мин, давлением нагнетания до 250 МПа и мощностью от 0, 1 до 40 тыс, кВт.

  Все компрессоры могут быть разделены на три группы по способу их действия, т.е. по тому, каким образом энергия передается газу, и потому, какие физические явления используются для повышения давления газа:

- объемные компрессоры;

- динамические компрессоры;

- тепловые компрессоры.

  Вентиляторные установки нашли свое применение не только в промышленности (объемная вентиляция производственных помещений, душирование рабочих мест, подача воздуха для горения топлива и т.д.), но и в системах кондиционирования помещений объектов социального и бытового назначения. К вентиляторам общего назначения относятся тягодутьвые установки станционной теплоэнергетики (вентиляторы дутьевые ВД, дымососы Д, вентиляторы горячего дутья ВГД и мельничные вентиляторы) и вентиляторы специальные (шахтные ВШ, пневмотранспорта и др.)

 

ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

 

  Компрессорами называются машины, предназначенные для сжатия и перемещения газов.

  По назначению компрессоры подразделяют на воздушные и газовые (кислородные) машины. Наибольшее распространение получили воздушные компрессоры, или компрессоры общего назначения. Эти машины вырабатывают сжатый воздух давлением до 5, 0 МПа, который широко применяется в промышленности Например, в металлургии сжатый воздух используется в качестве дутья для доменных и мартеновских печей, вагранок, нагревательных и термических печей, в энергетике – для нагнетания в топки котлов и камеры сгорания ГТУ и ДВС.

  Сжатый воздух как энергоноситель используется для привода различных пневмомеханизмов, молотов, трамбовок, вибраторов, обрубных молотков, патронов для зажима деталей в станках, пневмоподъемников и т. д.

  Воздух широко используется для транспортировки сыпучих сред, для перемешивания материалов, для сепарации пыли и для многих других прцессов.

  Развитие сети газопроводов природного газа и увеличение их протяженности способствовали развитию газовых компрессоров на высокие давления – до 40 МПа и выше. Для доставки природного газа в пункт потребления через каждые 100 – 150 км газопроводов необходимо устанавливать компрессорные станции, перекачивающие до нескольких миллионов кубометров газа в сутки.

 

Рис.1.Типы поршневых компрессоров:

а) – крейцкопфный; б) – бескрейцкопфный; 1, 2 – всасывающий и нагнетательный клапаны; 3 – рабочие полости цилиндра; 4 – уплотнение штока; 5 – направляющая крейцкопфа; 6 – шатун; 7 – кривошип (коленчатый вал); 8 – крейцкопф; 9 – шток; 10 - поршень

  По принципу действия различают поршневые (объемные) компрессоры и турбокомпрессоры.

  В поршневых машинах повышение давления происходит вследствие уменьшения объема замкнутого пространства, в котором находится газ, за счет перемещения стенки (например, поршня в цилиндре). При сжатии газ практически неподвижен, силы инерции в нем не проявляются (статическое сжатие). Характерная особенность этих машин – периодичность рабочего процесса.

  В турбокомпрессорах сжатие происходит вследствие использования сил инерции потока газа. Преобразование энергии в таких машинах можно условно расчленить на два этапа: на первом этапе газу сообщается кинетическая энергия (например, вращающимся лопаточным аппаратом), на втором поток газа тормозится и его кинетическая энергия преобразуется в потенциальную. Оба этапа могут совершаться и одновременно. Характерная особенность этих машин – непрерывность рабочего процесса.

  По направлению движения потока различают центробежные и осевые турбокомпрессоры. В центробежных машинах поток движется радиально (от центра к периферии вращающегося рабочего колеса), а в осевых машинах поток параллелен оси вращения рабочего колеса.

  По степени повышения давления газа турбокомпрессоры подразделяются на вентиляторы (ε ≤ 1, 15), нагнетатели или газодувки (ε ≥ 1, 15) при отсутствии охлаждения) и собственно компрессоры (ε > 1, 15 при наличии охлаждения).

  Поршневым двигателем внутреннего сгорания (ДВС) называется тепловая машина, в рабочем цилиндре которой происходит сжигание топлива и преобразование теплоты в работу.

  Поршневой двигатель внутреннего сгорания по сравнению с любым другим двигателем является наиболее экономичным. Малая металлоемкость, надежность, быстрота запуска и относительная долговечность позволили этому типу машины занять ведущее место прежде всего на транспорте. Стационарные двигатели применяются на электростанциях для привода насосных установок, на нефте- и газоперекачивающих и буровых установках, в сельском хозяйстве и т. п. Кроме того, они работают на металлургических заводах, используя в качестве топлива доменный и генераторный газ. Мобильные (передвижные) двигатели, устанавливаются на автомобилях, тракторах, самолетах, судах, локомотивах и других передвижных установках. ДВС особенно незаменимы в местах, не охваченных сетью районных электростанций: леспромхоз, геологоразведочных партиях и др. Мощность существующих стационарных двигателей составляет от 20 до 3500 кВт (имеются единичные агрегаты мощностью 20 МВт), а общая мощность поршневых двигателей в настоящее время значительно превышает мощность всех электростанций.

 

Рис.2. Принципиальная схема поршневого двигателя внутреннего сгорания:

1 – картер; 2, 3 – впускной и выпускной клапаны; 4 – цилиндр; 5 – поршень; 6 – шатун; 7 - кривошип

 

  Турбомашина (турбина) является двигателем, в котором теплота рабочего тела – пара или газа – последовательно преобразуется в кинетическую энергию струи, а затем в механическую работу.

  В простейшей турбине рабочее тело поступает в сопло 1 (или группу сопл), разгоняется в нем до высокой скорости и направляется на рабочие лопатки 2 (рис.3). Усилия, вызванные поворотом струи в каналах рабочих лопаток, вращают диск 3 и связанный с ним вал 4. Диск с закрепленными на нем рабочими лопатками и валом называется ротором. Один ряд сопл и один диск с рабочими лопатками составляют ступень.

  По характеру тепловых процессов, происходящих в турбинах, они подразделяются на несколько групп: конденсационные; конденсационные с регулируемыми по давлению отборами пара; турбины с противодавлением.                                                              

Рис. 3. Схема турбинной ступени:

            1 – сопло (или группа сопл); 2 – лопатки; 3 – диск; 4 – вал

 

КОМПРЕССОРНЫЕ УСТАНОВКИ

Подача.

  Теоретическая объемная подача, Qт, м3/с, поршневого компрессора простого действия определяется произведением площади поршня на ход поршня S, м, и частоту вращения привода n, 1/с или об/мин,

 

                                                   Qт = π ·D2/4 ·S·n/60,                                              (21)

 

где D – диаметр поршня, м.

  Действительную подачу можно определить из выражения, м3/с,

 

                                                   Qд = λ ·Qт.                                                         (22)

 

где λ – коэффициент подачи, определяемый выражением (20). Коэффициент подачи λ определяется при испытаниях машин и обычно составляет 0, 6 – 0, 85.

  Массовая подача М, кг/с, равна:

 

                                                  М = ρ ·Qд = Qд /v1,                                               (23)

 

где ρ – плотность всасываемого газа, кг/м3.

 

3.4. КПД компрессора.

  Вся работа компрессора расходуется не только на сжатие газа, но и на преодоление сопротивления, вызванного наличием трения, т.е. действительная работа

 

                                                 А = Аад + А тр.                                                     (24)

 

  Если обратится к диаграмме, представленной на рис.7, то случай отсутствия потерь на трение Атр = 0 является идеальным при работе компрессора без охлаждения. При этом чем лучше работает компрессор, тем ближе значение А к значению Аад.

  Допустим, что кривая 12  на рv диаграмме – адиабатическое сжатие. Поскольку в действительности часть работы затрачивается на преодоление трения, это излишняя работа на р - v диаграмме изобразится дополнительной площадью 1 2 - 2′. Отношение Аад/А называется адиабатическим КПД и равняется

 

                                   η ад =  = р1·v1·k k–1· [(р2 р1k–1⁄ k –1] ⁄ А.                   (25)

 

Обычно η ад = 0, 7 ÷ 0, 9.

Рис.7. К определению адиабатического и изотермического КПД компрессора

 

  Аналогичные рассуждения можно провести для случая изотермического сжатия, т.е. когда имеется полный отвод теплоты от нагретого газа. Допустим, что кривая 1 – 2 на диаграмме р – v является изотермой. Если же всю теплоту отвести не удается, то процесс из изотермического превращается в политропический и дополнительная работа, затрачиваемая в компрессоре, определится площадью 1 – 2 - 2′. Коэффициент полезного действия, получаемый из сравнения с идеальным изотермическим циклом, называется изотермическим КПД и определяется из равенства

 

                                         η из = Аиз А = р1·v1·ln(р2/р1)/А                                   (26)

 

Обычно η из = 0, 65 ÷ 0, 75.

 

3.5. Мощность.

  Если числитель и знаменатель в выражениях (25) и (26) умножить на массовую подачу, то придем к понятию мощности. Действительно, Аад и Аиз – это удельная адиабатическая и изотермическая работа соответственно, т.е. работа, совершаемая над единицей массы газа и имеющая размерность Дж /кг. Умножая удельную работу на массовую подачу, кг/с, получаем мощность, Дж / с. Таким образом,

 

                                               Nад = М·Aад;                                                          (27)

                                               Nиз = М·Aиз.                                                          (28)

 

 Выражение

                                                Ni = М·А                                                               (29)

 

называется индикаторной мощностью. Так как A равняется площади индикаторной диаграммы.

  Действительно, потребляемая мощность компрессора или мощность на валу Nв больше индикаторной мощности Ni вследствие механических потерь, которые возникают при трении в подшипниках и других трущихся подвижных элементах компрессора.

  Отношение

                                                 NiNв = η м                                                          (30)

 

называется механическим КПД компрессора; η м = 0, 85 ÷ 0, 90.

  Учитывая выражения (25) – (30), имеем

 

                                     η из = Nиз/Ni; η ад = Nад/Ni.

 

Таким образом, общий, например изотермический, КПД компрессора

 

                                    η = Nиз/Nв = Nиз·η м/Ni  = η из·η м.                                       (31)

 

 

ПАРОВЫЕ И ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ

 

5.1. Паровые турбины.


5.1.1. Классификация турбин.

 

  По характеру тепловых процессов, происходящих в турбинах, они подразделяются на несколько групп:

 

1.конденсационные турбины, у которых отработавший пар при давлении ниже атмосферного направляется в конденсатор и конденсируется в нем, а выделяющая ся при этом теплота полностью теряется с охлаждающей водой. Существующие у таких турбин нерегулируемые по давлению отборы пара (от 0, 2 до 0, 9 МПА) из промежуточных ступеней используются для регенеративного подогрева питательной воды для паровых котлов;     

 

2.конденсационные турбины с регулируемыми по давлению отборами пара (одним или двумя) для производственных и отопительных целей при частичном пропуске пара в конденсатор;

 

3.турбины с противодавлением, у которых тепло отработавшего пара, имеющего давление выше атмосферного, используется для производственных и отопительных целей. 

 

  Обозначение паровых турбин включает три группы индексов. Первая буква (или две буквы) характеризует тип турбины; К – конденсационная, Т – конденсационная с отопительным (теплофикационным) отбором пара, П – с производственным отбором пара, ПТ- с двумя регулируемыми отборами пара, Р – с противодавлением, ПР – с производственным отбором и противодавлением. Следующая за буквами цифра указывает номинальную мощность турбины в МВт. Далее цифрой обозначается давление пара перед турбиной в атмосферах. Под чертой для турбин П, ПТ, Р и ПР отмечается номинальное давление производственного отбора или противодавление турбины в атмосферах.

   Пример: турбина ПТ-60-130/13 – номинальной мощностью 60 МВт на начальное давление 130 ат (12, 8 МПа) с двумя регулируемыми отборами пара: производственным 13 ат (1, 3 МПа) и теплофикационным 1, 2 (0, 12 МПа) – указанное давление для отопительных целей устанавливается заводом изготовителем.

 

5.1.2.Тепловой процесс в турбинной ступени.

 

  В турбинах происходит превращение тепловой и упругостной знергии нагретого и сжатого пара, расширяющегося в межлопаточных каналах, в кинетическую энергию, а затем в механическую энергию вращения ротора.

 

Рис.14. Схема одноступенчатой турбины Лаваля:

1 – вал; 2, 7 – передние и задние лабиринтные уплотнения; 3 – диск; 4 – сопло; 5 – лопатка; 6 – корпус; 8 – выхлопной патрубок

 

  Пар поступает в одно или несколько сопл 4, приобретает в них значительную скорость и направляется на рабочие лопатки 5. Отработанный пар удаляется через выхлопной патрубок 8. Ротор турбины состоящий из диска 3, закрепленных на нем лопаток 5 и вала 1, заключен в корпус 6. В месте прохода вала через корпус установлены передние 2 и задние 7 лабиринтовые уплотнения, предотвращающие утечки газа. Так как весь теплоперепад срабатывается в одной сеупени, то скорости потока в соплах оказываются большими. При расширении, например, перегретого пара, имеющего параметры 1 МПа и 500 º С, до 10 кПа теплоперепад округленно равен 980 кДж / кг, что соответствует скорости потока с1 = 1400 м /с. Вследствие больших центробежных сил на лопатках по условиям прочности в лучшем случае допускается окружная скорость u равная половины скорости потока, u1 = 700 м /с.

  Коэффициент полезного действия активной турбины с умеренной окружной скоростью (u ≤ 300 м/с) можно повысить, используя рабочее колесо с двумя рядами лопаток (двухвенчатый диск Кертиса) – рис.15.

 

Рис.15. Схема активной турбины с двумя ступенями скорости.

1 – вал; 2 – диск; 3 – сопла; 4 – направляющие лопатки; 5 – рабочие лопатки; 6 – корпус

 

  Активные турбины со ступенями давления широко применяются в качестве привода различных установок. Схема такой турбины (рис.16) включает несколько последовательно расположенных по ходу пара ступеней, сидящих на одном валу. Ступени отделены друг от друга диафрагмами (рис.15.поз.4), в которые встроены сопла

 

Рис.16. Схема активной турбины с тремя ступенями давления.

1 сопло; 2 – входной патрубок; 3 – рабочая лопатка Ι ступени; 4 – сопло; 5 – рабочая лопатка Ι Ι ступени; 6 – сопло; 7 – рабочая лопатка Ι Ι Ι ступени; 8 – выхлопной патрубок; 9 – диафрагмы.

 

  Сопла и диффузоры – специально спрофилированные каналы, предназначенные для ускорения или торможения потока. Техническая работа в них не совершается, поэтому уравнение (2) – выражение первого закона термодинамики для потока, приводится к виду

 

                                         δ qвнеш = dh + d( с2/2).                                              (44)

 

   С другой стороны, к объему рабочего тела, движущегося в потоке, применимо выражение первого закона термодинамики для закрытой системы:

 

                                         δ qвнеш = dhv dp.                                                    (45)

 

  Приравняв правые части двух последних уравнений, получим:

 

                                         с dс = –v dp.                                                             (46)

 

  Из (46) видно, что и dp всегда имеют противоположные знаки. Следовательно, увеличение скорости течения в канале ( > 0) возможно лишь при уменьшении давления в нем (dp < 0). Наоборот, торможение потока (dc < 0) сопровождается увеличением давления (dp > 0).

 

  Так как длина сопла и диффузора невелика, а скорость течения среды в них достаточно высока, то теплообмен между стенками канала и средой при малом времени их прохождения настолько незначителен, что в большинстве случаев им можно пренебречь и считать процесс истечения адиабатным (qвнеш = 0). При этом уравнение первого закона термодинамики для потока (1) принимает вид:

 

                                           (c22c21) / 2 = h1h2.                                              (47)

 

  Следовательно, ускорение адиабатного потока происходит за счет уменьшения энтальпии, а торможение потока вызывает увеличение энтальпии.

  Энергия рабочего тела (РТ) на входе и выходе из устройств (сопло, лопатки диска, диафрагмы) турбины определяется значениями абсолютных с, относительных w, и окружных u скоростей.

   

  Абсолютная скорость – это скорость движения потока относительно неподвижного корпуса турбины. Абсолютная скорость равна геометрической сумме относительной w и переносной (окружной) u скоростей.

  Относительная скорость – это скорость движения потока относительно вращающегося диска турбины. Вектор ее направлен по касательной к кромке на выходе или входе в устройства турбины.

  Вектор окружной скорости, направленный по касательной к данной точке устройства турбины.

  Векторы окружной и абсолютной скоростей образуют угол α ; вектор относительной – угол β  (рис. 17).

 

Рис.17. Кинематика потока в проточной части ступени

 

  Величину и направление относительной скорости на входе в каналы лопаток находят из треугольника скоростей (рис.17):

 

                                                      w1 =c1–u,                                                     (48)

 

где  – окружная скорость вращения лопаток; u = π · Dcр ·  nо ( Dср – средний диаметр ступени, м, nо – частота вращения рабочего колеса, об /мин).

  Вследствие потерь на трение и завихрения в межлопаточных каналах относительная скорость потока на выходе w2 будет меньше w1, что учитывается коэффициентом скорости межлопаточных каналов φ л, т.е.

 

                                                       w2 = φ л · w1,                                               (49)

 

Абсолютная скорость потока с2 , покидающего рабочие лопатки, уменьшается из-за преобразования кинетической энергии потока в работу и частично из-за изменения относительной скорости. Ее вектор можно найти путем векторного сложения скоростей:

 

                                                        с2 = w2 + u.                                                  (50)

 

Движущийся поток действует на рабочие лопатки с силой Р. Проекция этой силы на ось машины Рz   (осевая сила) воспринимается подшипниками, предотвращающими смещение ротора вдоль оси, а проекция на направление окружной скорости Рu (окружная сила) вызывает вращение ротора. Если воспользоваться диаграммой скоростей потока (рис.17), то согласно закону сохранения количества движения окружную силу можно найти из выражения

 

                Рu = m · ( c1 cos α 1c2 cos α 2 ) = m · (w1cos β 1–– w2 cos β 2),               (51)

 

а осевую силу – из выражения

 

                Рz = m (c1 sin α 1 c2 sin α 2) = m (w1sin β 1 w2 sin β 2),                       (52)

 

где m – массовый расход рабочего тела через ступень, кг/с.

  Удельная работа ступени, развиваемая одним килограммом рабочего тела, равна произведению силы Рu  на путь, пройденный лопаткой в секунду, т.е. на скорость u, деленному на расход рабочего тела:

 

                                                     l = ( Рu · u ) / m.                                             (53)

 

Отношение удельной работы ступени к располагаемому теплоперепаду Δ hт называется КПД ступени:

 

                  η ст = l / Δ hст = (2u / с21т/2 ) · (w1cos β 1w2 cos β 2).                          (54)

здесь Δ h – располагаемый теплоперепад из (5.4) при условии, что скорость на входе в сопловой аппарат со равна нулю (см. рис.17).

  КПД ступени является важным показателем, поскольку он определяет общий КПД турбины.

  На величину КПД ступени и другие ее характеристики решающее влияние оказывают отношение скоростей u / с1 и степень реакции (реактивность), под которой понимается отношение теплоперепада, превращенного в кинетическую энергию потока в рабочем колесе (h1 h2 ), ко всей подведенной тепловой энергии (h оh2):

                                                  ρ т = (h1h2) / (hо h2).                                      (55)

  Турбина с ρ т = 0 называется активной, а с ρ т > 0 – реактивной. Полностью реактивных турбин ( с ρ т > 0, 6) не строят.

  В активных турбинах подвод рабочего тела к рабочему колесу производится через одно или несколько сопл – парциально; при этом отношение длины окружности, занятой соплами, ко всей длине окружности направляющего аппарата называют степенью парциальности. В реактивных турбинах рабочее тело подводится через неподвижные межлопаточные каналы направляющего аппарата по всей окружности.

  Рассмотрим изменение параметров рабочего тела в активной и реактивной ступенях (рис.18) осевой турбины.

Рис.18. Графики изменения давления, скорости и энтальпии в активной (а) и реактивной (б) ступенях

  В активной турбине тепловая энергия рабочего тела (далее РТ) переходит в кинетическую только в сопловом аппарате и поток «активно давит» на лопатки рабочего колеса, вращая его; давление РТ в рабочем колесе не меняется. В реактивной турбине лишь ≈ 50% тепловой энергии РТ переходит в кинетическую в направляющем аппарате, остальные же ≈ 50% – в межлопаточных каналах рабочего колеса, где за счет истечения РТ с большой скоростью возникает реактивная сила; поэтому сила давления на лопатки рабочего колеса складывается из активной и реактивной составляющих.

  Зная степень реактивности ρ т, можно определить скорость РТ на входе в колесо:

 

                                                   с1= φ л · ,                                               (56)

 

где φ л  = 0, 93 ÷ 0, 98 – опытный коэффициент скорости межлопаточных каналов.

  Оптимальное значение u / с1 для активной ступени можно определить с помощью модели тележки с лопаточным профилем рис.19.

Рис.19. Треугольники скоростей с наименьшей выходной скоростью для реактивной турбины

 

  Полное превращение энергии потока в энергию движения тележки произойдет при условии, что выходная скорость с2 = 0. Но, w1 = с1u (5.5) (с1 и u известны). Тогда из соотношений с2 = w2 u и (5.5) следует, что при с2 = 0 скорости w2 = w1 = w, т.е. w1= u  и u / с1 = 0, 5. В реальных условиях с2 ≠ 0, поэтому задача сводится к отысканию условий получения с2min → 0.

  Если принять с1= const, углы β 1= β 2 и изменить u, то из треугольника скоростей (рис.19) видно, что с2  будет минимальной при направлении ее вдоль оси 00. Отсюда для активной ступени

 

(u / с1)А = 0, 5 · cos α 1  и u = 0, 5с1.                                 (57)

 

Треугольники скоростей реактивной ступени обычно симметричны. Так как форма направляющих и рабочих лопаток одинакова. Тогда осевые скорости с1 = с2 и в итоге получим вполне выгодное равенство с выгодным значением:

 

                                   (u / с1)Р = cos α 1= 1  и u = с1                                        (58)

 

  Таким образом, при одинаковых с1 частота вращения рабочего колеса u у активных турбин примерно в два раза меньше, чем у реактивной. И наоборот, при одинаковых u ( т.е. одинаковые мощности) скорость пара с1 у активной турбины должна быть в два раза выше, а число ступеней меньше чем у реактивной. Большое число ступеней и меньшие теплоперепады, срабатываемые в них, делают реактивные турбины более экономичными, хотя и более громоздкими и сложными, чем активные.

  Поскольку частота вращения турбин достигает n = 30 000 ÷ 40 000 об/мин, для применения их на сухопутном и морском транспорте, где у двигателей n < 2000 ÷ 4000 об/мин, приходится вводить шестеренчатые редукторы, резко увеличивающие размеры и вес.

 

5.1.3. Мощность и КПД турбины.

 

  Потери турбины можно разделить на две группы: внутренние и внешние.

 

Внутренние потери непосредственно влияют на изменение состояния рабочего тела при его расширении в турбине и снижают располагаемый теплоперепад.

К ним относят:

 

1) потери кинетической энергии в соплах и на рабочих лопатках, вызванные трением потока о стенки, завихрениями и т.п. Эта энергия превращается в теплоту и повышает энтальпию РТ в конце процесса по сравнению с течением без трения;

2) потери кинетической энергии с выходной скоростью отработавшего РТ;

3)потери из-за перетоков РТ через внутренние зазоры между рабочими лопатками и корпусом турбины, между диафрагмой и валом и др.;

4) потери вследствие влажности пара возникающие в последних ступенях турбин: частицы влаги в паре, ударяясь о стенки лопаток, тормозят вращение ротора и снижают полезную работу.

 

К внешним потерям относятся:

 

1)потери от утечки рабочего тела через концевые зазоры между корпусом турбины и вала. Эти потери, очевидно, не влияют на состояние рабочего тела в турбине, а лишь несколько увеличивают его расход;

2)механические потери, которые включают затраты энергии на преодоление трения в подшипниках турбины и на привод вспомогательных механизмов.

 

  Работа турбины, как теплового двигателя, характеризуется внутренней (индикаторной) мощностью, развиваемой лопатками, и эффективной (на валу) мощностью.

  Эффективная мощность Nе меньше внутренней Ni  на величину механических потерь.

  Внутренняя мощность Ni меньше мощности Nо, развиваемой идеальной турбиной, работающей без потерь, на величину внутренних потерь.

  Внутренний относительный КПД учитывает внутренние потери турбины и определяется отношением

 

                                              η oi = Ni / No                                                                 (59)

 

Механические потери оцениваются механическим КПД:

 

                                             η мех = Ne / No                                                               (60)

 

Для большинства современных турбин

 

                             η oi = 0, 7 ÷ 0, 88; η мех = 0, 99 ÷ 0, 995.

 

5.1.4. Регулирование турбин.

 

  Паровые турбины обычно работают в широком диапазоне изменения нагрузок. В то же время изменение частоты вращения вала турбины для электрического генератора недопустимо.

  Основная задача регулирование турбин для привода генератора – поддержание в заданных пределах частоты вращения вала. Регуляторы скорости паровых турбин многообразны по своему устройству и взаимному расположению отдельных элементов. Самый простой регулятор скорости состоит из двух элементов: измерительного устройства и регулирующего органа; более сложные регуляторы имеют дополнительно ряд унифицированных элементов, таких как сервоприводы, устройства обратной связи и др.  

Рис.20. Схема центробежного маятника

   Измерительным устройством большинства регуляторов скорости турбин служит центробежный маятник (рис.20). Он приводится в движение от вала турбины 3 посредством зубчатой передачи. При увеличении частоты вращения турбины грузы 1 центробежного маятника под действием центробежных сил расходятся, перемещая вверх связанную с ним муфту 2. При понижении частоты вращения вала, наоборот, грузы сближаются и муфта опускается вниз. Перемещение муфты передается при помощи механических связей (системы рычагов) или посредством гидроусилителей на регулирующие органы турбины – парораспределительные устройства, которые увеличивают или уменьшают мощность турбины, восстанавливая заданную частоту вращения вала.

  Парораспределительные устройства бывают дроссельными, сопловыми, обводными и комбинированными.

Рис.21. Дроссельное парораспределение.

а) – принципиальная схема; б) – процесс расширения пара в h, s-диаграмме.

 

  При дроссельном парораспределении (рис.21, а) для уменьшения мошности турбины клапаны прикрываются и весь пар, направляемый к соплам, дросселируется. Дросселирование пара (процесс 00´ при h = const на рис.21, б) сопровождается потерями некоторой части располагаемого теплоперепада и ухудшением КПД турбины. Дроссельное парораспределение при частичных нагрузках турбины неэкономично и применяется в турбинах малой мощности.

Рис.22. Сопловое парораспределение.

а) – принципиальная схема; б) – схема клапанной коробки.

 

  При сопловом парораспределении (рис.22) пар поступает к соплам первой ступени через несколько регулирующих клапанов. Каждый клапан обслуживает свою группу сопл и при нормальной нагрузке полностью открыт. При изменениях нагрузки турбины регулирующие клапаны последовательно открываются или закрываются. Дросселирование пара происходит лишь в не полностью открытом клапане (или клапанах). Но так как через каждый клапан проходит лишь часть от общего количества пара, то потери от дросселирования здесь меньше, чем в турбине с дроссельным парораспределением.

 

Рис.23. Схема обводного парораспределения.

1 – групповой клапан; 2 – байпасный клапан.

 

  При групповом парораспределении (рис.23) осуществляют добавочный впуск свежего пара непосредственно в одну или несколько промежуточных ступеней ЦВД (цилиндр высокого давления) через специальные байпасные последовательно открывающиеся клапаны. Обвод пара применяют для обеспечения перегрузки сверх экономической мощности. Чем дальше от первой ступени осуществляется добавочный подвод пара, тем больше пропускная способность перегрузочной ступени и следовательно, тем больше можно перегрузить турбину.

  Обводное парораспределение часто сочетается с сопловым. В современных турбинах можно встретить подобную комбинированную систему: пропуск пара в пределах от холостого хода до экономической мощности изменяется при помощи соплового распределения, а увеличение нагрузки сверх экономической мощности достигается за счет обводного.

 

5.1.5. Конденсационные устройства.

 

  Конденсационная установка предназначена для создания за паровой турбиной 1 (рис. 24) разряжения (вакуума) с целью увеличения используемого теплоперепада и повышения термического КПД паротурбинной установки. В конденсационную установку входят конденсатор 2, циркуляционный 3 и конденсатный 4 насосы, а также устройство для отсасывания воздуха из конденсатора 5  (обычно это – паровой эжектор).

  В конденсаторе осуществляется конденсация отработавшего в турбине пара. Охлаждающей средой обычно служит вода, которая подается циркуляционным насосом. Вода, получившая тепло в процессе охлаждения конденсата, охлаждается в специальных установках (градирни, брызгальные бассейны и т.д.), которые входят в в систему теплоэлектроцентрали.

  Абсолютное давление пара в конденсаторах поддерживается в пределах 3, 0 – 7, 0 кПа.

Рис. 24. Принципиальная схема конденсационной установки.

1 – паровая турбина; 2 – конденсатор; 3 – циркуляционный насос; 4 – конденсатный насос; 5 – поверхностные холодильники парового эжектора.

Рис. 25. Примеры конструкций паровой турбины Ленинградского металлического завода мощностью 50 МВт:

 

1 – корпус турбины; 2 – вал турбины; 3 – выпускной патрубок; 4 – клапанная коробка; 5 –регулирующая ступень; 6 – привод регулирующих клапанов; 7 – регулирующий клапан; 8 – переднее концевое уплотнение; 9 – заднее концевое уплотнение; 10 – корпус переднего подшипника; 11 – передний комбинированный опорно-упорный подшипник; 12 – червячная передача к валу редуктора; 13 – задний опорный подшипник турбины; 14 – соединительная муфта валов турбины и генератора; 15 – уплотнение; 16 – опора;

 


Газовые турбины.

5.2.1. Рабочий процесс газотурбинной установки (ГТУ).

 

  Большинство современных ГТУ выполняется по открытой схеме со сгоранием при р = const (рис.26).

Рис.26. Схема камеры сгорания ГТУ.

1 – воздухонаправляющее устройство; 2 – запальное устройство; 3 – форсунка; 4 – пламенная (жаровая) труба; 5 – корпус; 6 – смеситель.

 

  В состав ГТУ обычно входят камера сгорания, газовая турбина, воздушный компрессор, теплообменные аппараты различного назначения (воздухонагреватели, маслоохладители системы смазки, регенеративные теплообменники) и вспомогательные устройства (маслонасосы, элементы водоснабжения и др.).

  Рабочим телом ГТУ служат продукты сгорания топлива, в качестве которого используется природный газ, хорошо очищенные искусственные газы (доменный, коксовый, генераторный) и специальное газотурбинное жидкое топливо (прошедшее обработку дизельное моторное и соляровое масло).

  Подготовка смеси производится в камере сгорания. Огневой объем камеры разделяется на зону горения, где происходит сгорание топлива при температуре порядка 2000 º С, и зону смешения, где к продуктам сгорания подмешивается воздух для снижения их температуры до 750 – 1150º С (более высокие температуры материал газовых турбин выдержать не может).

  Принцип работы газовой и паровой турбин одинаков, но конструкция проточной части газовых турбин значительно проще. Они работают на относительно небольшом располагаемом теплоперепаде и поэтому имеют небольшое число ступеней.

  В связи с высокой температурой сгорания (750 – 1150º С) детали проточной части турбин (сопла, рабочие лопатки, диски, валы) изготавливают из легированных высококачественных сталей. Для надежной работы у большинства турбин предусмотрено интенсивное воздушное охлаждение наиболее нагруженных деталей корпуса и ротора.

  В реальных условиях все процессы в ГТУ являются необратимыми, что оказывает большое влияние на характеристики установки. Необратимость реальных процессов вызвана потерями работы в турбине и компрессоре, а также потерями давления РТ в тракте ГТУ.

  Если в первом приближении считать расход РТ одинаковым в любой точке тракта ГТУ, то с учетом названных потерь можно построить реальный цикл в тепловых диаграммах. На рис. 27 действительный процесс сжатия в компрессоре изображен линией 12, а процесс расширения в турбине – линией 34.

Рис.27. Реальный цикл ГТУ в Т, s-диаграмме

 

Точками и отмечено состояние рабочего тела соответственно в конце изоэнтропийного сжатия и расширения (идеальные процессы), точкой 0 – параметры окружающей среды. Ввиду потерь давления во всасывающем тракте компрессора (линия 01) процесс сжатия начинается в точке 1.

 

5.2.2. ГТУ с утилизацией теплоты уходящих газов.

 

  Теплоту уходящих из ГТУ газов можно использовать для получения пара и горячей воды в обычных теплообменниках.

  Использование теплоты уходящих газов для отопления и горячего водоснабжения – один из наиболее простых и распространенных способов повышения технико-экономических показателей ГТУ. Так, установки ГТ-25-700 ЛМЗ снабжены сетевыми подогревателями, причем максимальная температура воды за подогревателем равна 150 – 160º С.

 

5.2.3. Применение ГТУ.

 

   ГТУ нашли широкое применение в различных областях: на транспорте (рис.28), в энергетике, для привода стационарных установок и др.  

Рис.28. Газовая турбина локомотивного двигателя.

1 – качающая стойка; 2 – корпус переднего подшипника; 3 – передний опорно-упорный подшипник; 4 – переднее лабиринтное уплотнение; 5 – входной патрубок; 6 – внутренний кожух входного патрубка; 7 – внутренний цилиндр; 8 – наружный цилиндр; 9 – диафрагма; 10 – ротор; 11 – диффузор; 12 – выходной патрубок; 13 – задний опорный подшипник; 14 – зубчатая муфта; 15 – заднее лабиринтное уплотнение; 16 – опоры цилиндра

 

Энергетические ГТУ применяются в качестве агрегатов для покрытия пиковых нагрузок и аварийного резерва для собственных нужд крупных энергосистем. Для таких ГТУ характерны частые пуски (до 1000 в год) при относительно малом числе часов использования (от 100 до 1500 ч/год). Диапазон единичных мощностей таких ГТУ составляет от 1, 0 до 100 МВт. ГТУ применяются также для привода электрогенератора и получения электроэнергии в передвижных установках (например, на морских судах). Такие ГТУ обычно работают в диапазоне нагрузок 30 – 110% номинальной, с частыми пусками и остановками. Единичные мощности таких ГТУ составляют от десятков киловатт до 10 МВт.

  Специфическую группу энергетических ГТУ составляют установки, работающие в технологических схемах химических, нефтеперерабатывающих, металлургических и других комбинатов ( энерготехнологические). Они работают в базовом режиме нагрузки и предназначены чаще всего для привода компрессора, обеспечивающего технологический процесс сжатым воздухом или газом за счет энергии расширения газов, образующихся в результате самого технологического процесса (ГУБТ - работающая, за счет расширения доменного газа имеющего на выходе из доменного процесса избыточное давление равное 0, 25 – 0, 3 МПа, и вырабатывающая, подсоединенным к приводу турбины электрогенератора, электроэнергию, порою замещающую собственное потребление, например, для домны объемом 1400 м3  выход доменного газа достигает 250 000 м3 /ч; мощность, развиваемая турбиной при давлении газа 0, 25 МПа и температуре 500º С, составит около 12 000 кВт ).

  Приводные ГТУ широко используются для привода центробежных нагнетателей природного газа на компрессорных станциях магистральных трубопроводов, а также насосов для транспортировки нефти и нефтепродуктов и воздуходувок в парогазовых установках. Полезная мощность таких ГТУ составляет от 2 до 30 МВт.

  Транспортные ГТУ широко применяются в качестве главных и форсажных двигателей самолетов (турбореактивных и турбовинтовых) и судов морского флота. Газовые турбины весьма перспективны как двигатели локомотивов, где их незначительные габариты и отсутствие потребности в питательной воде являются особенно ценными (рис.28).

 

ВЕНТИЛЯТОРЫ

НАСОСЫ

7.1. Общие определения.

  Насос – устройство, служащее для напорного перемещения (всасывания, нагнетания) главным образом капельной жидкости в результате сообщения ей энергии.

  Основное назначение насосов – повышение полного давления перемещаемой среды. В зависимости от свойств среды (чистая жидкость, загрязненная жидкость и взвесь, вязкая жидкость, агрессивная жидкость, жидкий металл, сжиженный газ и т.п.) применяются насосы различных типов и конструкций. В практике довольно часто встречаются насосы разных типов, названия которым даны в зависимости от их назначения и особенностью эксплуатации (например, питательные, циркуляционные, конденсатные насосы для тепловых электростанций и т.п.). Насосы в основном классифицируют по принципу действия и конструкции.

  Объемные насосы работают по принципу вытеснения, когда давление перемещаемой среды повышается в результате сжатия. К ним относятся возвратно-поступательные (диафрагменные, поршневые) и роторные (аксиально и радиально-поршневые, шиберные, зубчатые, винтовые и т.п.) насосы.

  Динамические нагнетатели работают по принципу силового воздействия на перемещаемую среду. К ним относятся лопастные (радиальные, центробежные, осевые) насосы и насосы трения (вихревые, дисковые, струйные и т.п.).

 

Рис.40. Схема ручного насоса

а – одноцилиндровый двухстороннего действия; б – двухцилиндровый простого действия

  Для выполнения элементарных функций – перекачивания жидкости и обеспечения различных вспомогательных операций в современной технике часто применяют поршневые насосы с ручным приводом. На рис.40 приведены схемы таких насосов. Насос состоит из цилиндра 7 и поршня 2, шток которого связан с приводной ручкой 4. При качальных движениях ручки поршень совершает возвратно-поступательные движения в цилиндре 7. При движении вправо левая рабочая камера цилиндра будет увеличиваться, в результата чего в ней создается вакуум и жидкость через всасывающий клапан 6 начинает поступать в камеру. Одновременно с этим первая полость цилиндра уменьшается, в ней создается избыточное давление, при котором откроется нагнетательный клапан 3, в результате чего жидкость будет вытеснена поршнем в нагнетательный трубопровод. При движении поршня влево полости всасывания и нагнетания поменяются местами. В этом случае жидкость будет засасываться в рабочую камеру через клапан 5 и нагнетаться через клапан 1. Поскольку часть объема рабочей камеры справа занята штоком, объем жидкости, поступающей в камеру слева, будет больше объема жидкости, поступающей справа.

 

 

Рис.41. Схема центробежного насоса

1 – входной патрубок; 2 –рабочее колесо; 3 – корпус; 4 – нагнетательный патрубок; 5 – лопатка

 

  В центробежном насосе (рис.40) перемещаемая среда, двигаясь в осевом направлении через всасывающий коллектор, попадает на вращающееся рабочее колесо, снабженное лопатками, изменяет направление своего движения к периферии колеса, закручивается в направлении вращения, поступает в спиральный кожух и затем через отверстие выходит из нагнетателя. Вал вращается в подшипниках, укрепленных на станине или непосредственно на кожухе.

 

Центробежные насосы.

  Наиболее распространенным типом центробежных насосов являются одноступенчатые насосы с горизонтальным расположением вала и рабочим колесом одностороннего входа. На рис.46 показана насосная установка типа НЦС-насос циркуляционный самовсасывающий.

 

Рис.46. Схема центробежного самовсасывающего насоса

1 – фильтр; 2 – всасывающий рукав; 3 – корпус насоса; 4 – напорный патрубок;

5 – электродвигатель; 6 – рама

 

  Привод насосов этого типа, помимо электродвигателя, может осуществляться бензиновыми двигателями внутреннего сгорания. Основное применение насосы данного типа нашли во многих производствах и хозяйствах как откачивающие насосы грунтовых вод и в аварийных ситуациях. Производительность насосов данной сери имеет широкий диапазон от единиц до 90м3/ч откачивающей жидкости. Основным условием безотказной работы насосов данной конструкции является: герметичность соединений деталей насоса; чистота фильтра и рабочего колеса; целостность клапана фильтра сальника вала. Глубина всасывания насосов данного типа находится в пределах 3 до 7 метров. Электродвигатель работает от сети переменного тока с напряжением 380 В через пусковой прибор.

 

Рис.47. Характеристика насоса НЦС-1

 

  Одноступенчатые насосные установки могут быть оборудованы насосами консольного типа – типа К (рис.48).

Рис.48. Схема консольного насоса одностороннего всасывания типа К

1 – крышка корпуса; 2 – корпус; 3 – сменное уплотняющее кольцо; 4 – рабочее колесо; 5 – шпонка и гайка; 6 – сальник; 7 – сменная защитная втулка; 8 –грундбукса; 9 – вал насоса; 10 – опорный кронштейн; 11 – шарикоподшипники

  Данный тип насосов предназначен для подачи чистой воды и других малоагрессивных жидкостей. Рабочие колеса одностороннего всасывания подвержены воздействию осевой силы, которая направлена в сторону входа жидкости в рабочее колесо. Осевая сила возникает из-за того, что расположенная против входного сечения колеса площадь F = π D12/4 передней стороны заднего диска находится под действием давления всасывания р1, а также по величине площадь задней стороны этого диска – под давлением нагнетания р2.

  Осевая сила Т может быть вычислена из уравнения

 

                                       Т = π /4(D12D22)·(р2р1).                                         (93)

 

где D1 – диаметр входа в рабочее колесо; D2 – диаметр вала.

  Осевая сила надежно воспринимается упорным подшипником

  Данный тип насосов устанавливается на фундаменте, обвязка насосов трубопроводами производится без усилий на корпус насоса. Насос имеет задвижки на всасе и напоре, на напорном трубопроводе, между присоединительным фланцем насоса и напорной задвижкой, устанавливается обратный клапан.

  Данные типы насосов исполняются с электроприводом (агрегатно) или раздельно, также широкое применение получили данные насосы в моноблочном исполнении. Насосы маркируются следующим образом: К или КМ 8/18. Буквы в маркировке имеют следующее значение – консольный (консольный моноблочный), цифры означают – производительность, м3/ч, и напор, м.

  Данный тип насосов выпускается по производительности от 18 -290 м3/ч, и напором от 18 до 55 м.

  Насосы данного типа нашли широкое применение в системах тепло- водоснабжения.

 

  Широкое применение в энергетики получили одноступенчатые насосы двухстороннего всасывания. Основной принцип заложенный в конструкции данного насоса – это эффективный способ разгрузки ротора. Применение насосов с колесами двухстороннего всасывания – типа Д (рис.49), у которых благодаря симметрии не возникает осевого усилия. У этих насосов имеется раздваивающийся полуспиральный подвод. В рабочем колесе эти потоки соединяются и выходят в общий спиральный отвод. Разъем корпуса насоса горизонтальный. Вал насоса защищен от износа закрепленными на валу сменными втулками. Сальники, уплотняющие подвод насоса, имеют кольца гидравлического затвора. Радиальная нагрузка ротора воспринимается подшипниками скольжения. Для фиксации вала в осевом направлении и восприятия осевого усилия, которое может возникнуть при неодинаковом изготовлении или износе одного из уплотнений рабочего колеса, в левом подшипнике имеются радиально-упорные шарикоподшипники. 

 

Рис.49. Одноступенчатый насос двухстороннего всасывания

1 – рабочее колесо; 2 – гидравлическое кольцо; 3 – корпус; 4 - подшипник

 

 

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

 

1. Поляков, В.В. Насосы и вентиляторы: учеб. для вузов /В.В.Поляков, Л.С.Скворцов, - М.: Стройиздат, 1990. – 336 с.: ил.

2. Баскаков, А.П. Теплотехника: учеб. для вузов /А.П.Баскаков, Б.В.Берг, О.К.Витт и др.; под ред. А.П.Баскакова. – М.: Энергоиздат, 1982. – 264с.

3. Алексеев, Г. Н. Общая теплотехника: учеб. пособие. – М.: Высш. Школа, 1980. – 552 с. Ил.

4. Пластилин, П.И. Теория и расчет поршневых компрессоров. – М.: ВО «Агропромиздат», 1987. – 271 с.: ил. (Учебники и учебные пособия для студентов высших учеб. заведений).

5. Фотин, Б.С. Поршневые компрессоры: Учеб. пособие для студентов вузов, обучающихся по специальности «Холодильные и компрессорные машины и установки» / Б.С.Фотин, И.Б.Пирумов, И.К.Прилуцкий, П.И.Пластилин; Под общ. ред. Б.С.Фотина. – Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1987. – 372 с.: ил.

 

 

ОГЛАВЛЕНИЕ

 

1. Введение……………………………………………………………………………3

 

2. Общие сведения……………………………………………………………………4

 

3. Компрессорные установки………………………………………………………...7

 

4. Двигатели внутреннего сгорания…………………………………………………19

 

5.Паровые и газовые турбины……………………………………………………….25

 

5.1.Паровые турбины………………………………………………………………...25

 

5.2.Газовые турбины…………………………………………………………………38

 

6.Вентиляторы…………………………………………………………………..........41

 

7.Насосы………………………………………………………………………………53

 

Библиографический список………………………………………………………….64

 

 

КУРС ЛЕКЦИЙ

 

Составители:

Кривошеенко Валерий Константинович,

Финк Анатолий Викторович

 

 

Редактор Л.Г.Флатова

 

 

----------------------------------------------------------------------------------------------------------------------- 

Подписано в печать                                                                                         Формат

Бумага офсетная                                    Гарнитура «Таймс»                        Ризография

Усл. печ. л.                                      Уч.-изд. л.                   Тираж 50 зкз.  Заказ №

------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------

 

 

Редакционно-издательский отдел

ГОУ ВПО «Уральский государственный технический университет – УПИ»

Нижнетагильский технологический институт (филиал)

622031, г.Нижний Тагил, ул. Красногвардейская, 59

 

Отпечатано в РИО НТИ(ф) УГТУ - УПИ

НАГНЕТАТЕЛИ И ТЕПЛОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ

КУРС ЛЕКЦИЙ ПО ДИСЦИПЛИНЕ «ТЕПЛОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ И НАГНЕТАТЕЛИ», ДЛЯ СТУДЕНТОВ ВСЕХ ФОРМ ОБУЧЕНИЯ СПЕЦИАЛЬНОСТИ 140104.65 – ПРОМЫШЛЕННАЯ ТЕПЛОЭНЕРГЕТИКА

 

 

Нижний Тагил

2006

 

УДК

 

 

Составители: В.К.Кривошеенко, А.В.Финк

Научный редактор: доц., канд. техн. наук Ю.И.Алексеев

 

    Нагнетатели и тепловые двигатели [Текст]: курс лекций по дисциплине «Нагнетатели и тепловые двигатели» / сост. В.К.Кривошеенко, А.В.Финк. – Нижний Тагил: НТИ(ф) УГТУ-УПИ, 2006. – 65 с.

 

 

    Курс лекций содержит теоретические основы изучения нагнетателей и тепловых двигателей, законы и формулы определяющие основные размеры при их конструкторских и проверочных расчетах, а также область применения установок в промышленности, сравнительная эффективность работы разного рода нагнетателей в тех или иных областях производства.

   Предназначены для использования преподавателями и студентами всех форм обучения дисциплины «Нагнетатели и тепловые двигатели» специальности 140104.65 – Промышленная теплоэнергетика.

 

 

Библиогр.: 4 назв. Табл. 1 Рис.49  

 

 

Подготовлено кафедрой «Промышленная энергетика и энергосбережения»

 

                           @ ГОУ ВПО «Уральский государственный

                               технический университет – УПИ»

                               Нижнетагильский технологический институт (филиал), 2006

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

  При подготовке инженеров по специальности «Промышленная теплоэнергетика» имеет большое значение изучение нагнетателей и тепловых двигателей. Нагнетателям относятся: вентиляторы, компрессоры, тягодутьевые установки различных модификаций и назначения, гидравлические насосы для перекачки любых сред и при различных параметрах. К компрессорам – центробежные, поршневые и осевые машины работающие в разных отраслях промышленности и разного назначения. К тепловым двигателям можно отнести установки (машины) использующие тепловую и кинетическую энергию рабочего тела, к ним относятся: двигатели внутреннего сгорания (карбюраторные, дизельные) и с внешней камерой сгорания; паровые и газовые турбины (для которых рабочее тело подается по трубопроводам от источника теплоты имеющее запас внутренней энергии в виде избыточного давления и температуры). В любых отраслях промышленности используются вышеназванные машины, в том числе и в энергетике.

  Все тепловые электростанции (ТЭЦ) и конденсационные станции (КЭС) при выработке электроэнергии используют паровые турбины с электрогенераторами (турбогенераторы), в промышленности, где в процессе производства получается побочный газ с избыточным давлением, используются газовые турбинные утилизационные установки (ГТУ, ГУБТ) для выработки собственной электроэнергии, порою ограничивающие потребление внешней электрической энергии.   

  В практической деятельности находит применение термин «компрессорная машина», который в известной степени является собирательным. Обычно этот термин используют, имея ввиду, что все компрессорные машины делятся на собственно компрессоры, повышающие давление газа до 0, 3 МПа и выше и нагнетатели, повышающие давление газа менее чем до 0, 3 МПа и вакуум-компрессоры или вакуум-насосы, предназначенные для повышения давления газа, начиная со значения давления менее атмосферного.

  Отечественное компрессоростроение выпускает свыше 500 типоразмеров практически всех основных типов компрессоров производительностью от 0, 02 до 27 тыс. м3/мин, давлением нагнетания до 250 МПа и мощностью от 0, 1 до 40 тыс, кВт.

  Все компрессоры могут быть разделены на три группы по способу их действия, т.е. по тому, каким образом энергия передается газу, и потому, какие физические явления используются для повышения давления газа:

- объемные компрессоры;

- динамические компрессоры;

- тепловые компрессоры.

  Вентиляторные установки нашли свое применение не только в промышленности (объемная вентиляция производственных помещений, душирование рабочих мест, подача воздуха для горения топлива и т.д.), но и в системах кондиционирования помещений объектов социального и бытового назначения. К вентиляторам общего назначения относятся тягодутьвые установки станционной теплоэнергетики (вентиляторы дутьевые ВД, дымососы Д, вентиляторы горячего дутья ВГД и мельничные вентиляторы) и вентиляторы специальные (шахтные ВШ, пневмотранспорта и др.)

 

ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

 

  Компрессорами называются машины, предназначенные для сжатия и перемещения газов.

  По назначению компрессоры подразделяют на воздушные и газовые (кислородные) машины. Наибольшее распространение получили воздушные компрессоры, или компрессоры общего назначения. Эти машины вырабатывают сжатый воздух давлением до 5, 0 МПа, который широко применяется в промышленности Например, в металлургии сжатый воздух используется в качестве дутья для доменных и мартеновских печей, вагранок, нагревательных и термических печей, в энергетике – для нагнетания в топки котлов и камеры сгорания ГТУ и ДВС.

  Сжатый воздух как энергоноситель используется для привода различных пневмомеханизмов, молотов, трамбовок, вибраторов, обрубных молотков, патронов для зажима деталей в станках, пневмоподъемников и т. д.

  Воздух широко используется для транспортировки сыпучих сред, для перемешивания материалов, для сепарации пыли и для многих других прцессов.

  Развитие сети газопроводов природного газа и увеличение их протяженности способствовали развитию газовых компрессоров на высокие давления – до 40 МПа и выше. Для доставки природного газа в пункт потребления через каждые 100 – 150 км газопроводов необходимо устанавливать компрессорные станции, перекачивающие до нескольких миллионов кубометров газа в сутки.

 

Рис.1.Типы поршневых компрессоров:

а) – крейцкопфный; б) – бескрейцкопфный; 1, 2 – всасывающий и нагнетательный клапаны; 3 – рабочие полости цилиндра; 4 – уплотнение штока; 5 – направляющая крейцкопфа; 6 – шатун; 7 – кривошип (коленчатый вал); 8 – крейцкопф; 9 – шток; 10 - поршень

  По принципу действия различают поршневые (объемные) компрессоры и турбокомпрессоры.

  В поршневых машинах повышение давления происходит вследствие уменьшения объема замкнутого пространства, в котором находится газ, за счет перемещения стенки (например, поршня в цилиндре). При сжатии газ практически неподвижен, силы инерции в нем не проявляются (статическое сжатие). Характерная особенность этих машин – периодичность рабочего процесса.

  В турбокомпрессорах сжатие происходит вследствие использования сил инерции потока газа. Преобразование энергии в таких машинах можно условно расчленить на два этапа: на первом этапе газу сообщается кинетическая энергия (например, вращающимся лопаточным аппаратом), на втором поток газа тормозится и его кинетическая энергия преобразуется в потенциальную. Оба этапа могут совершаться и одновременно. Характерная особенность этих машин – непрерывность рабочего процесса.

  По направлению движения потока различают центробежные и осевые турбокомпрессоры. В центробежных машинах поток движется радиально (от центра к периферии вращающегося рабочего колеса), а в осевых машинах поток параллелен оси вращения рабочего колеса.

  По степени повышения давления газа турбокомпрессоры подразделяются на вентиляторы (ε ≤ 1, 15), нагнетатели или газодувки (ε ≥ 1, 15) при отсутствии охлаждения) и собственно компрессоры (ε > 1, 15 при наличии охлаждения).

  Поршневым двигателем внутреннего сгорания (ДВС) называется тепловая машина, в рабочем цилиндре которой происходит сжигание топлива и преобразование теплоты в работу.

  Поршневой двигатель внутреннего сгорания по сравнению с любым другим двигателем является наиболее экономичным. Малая металлоемкость, надежность, быстрота запуска и относительная долговечность позволили этому типу машины занять ведущее место прежде всего на транспорте. Стационарные двигатели применяются на электростанциях для привода насосных установок, на нефте- и газоперекачивающих и буровых установках, в сельском хозяйстве и т. п. Кроме того, они работают на металлургических заводах, используя в качестве топлива доменный и генераторный газ. Мобильные (передвижные) двигатели, устанавливаются на автомобилях, тракторах, самолетах, судах, локомотивах и других передвижных установках. ДВС особенно незаменимы в местах, не охваченных сетью районных электростанций: леспромхоз, геологоразведочных партиях и др. Мощность существующих стационарных двигателей составляет от 20 до 3500 кВт (имеются единичные агрегаты мощностью 20 МВт), а общая мощность поршневых двигателей в настоящее время значительно превышает мощность всех электростанций.

 

Рис.2. Принципиальная схема поршневого двигателя внутреннего сгорания:

1 – картер; 2, 3 – впускной и выпускной клапаны; 4 – цилиндр; 5 – поршень; 6 – шатун; 7 - кривошип

 

  Турбомашина (турбина) является двигателем, в котором теплота рабочего тела – пара или газа – последовательно преобразуется в кинетическую энергию струи, а затем в механическую работу.

  В простейшей турбине рабочее тело поступает в сопло 1 (или группу сопл), разгоняется в нем до высокой скорости и направляется на рабочие лопатки 2 (рис.3). Усилия, вызванные поворотом струи в каналах рабочих лопаток, вращают диск 3 и связанный с ним вал 4. Диск с закрепленными на нем рабочими лопатками и валом называется ротором. Один ряд сопл и один диск с рабочими лопатками составляют ступень.

  По характеру тепловых процессов, происходящих в турбинах, они подразделяются на несколько групп: конденсационные; конденсационные с регулируемыми по давлению отборами пара; турбины с противодавлением.                                                              

Рис. 3. Схема турбинной ступени:

            1 – сопло (или группа сопл); 2 – лопатки; 3 – диск; 4 – вал

 

КОМПРЕССОРНЫЕ УСТАНОВКИ


Поделиться:



Последнее изменение этой страницы: 2019-04-09; Просмотров: 585; Нарушение авторского права страницы


lektsia.com 2007 - 2024 год. Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав! (0.484 с.)
Главная | Случайная страница | Обратная связь