Цели и задачи изучения дисциплины

Распределение учебного материала по видам занятий

Для заочной формы подготовки

Наименование раздела дисциплины

Содержание лекционного курса

Раздел 1. - 4 часа/ 2 часа

Место и роль нагнетателей и тепловых двигателей в системах теплоэнергоснабжения промышленных предприятий; типы коммуникаций в системах промтеплоэнергетики; классификация нагнетателей и тепловых двигателей; анализ влияния начальных условий, охлаждения и подвода тепла, сжимаемости и типа рабочего тела на работу сжатия и расширения; определение мощности машины, понятие о КПД нагнетателя и теплового двигателя;

 Основные понятия и определения (терминология). Классификация нагнетателей и тепловых двигателей (по принципу действия). Использование нагнетателей и тепловых двигателей в теплоэнергетике.

Основные параметры, характеризующие нагнетательные и расширительные машины. Термодинамические процессы сжатия и расширения газов. Анализ влияния начальных условий и рода газа на работу сжатия и расширения.

Уравнение сохранения энергии для потока массы при сжатии и расширении. Идеальные и реальные процессы. Общая классификация основных потерь. Интерпретация процессов в диаграммах состояния.

Определение работы и мощности машины, понятие о КПД нагнетательной и расширительной машины. Многоступенчатое сжатие и расширение. Схемы проточных частей нагнетательной и расширительной ступени турбомашины. Кинематика процессов, треугольники скоростей в осевой и радиальной ступенях. Активный и реактивный принципы работы. Определение окружного и осевого усилий в нагнетательной и расширительной машинах.

Газодинамические основы расчета турбомашин. Уравнение Эйлера. Анализ уравнения Эйлера применительно к осевой и радиальной ступеням (на примере нагнетательной машины). .

Раздел 2. – 4 часа/2 часа

Классификация и область применения нагнетателей объемного действия и поршневых детандеров; предельная степень повышения давления в ступени, распределение давления между ступенями, КПД компрессора; схемы поршневых компрессоров; нормализованные базы; принцип работы поршневого детандера; холодопроизводительность, КПД и отводимая мощность поршневого детандера;

Классификация нагнетателей объемного действия, особенности их работы, область применения. Ротационные (винтовые, зубчатые) и поршневые нагнетатели.

Поршневой компрессор. Работа сжатия газа в идеальном и реальном поршневом компрессоре. Удельная и полная работа и мощность поршневого компрессора. Мертвое пространство и его влияние на производительность поршневого компрессора. Предельная степень повышения давления в одной ступени, распреде­ление давления между ступенями. КПД компрессора.

Способы регулирования производительности поршневых и винтовых компрессоров, характеристики серийно выпускаемых компрессоров. Сопоставление с другими типами нагнетателей.

Методика определения основных размеров компрессоров, подбор привода. .

 Раздел 3. – 8 часов/ 2 часа

принцип работы и область применения нагнетателей кинетического действия; понятие удельной работы, напора и давления; газодинамические основы расчета турбомашин; теоретическая характеристика нагнетателя; общая классификация потерь в нагнетателях; учет потерь и переход к действительной характеристике; понятие о рабочей зоне характеристики; условия работы нагнетателя на сеть;

Классификация нагнетателей кинетического действия. Теоретический напор центробежного нагнетателя. Зависимость напора от характерных размеров ступени и частоты вращения колеса центробежного нагнетателя. Теоретические и действительные характеристики центробежных нагнетателей. Условия работы нагнетателя на сеть. Подобные режимы работы нагнетателя.

Совместная работа нагнетателей. Параллельная и последовательная работа нагнетателей на общую сеть.

Допустимая высота всасывания центробежного насоса. Кавитация.

Типы насосов и вентиляторов, области их применения. Надежность работы. Особенности конструкции центробежных и. осе­вых насосов и вентиляторов.

Методика выбора насосов и вентиляторов. Подбор привода.

Влияние сжимаемости рабочего тела на условия работы нагнетателей. Работа компрессора на сеть. Устойчивая и неустойчивая работа нагнетателей. Помпаж. Схема защиты турбокомпрессора от помпажа.

Центробежный и осевой, компрессор. Сопоставление показателей и обоснование преимущественных, зон применения. Надежность работы компрессоров.

Способы регулирования производительности нагнетателей. Особенности конструкций многоступенчатых центробежных и осевых компрессоров. Способы компенсация осевых усилий в турбокомпрессорах.

Методы и алгоритм расчета на ЭВМ основных размеров компрессоров. Технико-экономические показатели серийно выпускаемых турбокомпрессоров. Выбор компрессора и привода к нему.

Раздел 4 Паровые и газовые турбины.  – 10 часов/ 2 часа

область применения различных типов тепловых двигателей; классификация; типы паровых турбин; стандартные параметры пара; работа и мощность турбинной ступени; типы потерь в проточной части турбины; баланс энергии и структура КПД турбинной ступени; анализ потерь в характерных сечениях турбины; работа турбинной ступени в переменном режиме; понятие о диаграмме переменных режимов паровой турбины; основы регулирования мощности паровых турбин; принципиальные схемы паротурбинных установок;

Принцип работы и схемы газотурбинных установок; особенности работы высокотемпературных ступеней газовой турбины; работа газовой турбины в составе энергетических и приводных газотурбинных установок; область применения, классификация и особенности работы турбодетандеров; характеристика турбодетандера;

Анализ уравнения Эйлера для турбинной ступени. Активная и реактивная турбинная ступень. Особенности работы сопла с ко­сым срезом. Сопловая и рабочая решетки. Характер изменения параметров рабочего тела в проточной части турбинной ступени.

Работа и мощность, турбинной ступени. Внутренние и вне­шние потери в проточной части турбинной ступени, их физичес­кое толкование. Баланс энергии и структура КПД турбинной сту­пени. Зависимость КПД ступени от отношения окружной скорос­ти лопатки к скорости истечения рабочего тела из сопла.

Парциальный подвод рабочего тела, степень парциальности. Методика и алгоритм теплового расчёта турбинной ступени с ис­пользованием ЭВМ. Турбинная ступень скорости, ее назначение, схема устройства, принцип действия.

Достоинства и конструктивные особенности многоступенчатых активных и реактивных турбин. Понятие о «возврате тепла». Влияние коэффициента возврата на КПД многоступенчатой турбины. Характеристический коэффициент многоступенчатой турбины. Основы предварительного теплового расчета многоступенчатых турбин;

Классификация, типы, энергетические характеристики отече­ственных конденсационных и теплофикационных паровых тур­бин; Стандартные параметры пара. Приводные турбины. Влия­ние внешних факторов на работу и показатели экономичности турбоустановок.

Работа проточной части турбины при расходах и параметрах рабочего тела, отличных от номинальных. Зависимость расходов пара от мощности турбины. Связь расходов рабочего тела с дав­лением по отсекам турбины. Парораспределение.

Регулируемые и нерегулируемые отборы пара, пределы и ме­тоды регулирования. Переменный режим работы теплофикаци­онных паровых турбин с регулируемым отбором и конденсацией пара.

Газовые турбины. Классификация, типы, энергетические характеристики серийных турбин. Особенности конструкции газовых турбин. Регенерация отводимого тепла.

Раздел 5. Двигатели внутреннего сгорания. – 4 часа/ 2 часа

Поршневые компрессоры

На рис. 3.1 показаны типовые конструктивные схемы поршневых компрессоров: крейцкопфные (крейцкопф-ползун с шарниром) — с двусторонним всасыванием и бескрейцкопфные — одностороннего всасывания (мощностью до 100 кВт). По расположению цилиндров поршневые компрессоры подразделяют на вертикальные, горизонтальные и угловые. Угловые компрессоры подразделяют на прямоугольные (или L-образные, когда ряды цилиндров расположены вертикально и горизонтально, т. е. угол между их осями составляет 90 ), а также У-образные и Ш-образные — машины с наклонными цилиндрами, установленными У- и Ш-образно. Оппозитные компрессоры представляют собой горизонтальные машины с встречным движением поршней и расположением цилиндров по обе стороны вала; они отличаются высокой динамической уравновешенностью, меньшими габаритами и массой, и поэтому практически полностью вытеснили традиционный тип крупного горизонтального компрессора. Для машин малой и средней производительности основными являются два типа компрессора: прямоугольный и У-образный.

Рис. 3.1. Схемы типовых конструкций поршневых компрессоров и двигателей-компрессоров:
а) — бескрейцкопфные (одностороннее всасывание):
1 — вертикальный; 2 — У-типа; 3 — Ш-типа; 4 — горизонтальный оппозитный (корпусного типа);
5 — вертикальный со ступенчатым поршнем; 6 — двигатель-компрессор L-типа; 7 — двигатель-компрессор Ш-типа;
б) — крейцкопфные (с двусторонним всасыванием):
1 — в одну линию; 2 — L-типа; 3 — У-типа; 4 — Ш-типа; 5 — горизонтальный оппозитный;
6 — горизонтальный со ступенчатым поршнем; 7 — двигатель-компрессор L-типа

По числу ступеней сжатия различают одно-, двух- и многоступенчатые компрессоры. Многоступенчатое сжатие позволяет уменьшить температуру сжатого газа, увеличить КПД машины, снизить поршневые силы.

Поршневые компрессоры с лабиринтным уплотнением выполняются без поршневых колец и без смазки, т. е. уплотнение пары трения «цилиндр—поршень» представляет собой лабиринт, состоящий из ряда круговых канавок (рис. 3.2). Для уменьшения внутренних утечек газа компрессоры с лабиринтным уплотнением выполняются быстроходными, со скоростью движения поршня не менее 4 м/с. Для сокращения утечек в атмосферу сальники выполняются графитовыми с малыми зазорами и с лабиринтными канавками на внутренней поверхности. При сжатии газов, утечка которых в атмосферу недопустима, к сальникам под давлением подводится воздух, азот или другой безвредный газ. Компрессоры с лабиринтным уплотнением выпускаются одно- и многоступенчатыми, мощностью до 750 кВт на конечное давление до 10 МПа. Их стоимость выше стоимости обычных поршневых компрессоров, поэтому они применяются преимущественно для сжатия совершенно сухих газов (хлор, кислород) или в тех случаях, когда нежелательно присутствие в газе следов графита.

Родственными поршневым являются мембранные компрессоры, в которых объем газа изменяется при возвратно-поступательном движении эластичной мембраны, зажатой между крышкой и корпусом компрессора. Мембранные компрессоры обычно применяются при малых производительностях.

Рис. 3.2. Узел цилиндра:
1 — цилиндр; 2 — поршень;
3 — лабиринтное уплотнение

Двухроторные компрессоры

Двухроторный компрессор типа Рутс представляет собой бесклапанную машину объемного типа. Два идентичных, обычно симметричных, двухлопастных ротора вращаются в противоположных направлениях внутри корпуса, составленного из двух полуцилиндров с минимально возможными зазорами между роторами и между роторами и корпусом. Синхронизация вращения роторов осуществляется при помощи шестерен, расположенных снаружи корпуса. Сжатие газа в этой машине происходит одновременно с нагнетанием благодаря уменьшению объема газа вследствие встречного движения роторов (см. заштрихованную область на рис. 3.3, а, б). В тот момент, когда лопасть ротора соединяет отсеченную порцию газа с линией нагнетания, давление в рабочей камере скачкообразно увеличивается. Из P—V диаграммы видно (рис. 3.4), что такой способ малоэкономичен и обеспечивает малую степень сжатия газа.

Машины типа Рутс выпускаются производительностью от нескольких литров в минуту до 2000 м³/мин с давлением нагнетания до 0,15 МПа. Широкое применение этих машин, главным образом в качестве вакуум-насосов и газодувок, объясняется простотой их конструкций и эксплуатации, отсутствием трущихся элементов и смазки в проточной части, уравновешенностью, долговечностью.

Рис. 3.3. Принцип работы компрессора типа Рутс:
а) — такт всасывания; б) — такт отсечки;
в) — такт сжатия; г) — такт нагнетания

Рис. 3.4. Диаграмма компрессора типа Рутс:
1 — площадь abde, соответствует работе сжатия
в компрессоре типа Рутс; 2 — площадь acde,
соответствует работе сжатия поршневого компрессора

Винтовые компрессоры

Надежность в работе, малая удельная металлоемкость и габаритные размеры предопределили широкое распространение винтовых компрессоров. В частности, они практически полностью вытеснили другие типы компрессоров в передвижных компрессорных станциях, судовых холодильных установках.

Типовая конструкция двухроторного компрессора сухого сжатия, работающего без подачи масла в рабочую полость, показана на рис. 3.7. На ведомом роторе 1 выполнена винтовая нарезка с впадинами. Ведущий винтовой ротор 2 с выпуклой нарезкой соединен непосредственно или через зубчатую передачу с двигателем. Между роторами существует минимальный зазор, обеспечивающий безопасную работу компрессора, а синхронизация их вращения происходит при помощи шестерен 3. Роторы расположены в горизонтально-разъемном корпусе 4, имеющем несколько разъемов, а также расточки под винты, подшипники, уплотнения и камеры всасывания и нагнетания.

Рис. 3.7.Винтовой компрессор сухого трения:
1 и 2 — ведомый и ведущий роторы;
3 — синхро­низирующие шестерни; 4 — корпус

Уплотнения, состоящие из графитовых или баббитовых колец, отделяют подшипниковые узлы от рабочего объема корпуса. Между группами колец подается запирающий газ, препятствующий попаданию масла из подшипников в сжимаемый газ.

На рис. 3.8 схематично изображен принцип работы винтового компрессора. Между винтовыми поверхностями роторов и стенками корпуса образуются рабочие камеры (число их равно количеству заходов винтовой нарезки). Рассмотрим рабочий процесс на примере одной из камер. При вращении роторов объем камеры увеличивается; когда выступы роторов удаляются от впадин, происходит процесс всасывания (рис. 3.8, а). Когда объем камеры достигает максимума, процесс всасывания заканчивается, и камера оказывается изолированной стенками корпуса и крышками от всасывающего и нагнетательного патрубков. При дальнейшем вращении во впадину ведомого ротора начинает внедряться сопряженный выступ ведущего ротора. Внедрение начинается у переднего торца и постепенно распространяется к нагнетательному окну. С некоторого момента времени обе винтовые нарезки образуют общую полость (рис. 3.8, б), объем которой непрерывно уменьшается благодаря поступательному перемещению линии контактирования сопряженных элементов по направлению к нагнетательному окну. Дальнейшее вращение роторов приводит к вытеснению газа из полости в нагнетательный патрубок (рис. 3.8, c). Благодаря наличию нескольких камер и высокой частоте вращения роторов компрессор создает непрерывный поток газа.

Рис. 3.8.Процесс работы винтового компрессора

Отсутствие клапанов обеспечивает винтовым компрессорам возможность работать с высокими частотами вращения, т. е. получать большую производительность при сравнительно небольших габаритах. Существует также однороторная конструкция винтового компрессора, где замыкание камер реализуется при помощи двух отсечных шестерен, причем оси их вращения нормальны к плоскости, в которой лежит ось вращения ротора.

Центробежные компрессоры

Центробежные компрессоры по сравнению с поршневыми имеют малые габариты и массу, приходящиеся на единицу производительности, обеспечивают подачу сжатого газа без пульсаций, в них отсутствуют поступательно движущиеся части, а значит, инерционные силы, передаваемые на фундамент, незначительны. Сжатие газа происходит без загрязнения его маслом, т. к. в зоне сжатия нет трущихся пар, смазываемых маслом. По конструктивным особенностям центробежный компрессор экономичен при больших производительностях (более 120 м³/мин).

На рис. 3.9 показана принципиальная схема центробежного компрессора. Центробежные компрессоры имеют несколько ступеней, число которых зависит от требуемой степени сжатия газа. Каждая ступень состоит из рабочего колеса 3, диффузора 4 и направляющего аппарата 5 и по конструкции напоминает устройство центробежного насоса. При вращении рабочего колеса 3 вблизи его оси образуется разрежение, вследствие чего газ поступает по всасывающему патрубку 1. В рабочем колесе под действием центробежных и газодинамических сил, возникающих при обтекании лопастей, происходит повышение давления и скорости газа. В диффузоре 4 скорость снижается, а давление увеличивается. В следующую ступень сжатый газ поступает через обратный направляющий аппарат 5. Пройдя все ступени, газ попадает в выходную улитку 6 и направляется в нагнетательный трубопровод.

Рис. 3.9. Схема трехступенчатого центробежного компрессора:
1 — всасывающий патрубок;
2 — вал;
3 — рабочее колесо;
4 — диффузор;
5— направляющий аппарат;
6 — выходная улитка;
7 — подшипник

Осевые компрессоры

Степень сжатия в одной ступени осевого компрессора невелика и составляет t = 1,15 ¸ 1,35. Поэтому для получения высокого давления осевые компрессоры выполняют многоступенчатыми.

В многоступенчатых осевых компрессорах (рис. 3.10) газ через входной патрубок 1 и конфузор 2 поступает в проточную часть компрессора и перемещается последовательно от лопаток входного направляющего аппарата 3 через группу ступеней сжатия, спрямляющий аппарат 6, диффузор 7 и выходной патрубок 9. Рабочие колеса 4 ступеней вместе с валом, на котором они насажены, образуют ротор, опирающийся на подшипники 8; направляющие аппараты 5 (служащие для частичного преобразования кинетической энергии в потенциальную) вместе с корпусом, в котором они закреплены, — статор.

Входной патрубок 1 служит для равномерного подвода газа к кольцевому конфузору 2, который предназначен для ускорения потока перед входным направляющим аппаратом и создания равномерного поля скоростей и давлений.

Рис. 3.10.Схема осевого компрессора:
1, 9 — патрубки всасывания и подачи; 2 — конфузор; 3 — входной направляющий аппарат; 4 — рабочие лопасти; 5 — направляющие лопатки; 6 — спрямляющий аппарат; 7 — диффузор; 8 — подшипник

Конструкции вентиляторов

Центробежный (радиальный) вентилятор по конструкции аналогичен центробежному насосу (рис. 2.3). Это тип вентиляторов — один из наиболее часто используемых в химической промышленности.

Хотя вентиляторы относятся к компрессорным машинам, расчет характеристик вентиляторов допустимо проводить в рамках теории насосов (см. п. 2), исходя из того, что степень сжатия газов в вентиляторах незначительна, т. е. изменением термодинамических параметров газов в них можно пренебречь.

В качестве основных параметров вентиляторов приняты: производительность Q, м³/с; полное давление Dp = rgH, Па; статическое давление D p_ст = Dp – Dp_дин, Па; эффективная мощность N_эф, Вт; КПД, вычисленные по полному и статическому давлениям соответственно: , .

По предложению ЦАГИ коэффициентом быстроходности вентилятора принято считать частоту вращения вентилятора данного типа, который в режиме максимального КПД подает 1 м³/с газа, создавая условное давление 294 Па 30 кгс/м² (30 кгс/м²294 Па), т. е. для вентиляторов коэффициент быстроходности равен

,                                     (3.1)

где H_опт — оптимальный напор, приведенный к плотности газа 1,2 кг/м³.

Подробнее с особенностями конструкций и рабочими характеристиками центробежных вентиляторов можно ознакомиться по справочникам и каталогам [38–44]. Технические характеристики некоторых вентиляторов и дымососов представлены в табл. 3.1–3.6, а типичная универсальная характеристика (построенная при разных частотах вращения рабочего колеса) центробежного вентилятора — на рис. 3.11.

Рис. 3.11. Типичная универсальная характеристика центробежного вентилятора (ВВД № 11) при n=var

направлении оси вращения. Осевые вентиляторы просты в изготовлении, компактны и реверсивны. По сравнению с центробежными вентиляторами они имеют более высокие КПД и подачу при относительно малой степени сжатия.

Рис. 3.12. Схема осевого вентилятора;
1 — коллектор; 2 — входной направляющий аппарат;
3 — рабочее колесо; 4 — выходной направляющий
аппарат; 5 — кожух (обечайка); 6 — обтекатель

В прямоточном радиальном вентиляторе (рис. 3.13) газ вначале движется в осевом направлении и поступает во вращающееся рабочее колесо, где под действием центробежной силы проходит в радиальном направлении через межлопаточные каналы и выходит сквозь кольцевой радиальный лопастной диффузор (направляющий аппарат); в диффузоре часть динамического напора преобразуется в статический, КПД вентилятора достигает 70 %. Одним из его преимуществ является возможность размещения электродвигателя внутри кожуха, что снижает его шумность вентилятора.

Рис. 3.13. Схема прямоточного вентилятора:
1 — корпус; 2 — рабочее колесо; 3 — диффузор

Смерчевой вентилятор (рис. 3.14) имеет рабочее колесо с небольшим числом лопаток, прикрепленных к заднему диску. Это колесо размещено в специальной нише в задней стенке спирального кожуха. При вращении колеса возникает вихревое течение, аналогичное смерчу, в центральной и периферийной частях которого образуется перепад давлений, являющийся побудителем движения воздуха. Вследствие этого часть потока с содержащимися в нем примесями проходит через нагнетатель, минуя рабочее колесо. КПД вентилятора не превышает 60 %.

Рис. 3.14. Схема смерчевого вентилятора:
1 — кожух; 2 — лопатка; 3 — задний диск

Диаметральный вентилятор (рис. 3.15) имеет следующий принцип действия. Если во вращающееся колесо барабанного типа поместить неподвижное тело, расположенное несимметрично относительно оси колеса, то осесимметричный вихрь, образующийся вокруг колеса, смещается в сторону, и возникает направленное течение газа перпендикулярно к оси вращения колеса. Поперечное течение появляется также при установке лопаточного колеса в несимметричном коленообразном корпусе. Диаметральные вентиляторы могут создавать значительные давления даже при невысоких окружных скоростях рабочих колес, поскольку поток газа дважды пересекает лопатки колеса. К недостаткам диаметральных вентиляторов относятся невысокий КПД (максимальный 60–65 %), повышенная шумность работы, существенные перегрузки электродвигателя при уменьшении сопротивления сети.

Рис. 3.15. Схема диаметрального вентилятора:
1 — рабочее колесо; 2 — корпус; 3 — неподвижное тело

Элементы теории компрессорных машин

Основные закономерности работы компрессорных машин объемного типа рассмотрим на примере поршневого компрессора. Расчеты многообразных динамических типов компрессоров отличаются и приведены в [4, 6, 8].

Для упрощения анализа работы поршневого компрессора вводят понятие идеального поршневого компрессора, которому приписывают следующие свойства: 1) объем мертвого пространства равен нулю; 2) клапаны безинерционны, и их гидравлическое сопротивление равно нулю; 3) отсутствует теплообмен между газом и компрессором (адиабатный процесс); 4) отсутствуют утечки газа; 5) перекачиваемый газ — идеальный.

Производительность идеального поршневого компрессора определяется по формуле

Q_т = SLn,                                   (3.2)

где S — рабочая площадь поверхности поршня, L — ход поршня; n — число двойных ходов поршня в единицу времени.

Работа за цикл идеального поршневого компрессора равна

,                       (3.3)

где k — показатель адиабаты сжимаемого газа; p₁ — давление на линии всасывания; V₁ — всасываемый объем.

Средняя мощность идеального поршневого компрессора

,                       (3.4)

а средняя мощность поршневого компрессора при изотермическом сжатии

.                                      (3.5)

Производительность реального поршневого компрессора связана с Q_т через коэффициент подачи  :

Q₀ = lQ_т.                                     (3.6)

Коэффициент подачи, в свою очередь, определяется как произведение частных коэффициентов подачи:

l = l_в l_т l_р l_г l_j .                                          (3.7)

Здесь l_в — коэффициент всасывания, характеризующий снижение производительности из-за мертвого пространства; l_т — коэффициент подачи, учитывающий влияние подогрева газа на производительность; l_р — коэффициент подачи, учитывающий влияние сопротивления всасывающего клапана на производительность компрессора; l_г — коэффициент герметичности, учитывающий влияние прямых утечек газа на производительность компрессора (является аналогом объемного КПД насосов); l_j — коэффициент подачи, учитывающий влияние влажности газа на производительность (при сжатии газа часть паров конденсируется, что приводит к дополнительному снижению объема сжатого газа).

Индикаторная диаграмма реального поршневого компрессора (рис. 3.16) является важным средством для контроля над работой компрессора; для ее построения используется специальный самописец, устанавливаемый обычно непосредственно на компрессоре. Работа за цикл пропорциональна площади индикаторной диаграммы. Процессу всасывания соответствует линия 4–1, процессу сжатия газа — линия 1–2, процессу нагнетания — линия 32–43, расширение газа, оставшегося в мертвом пространстве, описывается линией 3–4. «Всплески» вблизи точек 2 и 4 характеризуют инерционность клапанов, приводящую к запаздыванию их открытия. При появлении тех или иных неполадок в работе поршневого компрессора индикаторная диаграмма искажается, что позволяет использовать ее как средство диагноза технического состояния компрессора.

Рис. 3.16. Индикаторная диаграмма работы поршневого компрессора

Среднюю мощность, потребляемую реальным поршневым компрессором (при условии, что показатели политропы сжатия и расширения газа практически равны), можно определить по формуле

,                      (3.8)

где m — показатель политропы сжатия и расширения газа (их можно считать практически равными); h h — механический КПД машины; p₀ — давление на линии всасывания (p₀  p₁).

Регулирование производительности компрессорных машин

Способы регулирования производительности машин динамического типа — те же, что и динамических (в частности, центробежных) насосов (см. п. 2).

Для регулирования подачи поршневого компрессора как типичного представителя объемных машин используют один из следующих способов:

- периодическое отключение привода компрессора. Этот способ реализуют при наличии на линии нагнетания газонакопительной емкости (ресивера), обычно для машин малой производительности с воздушным охлаждением;

- изменение частоты двойных ходов поршня n (допустимо в ограниченных пределах, не приводящих к существенному нарушению динамической балансировки машины);

- увеличение объема мертвого пространства путем подключения к рабочей камере машины одного или нескольких баллончиков (приводит к снижению производительности компрессора);

- дросселирование газа (производится на линии всасывания, при этом снижается коэффициент l_р).

- байпасирование — перепуск части газа на линию всасывания (для воздуха возможен сброс в атмосферу);

- задержка момента закрытия всасывающего клапана (при помощи специального механизма, например кулачкового; является самым экономичным способом, т. к. снижение производительности примерно пропорционально уменьшению затрат мощности).

4. Общие сведения о струйных аппаратах

Устройства, в которых путем непосредственного контакта (смешения) осуществляется процесс передачи кинетической энергии одного потока другому, называют струйными аппаратами (СА).

СА используются в разнообразных технологических процессах. Широкое их применение обусловлено рядом достоинств: простотой конструкции и технологии изготовления; малыми габаритами и массой; отсутствием подвижных рабочих органов; полной герметичностью; легкостью совмещения с другим технологическим и лабораторным оборудованием; надежностью в эксплуатации и долговечностью. Эти достоинства, несмотря на весьма низкий КПД СА, обеспечили им применение в самых различных областях техники.

СА используются в качестве:

- паро-воздушного эжектора для обеспечения высокого вакуума [10], в том числе в конденсационных установках паровых турбин ТЭС и АЭС [11];

- газового эжектора для повышения эффективности эксплуатации систем нефтегазосбора [12];

- паро-воздушного компрессора в холодильных установках [13]; для охлаждения воды в системе кондиционирования воздуха;

- паро-воздушного дутьевого инжектора в котельных установках [13, 14];

- газовой инжекционной горелки в печах [13] и сушилках [31];

- паро-жидкостного инжектора в роли питательного насоса в энергетических установках [10, 14, 16];

- тягового органа для реактивных двигателей самолетов [28], а также судовых движителей [16, 29];

- диспергатора в системах жидкость—жидкость [17];

- элеватора для присоединения отопительных установок к тепловым сетям [14];

- гидроструйного насоса для перемещения жидкостей и суспензий [14, 18–20];

- водогазового эжектора (гидроструйного эжектора или компрессора) для отсасывания газов и создания вакуума в различных емкостях [14];

- для сбора и транспорта нефтяных газов [21];

- диспергирования и смешения газа в жидкости [14, 18, 22];

- побудителя тяги для пневмотранспорта [14, 23–26] и пылеуборки [27].

Следует отметить, Что Струйные Ааппараты относятся к нестандартному оборудованию. Это в какой-то мере объясняет появление в технической литературе различных названий одного и того же типа СА и появление ошибок при их проектировании.

Классификация СА, а также теория и основные задачи, которые приходится решать при разработке различных типов СА, наиболее полно изложены в [14].

                      Турбины паровые и газовые

                                        Принцип работы турбины

Турбина - ротативный тепловой двигатель с непрерывным процессом преобразования тепловой энергии рабочего вещества в механическую работу. Кинематическая схема её предельно проста.

Турбина состоит из двух основных узлов:

 1.Вращающаяся часть - ротор, и

 2.Неподвижная часть - корпус (статор).

Перед каждым диском с рабочими лопатками укреплен сопловой аппарат, состоящий из нескольких неподвижных сопел, закрепленных в корпусе.

Основным условием работы турбины является наличие разности давлений – перед сопловым аппаратом и за рабочими лопатками.

Сопла, совместно с рабочими лопатками, образуют проточную часть турбины. В проточной части происходит двойное преобразование энергии рабочего вещества:

1.в соплах потенциальная энергия пара или газа превращается в кинетическую; на выходе из со пел скорость потока составляет сотни метров в секунду;

2.на рабочих лопатках кинетическая энергия потока непосредственно превращается в механическую работу вращения вала турбины; скорость вращения, как правило, составляет тысячи оборотов в минуту.

Общая классификация паровых и газовых турбин

1. По принципу действия: активные и реактивные,

2. По количеству ступеней: одноступенчатые и многоступенчатые.

Многоступенчатые, в свою очередь, могут быть со ступенями давления, со ступенями скорости и комбинированные (как со ступенями скорости, так и со ступенями давления).

3. По направлению потока рабочего вещества:

осевые, радиальные и тангенциальные.

Подразделение турбин по принципу действия

Активные турбины (турбинные ступени)

Проточная часть, состоящая из одного ряда сопел и одного ряда рабочих лопаток, образует простейшую турбинную ступень.

В активном варианте ступени расширение рабочего вещества (падение давления) имеет место только в соплах; на рабочих лопатках давление остается постоянным.

Работа осуществляется за счет непосредственного ударного действия потока на лопатки.

Характер изменения давления и скорости показан на графике, рис.2, где Р₀ – Р₁ – Р₂ - линия изменения давления, а С₀ – С₁ – С₂ - линия, характеризующая изменение абсолютной скорости потока; С - сопловой аппарат, РЛ - рабочие лопатки.

Реактивные турбинные ступени

Расширение рабочего вещества имеет постепенный характер: давление частично падает в соплах, а затем - до конечного значения - на рабочих лопатках, что обусловливается соответствующим профилем проточной части.

На лопатках, вследствие наличия перепада давлений, наряду с непосредственным ударным (активным) действием струи, появляется реактивная отдача, т.е., полная сила, действующая на лопатку, складывается из двух составляющих.

Характер изменения давления и абсолютной скорости дан на рис.За, а действующих сил - на рис.3б, где Рд - сила активного воздействия, Рр - реактивная сила, а Р - полная сила, действующая на рабочую лопатку.

Подразделение турбин по количеству ступеней

Одноступенчатые турбины

Комбинация одного ряда (по окружности) сопел и одного венца рабочих лопаток называется активной или реактивной ступенью.

Многоступенчатые турбины

Турбины со ступенями давления

Рис.4

Характер изменения давления и абсолютной скорости потока в этом случае представлен на рис.4а (активный вариант) и рис.4б (реактивный).

Турбины со ступенями скорости

Идея ступеней скорости состоит в том, что кинетическая энергия, полученная в соплах, превращается в механическую работу не на одном венце рабочих лопаток, а на нескольких, расположенных последовательно. Между венцами рабочих лопаток находятся венцы (ряды) направляющих лопаток для придания струе нужного направления.

В этом случае каждый из рабочих венцов представляет собой ступень скорости. Турбины такого типа могут быть двух- и трехвенечными.

На рис.5а показана проточная часть двухвенечной турбины. Здесь С - сопла; РЛ1 - рабочие лопатки первого венца; НЛ - направляющие лопатки; РЛ2 - рабочие лопатки второго венца.

Турбины со ступенями скорости могут быть чисто активного типа или же с небольшой степенью реакции (т.е., небольшим падением давления на рабочих и направляющих лопатках).

Характер изменения давления и скорости в турбине такого типа показан на рис.5б (активный вариант) и 5в (вариант с реакцией).

Рис.5

Турбины со ступенями скорости и давления (комбинированные)

В этом случае обычно первая ступень выполняется в виде колеса с двумя венцами скорости, а остальные - ступени давления активного или реактивного типа.

Подразделение турбин по направлению потока рабочего вещества

Турбины могут быть осевого типа, радиальные и тангенциальные.

Турбины осевого типа

В турбинах осевого типа генеральное направление движения рабочего тела совпадает с направлением оси ротора. К турбинам такого типа относятся все выше рассмотренные конструкции, и это самый распространенный вариант турбин, используемых для привода электрогенераторов.

Турбины радиального типа

В турбинах такого типа генеральное направление движения рабочего потока осуществляется в радиальном направлении: либо из района оси ротора к периферии дисков, либо наоборот - от периферии в район оси

Первый вариант показан на рис.6. Турбина с единой проточной частью имеет два диска, насаженных на отдельные валы, и вращающихся в разные стороны. Соответственно, единый турбоагрегат имеет два электрогенератора. Путь пара на рис.6а показан стрелками, а на рис.6б изображена проточная часть. В турбине нет неподвижных направлявших аппаратов; все расширение рабочего вещества происходит на рабочих лопатках.

."~ а.              б.

Рис.6                     Рис.7

Второй вариант радиальной турбины (центростремительный) показан на рис.7. Рабочее тело подводится к диску через сопловой аппарат, расположенный по периферии, и, после взаимодействия с рабочими перегородками, на диске, отводится вдоль оси.

Этот вариант имеет место при создании турбин для газотурбинных установок малой мощности.

Турбины тангенциального типа

Рабочее вещество подходит к колесу почти по касательной (тангенциально) к его наружной части, где располагаются лопаточные карманы. Схема турбины и её элементов дана на рис.8.

Классификация паровых турбин

Может быть предложена следущая классификация паровых турбин:

А. В зависимости от характера теплового процесса паротурбинной установки.

1.Турбины конденсационные

а). турбины конденсационные без отборов пара

б). турбины конденсационные с промежуточными отборами пара

1.с нерегулируемыми отборами

2.с регулируемыми отборами

3.как с регулируемыми, так и нерегулируемыми отборами

в). турбины с промежуточным подводом пара

г). турбины мятого пара

2.Турбины с повышенным давлением на выхлопе

а). турбины с ухудшенным вакуумом

б). турбины с противодавлением

в). турбины предвключенные

Б. В зависимости от давления пара, поступающего в турбину: низкого, среднего, высокого и сверхкритического.

Турбины конденсационные без отборов пара

Турбины конденсационные с нерегулируемыми отборами

Нерегулируемые отборы пара, называемые также регенеративными, предназначены для подогрева питательной воды, поступающей затем в парогенераторы. Количество регенеративных отборов зависит от начальных параметров пара в турбоустановке и составляет от 5 до 8 (рис.10). Свое название (нерегулируемые) они получили от того, что давление пара в них не остается постоянным, а изменяется самопроизвольно, в зависимости от расхода пара на турбоагрегат.

Турбины с регулируемыми отборами

Регулируемыми называются отборы, в которых давление отбираемого пара на всех режимах работы турбоагрегата автоматически поддерживается постоянным или же регулируется в заданных пределах с тем, чтобы потребитель получал пар определенного качества. Существует два вида тепловых потребителей: промышленные, где требуется пар с давлением до 1,3 ¸ 1,5 МПа (производственный отбор) и отопительные, с потребным давлением 0,05 ¸ 0,25 МПа (теплофикационный отбор) (Рис.11а). Если требуется пар как производственного, так и отопительного назначения, то в одной турбине могут быть осуществлены два регулируемых отбора: промышленный и теплофикационный (рис11б).

Турбины с регулируемыми и нерегулируемыми отборами

В таких турбинах предусмотрены как регенеративные, так и регулируемые. Отборы (рис.12, а). и б).). Как правило, из камеры регулируемого отбора часть пара направляется на подогрев питательной воды, а остальное количество (по потребности) - тепловым потребителям.

Турбины с промежуточным подводом пара (турбины двух давлений)

В этих турбинах в промежуточную ступень подводится пар, имеющий достаточный потенциал (давление), отработавший где-либо в технологических процессах, т.е., пар с производства, который по каким-то причинам не может быть рационально использован на самом производстве (рис.13).

Турбины мятого пара

Эти турбины применяются для использования пара низкого давления, отходящего с производства после технологических процессов, который по каким-либо причинам не может быть использован для отопительных или технологических нужд. Давление такого пара обычно несколько выше атмосферного, и он направляется в специальную конденсационную турбину, называемую турбиной мятого пара.

Турбины с ухудшенным вакуумом

Турбины с ухудшенным вакуумом имеют давление на выхлопе ниже атмосферного, но в 15 ¸ 20 раз выше, чем обычные конденсационные, т.е., 0,05 ¸ 0,09 МПа. Отработавший пар, соответственно, имеет значительную температуру - до 90 °С. Вместо конденсатора здесь ставится бойлер, через который прокачивается сетевая вода, используемая далее для отопительных, бытовых или агрономических целей.

Турбины с противодавлением

У этих турбин отсутствует конденсатор. Отработавший пар, имеющий давление выше атмосферного, поступает в специальный сборный коллектор, откуда направляется к тепловым потребителям, отопительным или производственным.

Давление на выхлопе (и в коллекторе) поддерживается в соответствии с требованиями объекта теплоснабжения, (рис.14).

Предвключенные турбины

Предвключенными называются турбины с противодавлением, отработавший пар которых направляется далее в обычные конденсационные турбины для глубокого расширения. В таком варианте предусматриваются два электрогенератора (рис.15), т.е., турбоагрегат является единым по паровому потоку, но с раздельной выработкой электроэнергии.

Подразделение турбин в зависимости от давления свежего пара

Это подразделение носит весьма условный характер и может быть представлен® следующим образом.

Из истории создания паровых турбин

Идея использования энергии струи пара для совершения механической работы известна человечеству очень давно. Еще за 2100 лет до наших дней Героном Александрийским был изобретен прибор в виде полого шара, питаемого через полую ось паром, который выпускался из шара через трубки в тангенциальном направлении, приводя шар во вращение (рис.1б). Подобным прибором пользовались египетские жрецы. Прибор, названный Героном "эолпилом", был отдаленным прототипом реактивной турбины.

В 1629 г. итальянский математик и инженер Джовани Бранка предложил проект турбины в виде укрепленного на вертикальной оси диска с лопатками, вращаемого струей пара, которая подводилась тангенциально к диску. По принципу работы колесо Бранка является прототипом активных паровых турбин.

Колесо Бранка предназначалось для привода ткацких станков, однако вследствие малой производительности и очень низкой экономичности эта турбина не получила промышленного применения.

Попытки создать турбинный двигатель предпринимались во многих промышленно развитых странах.

Применение паровых турбин в качестве первичного двигателя являлось очень заманчивым, т.к. в турбинах сразу получалось равномерное вращательное движение ротора и не было необходимости в специальных преобразующих кривошипно-шатунных устройствах, усложнявших двигатель.

Так, за первые две трети XIX века было сделано свыше 200 предложений на постройку паровых турбин.

Такие работы имели место и в России. В частности, в 1806 - 1813 годах на Сузунском заводе на Алтае сооружал модели паровых активных турбин изобретатель Поликарп Залесов. 13 ноября 1806 г. Залесов в донесении на имя начальника Колывано-Воскресенских заводов предложил построить паровую машину, в которой "...будет деревянное колесо в подобие водяного наливного, и пар, пущенный из котла, будет действовать ударом на перья колеса."

В рапорте 3 апреля 1807 г. П.Залесов пишет: "Модель паровой машины кончена и приводится в надлежащее действие; я принимаюсь теперь рассматриванием обстоятельств, находящихся в устроении большой паровой машины". Модель, в которой "перья" (т.е., рабочие лопатки) были сделаны из железа, была направлена после её изготовления для испытания на Барнаульский завод.

Однако по ряду причин теоретического и технологического плана паровая турбина получила практическое применение лишь в самом конце XIX века. Последовательно в этот период развитие паровой турбины происходило следующим образом.

В 1878 г. шведский инженер Лаваль сконструировал сепаратор для молока, который должен был работать при 6000 - 7000 об/мин. В качестве двигателя к сепаратору он предложил реактивную паровую турбину в примитивной форме сегнерова колеса (рис.17), и в 1883 г. получил патент на турбину такого типа. Однако эта турбина имела крупный недостаток - огромный расход пара и, соответственно, низкую экономичность. В результате, Лаваль стал проводить работы и экспериментальные исследования в другом направлении, и в 1890 г. его заводом была выпущена паровая турбина совершенно другого типа: она была одноступенчатая, активная и при числе оборотов 30000 в минуту развивала мощность 5 л.с. (3,68 КВт). В комплекте с турбиной имелся зубчатый редуктор с понижением числа оборотов на выходном валу до 3000 об/мин. К 1900 г. турбины Лаваля строились уже мощностью до 300 - 500 л.с. при числе оборотов до 10000 в минуту.

Пар использовался насыщенный при давлении до 10 кгс/см² с выпуском в конденсатор с глубоким вакуумом.

Промышленная реактивная турбина была построена английским инженером Чарльзом Парсонсом. В теоретической части Парсонс исходил из широко известных исследований Леонарда Эйлера и его струйной теории течения вещества. Парсонс успешно перенес струйную теорию, разработанную Эйлером применительно к водяным турбинам, на паровую турбину.

Первая турбина Парсонса была построена в 1884 году; она была осевого типа, многоступенчатая и при числе оборотов 17000 в минуту развивала мощность 6 л.с. Начальное давление пара составляло 7 кгс/см². Турбина предназначалась для привода электрогенератора.

В рассматриваемый нами период начинается использование электроэнергии для целей освещения, а затем и для энергетических нужд промышленности. Появляются первые электростанции постоянного тока первоначально с приводом электрогенератора от паровой поршневой машины.

Однако паровая машина вскоре начинает заменяться турбиной как более простой, быстроходной, компактной и экономичной.

Таким образом, к концу XIX века паровая турбина вышла из стадии экспериментальных исследований, и началось её практическое использование для привода электрогенераторов. Дальнейшее развитие стационарных паровых турбин самым тесным образом связано с ростом выработки и использования электроэнергии для различных целей.

На европейском континенте паровые турбины получили всеобщее признание в качестве двигателя электрогенераторов только с 1899 г. В этом году в немецком городе Эльберфельде на электростанции для привода генераторов впервые были применены две турбины Парсонса мощностью по 1000 кВт. Заказ на английские турбины при высоком уровне строительства паровых машин в Германии приковал пристальное внимание мировой технической общественности. Испытание турбин было поручено лучшим и авторитетнейшим немецким специалистам. Опубликованный ими в 1900 г. отчет установил неоспоримое преимущество паровой турбины перед другими типами двигателей, служившими для привода генераторов электрических станций. Эти события получили в истории название "эльберфельдской битвы", и именно после нее начинается широкое использование паровых турбин на электростанциях. Мнение технических и промышленных кругов резко изменилось в пользу паровых турбин, тем более, что энергетическое хозяйство в начале XX века уже требовало выработки энергии на крупных электростанциях, и те мощности, которые можно было получать от паровых машин и двигателей внутреннего сгорания, не удовлетворяли потребителей.

Развитии паротурбостроения в России и Советском Союзе

В дореволюционной России строились как стационарные, так и судовые паровые турбины. Особенно большие успехи были достигнуты российскими конструкторами и технологами в 1910 - 1914 годах в проектировании и изготовлении корабельных паровых турбин. В этот период был построен ряд паротурбинных агрегатов единичной мощностью до 11000 ¸ 16000 л.с. для крупных военных кораблей. По некоторым данным общая мощность построенных в России корабельных паровых турбин превысила 1000000 л.с.

Стационарное же турбостроение в дореволюционной России развивалось менее успешно. Первым строителем отечественных стационарных паровых турбин стал Металлический завод в Санкт-Петербурге (впоследствии Ленинградский металлический завод). Здесь в 1904 году была создана паротурбинная мастерская и в 1907 году здесь был изготовлен первый паротурбинный агрегат для привода электрогенератора мощностью 200 кВт.

Турбина была конденсационная с начальным давлением пара 10 кгс/см² и температурой 250 °С.

Завод строил активные многоступенчатые турбины с единичной мощностью агрегата до 1250 кВт; основная же масса турбин имела мощность 100 ¸ 335 кВт. До 1917 года было построено всего 26 турбоагрегатов суммарной мощностью около 9000 кВт.

В послереволюционные годы постройка паровых турбин получила в Советском Союзе большой размах, по следующим причинам:

1.паровая турбина - основной тип двигателя на тепловых электростанциях, строительство которых предусматривалось сначала планом ГОЭЛРО (20 электростанций), а затем Государственными пятилетними планами;

2.паровая турбина - основной тип двигателя для кораблей с силовыми установками большой мощности.

Металлический завод возобновил постройку турбин в 1923 году.

Отсутствие квалифицированных кадров, опыта в производстве турбин, имеющем много специфического, усложнило эту задачу. Год уходит на изготовление первой турбины мощностью в 2000 кВт, выпущенной в 1924 году. Турбина - конденсационная с начальным давлением пара 11 кгс/см² и температурой 300 °С.

К 1926 г. завод выпустил ряд турбин мощностью до 3000 кВт при тех же параметрах пара. В 1926 г. ЛМЗ построил турбину в 10000 кВт и стал подготавливать производство турбин более крупных мощностью 24000 и 50000 кВт при давлении пара 26 кгс/см² - и температуре 375 °С.

К октябрю 1928 г. ЛМЗ выпустил 81 турбину на разные мощности в общей сложности на 140000 кВт.

В 1931 г. ЛМЗ начал выпускать конденсационные двухцилиндровые турбины мощностью 50000 кВт, с параметрами пара 29 кгс/см² и 400 °С.

Турбостроение в СССР развивалось на базе широко развернутой научно-исследовательской работы, позволившее критически использовать зарубежный опыт и создать свои собственные оригинальные конструкции.

К 1933 г. выпуск турбин настолько возрос, что Советский Союз освободился от иностранной зависимости в этом отношении.

Наряду с развитием конденсационных турбин в стране особое внимание было обращено на турбины для комбинированной выработки электроэнергии и тепла: с промышленным и теплофикационным отборами, а также с противодавлением.

В 1937 г. на ЛМЗ была выпущена первая конденсационная двухцилиндровая одновальная турбина мощностью 100000 кВт при параметрах пара 29 кгс/см² и 400 °С.

С 1938 г. такие же турбинн стал строить Харьковский турбинный завод.

Стационарные турбины меньших мощностей строились на других заводах: Кировском заводе в Ленинграде, Невском заводе им.Ленина, Уральском турбостроительном заводе, Брянском машиностроительном заводе, а затем и на Калужском турбинном заводе и на других.

Таким образом, до Великой Отечественной войны заводы нашей страны выпускали большое количество типов турбин от самых малых мощностей (0,5 ¸ 5 кВт) до турбин средних мощностей (до 6000 кВт) и наиболее мощных - до 100000 кВт.

В годы Отечественной войны темп постройки новых турбин резко снизился. Основные турбостроительные заводы были полностью или частично эвакуированы на восток и переведены на производство военной продукции. Однако в военные годы была проделана большая конструкторская работа по подготовке послевоенного производства паровых турбин, стоящих на более высоком техническом уровне. Особое внимание было обращено на широкую унификацию элементов и узлов турбин. Унификация стала рассматриваться как один из основных принципов проектирования, который существенно удешевлял серийное производство турбин. Кроме того, в отечественном турбостроении стала широко применяться сварка, что также благоприятно сказывается на качестве турбинных деталей и на стоимости турбины.

Очередной задачей послевоенного турбостроения явилось проектирование и создание паровых турбин на высокие и сверхвысокие параметры пара и широкое внедрение их.

В 1946 г. на ЛМЗ была построена турбина мощностью 100000 кВт при начальных параметрах пара 90 кгс/см² и 480 °С.

В 1952 г. была построена первая турбина мощностью 150000 кВт при параметрах пара 170 кгс/см² и 550 °С.

Таким образом, примерно за три десятка лет в Советском Союзе была создана мощная промышленность, изготавливающая турбины стационарные и судовые в широком диапазоне мощностей и на различные параметры пара.

В последующие годы продолжалось прогрессивное развитие турбостроения. На ведущих турбостроительных заводах - Ленинградском и Харьковском - с 1958 г. был освоен выпуск паровых турбин мощностью 150000 и 200000 кВт при параметрах пара 130 кгс/см² и 565 °С.

С этими же параметрами начали производиться турбины для комбинированной выработки электроэнергии и тепла мощностью 50000, 80000 и 100000 кВт на Уральском заводе.

В период с 1960 по 1968 годы в Ленинграде и Харькове был освоен выпуск турбин мощностью 300000, 500000 и 800000 кВт, работающих со сверхкритическими параметрами пара: 240 кгс/см² и 540 °С.

В 1977 г. была построена и сдана в эксплуатацию самая крупная отечественная конденсационная паровая турбина мощностью 1200000 кВт со сверхкритическими параметрами пара.

В 1954 г. возникло новое направление в паротурбостроении - создание турбин для атомных электростанций.

Первая в мире промышленная атомная электростанция мощностью 5000 кВт была введена в эксплуатацию 27 июня 1954 г. В течение 10 лет после этого производилась проверка и отработка всех вопросов, связанных с особенностями эксплуатации, надежности, экономичности, и осуществлялась подготовка к производству промышленных образцов турбин.

Начиная с 1964 г. был освоен выпуск турбин для АЭС мощностью 70000, 220000, 500000 и 1000000 кВт при давлении пара перед турбинами, соответственно, 29, 44 и 65 кгс/см².

Краткое обозначение основных заводов, производящих турбины

ЛМЗ - Ленинградский металлический завод

ХТГЗ (ХТЗ) - Харьковский турбогенераторный завод

УТМЗ (УТЗ, ТМЗ) - Уральский турбомоторный завод

НЗЛ - Невский завод им.Ленина (в Ленинграде)

БМЗ - Брянский машиностроительный завод

КТЗ - Калужский турбинный завод

Стандартные обозначения паровых турбин

Стандартные обозначения, которые были приняты до введения ГОСТа 3618-58

Стандартные обозначения состоят из букв и цифр. Буквы соответствуют определенным начальным параметрам пара и типу турбины.

М - турбины мятого пара с начальным давлением до 1,5 кгс/см².

Параметры пара

К - конденсационная турбина

П - конденсационная турбина с промышленным отбором

Т - то же, с теплофикационным отбором

ПТ - то же, с двумя регулируемыми отборами: промышленным и теплофикационным

Р - турбина с противодавлением

Первая цифра после букв соответствует мощности турбины в МВт, а вторая (для конденсационных турбин) номеру модели турбины; для турбин с противодавлением - давлению отработавшего пара.

Обозначения д паровых турбин по ГОСТу 3618-58 (новые)

На первом месте - буквы, обозначающие тип турбины: те же, что и при старых обозначениях: К, П, Т, ПТ и Р. Далее идет цифра - мощность в МВт.

Для турбин с промышленным или теплофикационным отбором эта цифра может быть двойной - через дробь. Меньшая цифра соответствует мощности при полностью открытом отборе, а большая - при закрытом отборе.

Следующая цифра соответствует давлению свежего пара перед турбиной в кгс/см² или же в МПа.

Далее, для конденсационных турбин и турбин с теплофикационным отбором - через тире - номер модели, а для конденсационных турбин с промышленным отбором пара или же турбин с противодавлением - через дробь - давление в промышленном отборе или же противодавление.

Для сверхмощных турбин атомных электростанций последняя цифра (через дробь) обозначает число оборотов ротора в минуту - 3000 или 1500.

Примеры обозначений

Паротурбостроение за рубежом

Турбостроительные предприятия имеются во многих странах мира, но наиболее крупные - в США, Великобритании, Германии, Франции, Японии, Швейцарии. Здесь освоен выпуск паровых турбин различного назначения, в том числе и для тепловых электростанций, работающих как на органическом топливе, так и для атомных.

Турбины выпускаются от небольших мощностей - от нескольких МВт до сверхмощных - 1000 МВт и более. Наибольшие мощности турбин - для АЭС - 1000 ¸ 1200 ¸ 1500 МВт.

Пример - турбина французской фирмы "Альстом" для атомной электростанции Шуз мощностью 1500 МВт, работающая при 1500 об/мин.

Начальные параметры пара изменяются в зависимости от мощности турбоагрегата. У самых мощных, предназначенных для обычных тепловых электростанций, они не превышают 25,5 МПа и 566 °С.

Лишь единичные турбоагрегаты работают при более высоких параметрах.

Например, на японской тепловой электростанции Кавагое эксплуатируется турбоагрегат мощностью 700 МВт при начальном давлении пара 31 МПа и температуре 566°С.

Турбины АЭС, по условиям работы атомных реакторов, используют насыщенный пар при начальном давлении 6,5 ¸ 7,1 МПа.

Практически существует единый мировой уровень паротурбостроения как по мощностям турбоагрегатов, так и по параметрам пара.

В последние десятилетия XX века новых образцов турбоагрегатов создано мало. Как правило, идет усовершенствование существующих.

Газотурбинные установки

Простейшая схема газотурбинной установки дана на рис.18.

В её состав входят: К – компрессор, КГ – камера горения, ГТ – газовая турбина, ТН – топливный насос, ПМ – пусковой мотор.

Компрессор забирает воздух из атмосферы. сжимает его до нужного давления и подаёт в камеру горения, куда от топливного насоса поступает топливо. Компрессор приводится в действие от газовой турбины, но мощность, им потребляемая, меньше мощности, развиваемой турбиной. В результате, одновременно с вращением компрессора, турбина дает полезную мощность на привод электрогенератора. Рабочим телом в данном случае служат продукты сгорания топлива. Отработавший газ из турбины выбрасывается в атмосферу. Пусковой мотор необходим для раскручивания системы роторов, в том числе - компрессора, с целью получения начального сжатия воздуха при пуске установки.

Газотурбинная установка, работающая по такой схеме, называется установкой открытого цикла.

Более сложная схема газотурбинной установки, работающей по замкнутому циклу, дана на рис.19.

В качестве рабочего тела здесь используется воздух или же какой-то другой газ, циркулирующий в замкнутом контуре и не смешивающийся с продуктами сгорания.

Камера горения здесь заменена газовым котлом ГК, представляющем из себя трубчатую конструкцию, подобную обычным водотрубным котлам, работающим на органическом топливе. На схеме В - подвод воздуха, ПС - отвод продуктов сгорания.

Кроме известных уже элементов в схему включен регенератор - Р и охладитель воздуха - 0.

Регенератор - теплообменный аппарат, служащий для подогрева рабочего газа, идущего в газовый котел, теплом, содержащимся в отработавшем газовом потоке, идущем из турбины.

Охладитель воздуха перед компрессором обеспечивает отвод тепла в окружающую среду в соответствии со вторым законом термодинамики.

В настоящее время практически все газотурбинные установки работают по схеме открытого цикла.

Основные достоинства и недостатки газотурбинных установок

К достоинствам газотурбинных установок можно отнести:

1. Газотурбинная установка проще по устройству, чем паросиловая из-за отсутствия котельной установки, сложной системы паропроводов, конденсатора, а также большого числа вспомогательных механизмов, применяющихся в паровых установках.

Металлозатраты и вес газотурбинной установки на единицу мощности вследствие указанных причин будут значительно меньше, чем паротурбинной.

2. Установка требует минимального расхода воды - практически только на охлаждение масла, идущего к подшипникам.

З. Для газотурбинных установок характерен быстрый ввод турбоагрегата в работу. Пуск мощных установок из холодного состояния до принятия нагрузки занимает порядка 15 ¸ 18 минут, в то время как подготовка к пуску паросиловой установки занимает несколько часов, увеличиваясь с повышением начальных параметров пара.

Недостатки газотурбинных установок:

1. Для того, чтобы установка давала полезную мощность, начальная температура газа перед турбиной должна быть больше 550 °С, т.е., весьма высокой. Это вызывает определенные трудности при практическом выполнении газовых турбин, требуя как специальных весьма жаростойких материалов, так и специальных систем охлаждения наиболее высокотемпературных частей.

2. На привод компрессора расходуется до 50 ¸ 70 % мощности, развиваемой турбиной. Поэтому полезная мощность газотурбинной установки гораздо меньше фактической мощности газовой турбины.

3. В газотурбинных установках исключено применение твердого топлива по обычной схеме. Наилучшие виды топлива для ГТУ - природный газ и качественное жидкое (керосин). Мазут же требует специальной подготовки для удаления шлакообразующих примесей.

4. Единичная мощность газотурбинной установки ограничена. На конец XX века она составляет 120 ¸ 150 МВт. Это обусловлено большими габаритными размерами установки из-за невысокого начального давления газа перед турбиной - до 25 кгс/см² и его гораздо меньшей работоспособности по сравнению с водяным паром.

5. Очень большая шумность при работе, значительно превышающая ту, что имеет место при эксплуатации паротурбинных установок.

Из истории создания газотурбинных установок

Идея использования энергии горячих дымовых газов для совершения механической работы известна человечеству очень давно. По имеющимся данным она была высказана и реализована еще Героном Александрийским, которым был построен прибор, где для целей вращения использовалась энергия восходящего горячего газового потока.

Позднее, в ХV веке, Леонардо да Винчи была высказана идея "дымового вертела" для обжарки туш животных. Принцип действия "дымового вертела" совершенно подобен принципу .действия ветряной мельницы. "Дымовой вертел" размещался в дымоходе, и вращение его создавалось дымовыми газами, проходившими через колесо с насаженными на него лопастями (рис.20).

Подобное устройство было осуществлено в средние века. Первый патент на проект газотурбинной установки был выдан в 1791 году в Англии Джону Барберу. В патенте Барбера, хотя и в примитивной форме, были представлены все основные элементы современных газотурбинных установок: имелись воздушный и газовый компрессоры, камера горения и активное турбинное колесо. Для работы предполагалось использовать продукты перегонки угля, дерева или нефти. Для понижения температуры рабочих газов предполагалось впрыскивание воды в камеру горения.

В XIX веке продолжались попытки многочисленных ученых и изобретателей различных стран создать газотурбинную установку, пригодную для практического использования. Однако эти попытки были обречены на неудачу вследствие низкого уровня науки и техники. Металлы, которые могли бы длительное время противостоять температурам порядка 500 °С и выше еще не были получены. Свойства, газов и паров были изучены недостаточно. Состояние газодинамики не могло обеспечить создания хороших проточных частей турбины и .компрессора.

В России также предпринимались попытки создать газотурбинную установку, в частности, инженер-механиком русского военно-морского флота П.Д.Кузьминским. Он разработал, а затем и осуществил небольшую газопаровую турбинную установку, состоявшую из камеры сгорания, в которую кроме воздуха и топлива, подавался водяной пар, получавшийся в змеевике, окружавшем камеру. Газопаровая смесь затем поступала в многоступенчатую турбину радиального типа (рис.21).

Горение топлива (керосина) происходило при постоянном давлении порядка 10 кгс/см². При испытаниях, несмотря на принятые меры, камера горения быстро прогорала и выходила из строя. Создать длительно действующую установку не удалось.

В период 1900 - 1904 гг. в Германии инженером Штольце была построена и испытана газотурбинная установка, в которой понижение температуры рабочих газов перед поступлением их в турбину осуществлялось за счет большого избытка воздуха, подававшегося компрессором в камеру горения. Испытания установки не дали положительных результатов. Вся мощность, развивавшаяся газовой турбиной, расходовалась только на привод компрессора. Полезная мощность установки была равна нулю.

В 1905 - 1906 гг. французскими инженерами Арманго и Лемалем были построены две газотурбинные установки, работавшие на керосине.

Снижение температуры газов перед турбинами примерно до 560 °С достигалось впрыскиванием воды. Мощность газовой турбины первой установки равнялась 25 л.с., второй - 400 л.с. От второй установки впервые была получена полезная мощность. КПД установки был чрезвычайно низок и не превышал 3 ¸ 4 %, хотя КПД собственно турбины достигал уже 70 ¸ 75 %.

Над созданием газотурбинных установок работал также немецкий ученый доктор Хольцварт, который провел обширные экспериментальные работы, основанные на глубоких теоретических исследованиях. Начиная с 1908 г. по проектам Хольцварта было построено несколько газотурбинных установок. Наибольший КПД, который был получен в опытах с турбинами Хольцварта за период до 1927 г. составил 14 %.

В общем же можно сказать, что те немногие, фактически работавшие газотурбинные установки, которые были построены за рассмотренный период времени, либо обладали низким КПД, либо были конструктивно очень сложны и мало надежны в эксплуатации, что, естественно, являлось препятствием для их практического использования.

Реальное применение газовых турбин началось в 50-х годах XX века.

Первые практически эксплуатировавшиеся газовые турбины выполнялись утилизационными. Они работали на газах, отходивших от двигателей внутреннего сгорания, и приводили в действие воздуходувку, осуществлявшую наддув того же двигателя (увеличение воздушной зарядки цилиндров). Подобная система впервые была применена в авиации и позволила уменьшить падение мощности мотора с увеличением высоты полета.

Первая газотурбинная электростанция с турбоагрегатом мощностью 5000 кВт была введена в эксплуатацию в 1939 г. в Швейцарии. Установка была выполнена по простейшей схеме и работала при температуре газа перед турбиной порядка 560 °С.

Позднее, в 50-х годах, в Швейцарии же была построена и эксплуатировалась газотурбинная электростанция в местечке Бецнау с турбоагрегатами мощностью в 12 и 25 МВт при начальной температуре газа 650 °С.

Тепловая схема установок была усложнена, что обеспечило более высокий КПД.

С 50-х годов XX века начинается быстрое развитие газотурбостроения во всех странах, имевших развитую турбостроительную промышленность.

В стационарном применении газотурбинных установок наметились два основные направления:

использование на магистральных газопроводах и

для выработки электроэнергии на электростанциях.

На газопроводах газотурбинные агрегаты применяются для привода компрессоров, перекачивающих газ.

На отечественных заводах (НЗЛ, УТЗ, ЛМЗ) был освоен выпуск подобных турбонагнетателей первоначально мощностью 4 МВт, затем 5, 6, 10, 16, 25 МВт и более мощных.

Суммарная мощность газотурбинных установок, выпущенных для этих целей только заводами Советского Союза и России, превышает многие миллионы кВт.

Газотурбинные установки на электростанциях, как основной тип двигателя для привода электрогенераторов, используются главным образом в тех районах, где имеется природный газ, а так же, учитывая их возможности к быстрому пуску, для покрытия пиковых нагрузок, возникающих в энергосистемах в относительно кратковременные периоды наибольшего потребления энергии. На ЛМЗ, в частности, освоен выпуск турбоагрегатов мощностью 100 МВт.

Предпринимались попытки применения газотурбинных агрегатов в новых технологических процессах - с использованием в качестве топлива для ГТУ продуктов подземной газификации угля. С этой целью на ЛМЗ были изготовлены два турбоагрегата мощностью по 12 МВт, смонтированы на Шацкой электростанции (Рязанская область) и запущены в эксплуатацию.

Однако работы, проводившиеся в течение ряда лет, показали, что путь использования в газотурбинных агрегатах низкокалорийных продуктов подземной газификации в энергетике неперспективен с экономической точки зрения. Паротурбинные установки с обычной схемой использования топлива экономичнее и надежнее. Поэтому в 1961 г. работы по освоению сжигания продуктов перегонки твердого топлива в газотурбинных агрегатах были прекращены, а Шацкая электростанция остановлена.

Еще одно из направлений по применению газотурбинных установок для выработки электроэнергии - использование авиационных газотурбинных агрегатов. Эти агрегаты имеют высокое техническое совершенство, компактны, надежны, не требуют охлаждающей воды, быстро запускаются в работу (1-3 мин) и при минимальных работах по реконструкции могут быть использованы для привода электрогенераторов как для передвижных автоматизированных энергоустановок небольшой мощности (1000 - 3000 кВт), так и для более мощных, в том числе пиковых. Транспортабельные установки монтируются на трейлерах и могут быть доставлены практически в любой район для обслуживания строительных объектов и снятия пиковых нагрузок.

Стандартные обозначения газотурбинных установок, принятые в отечественной практике (как пример): ГТ-35-770-2, ГТ-50-800, ГТ-100-750-1, ГТ-45-950. Здесь первые цифры - мощность в МВт, вторые - температура газа перед турбиной, °С и третья - номер модели.

В газотурбостроении промышленно развитых стран, так же, как и в паротурбостроении, практически существует единый мировой уровень по тенденциям развития, мощностям турбоагрегатов и их параметрам.

Решетки профилей осевых турбин

Основным типом турбин в настоящее время являются осевые турбины. Основным элементом турбины, в котором происходит преобразование энергий потока пара или газа, является проточная часть.

Проточная часть состоит из неподвижных и подвижных решеток профилей.

К неподвижным решеткам профилей относятся сопловая решетка и направляющая решетка (для турбин с венцами скорости); к подвижным – рабочая решетка.

Геометрические и режимные характеристики решеток.

Обозначения основных величин

Кромки профиля со стороны набегания потока именуются входными кромками, а со стороны выхода потока – выходными. Линия, касательная к входным кромкам называется линией переднего фронта, а касательная к выходным кромкам – линией заднего фронта. Основные геометрические и режимные характеристики показаны на рис. 1, 2, 3 и 4.

Геометрические характеристики решетки

В – ширина решетки (расстояние между линиями переднего и заднего фронта),

t – шаг решетки,

b – хорда профиля (расстояние между перпендикулярами к линии, касательной к входной и выходной кромкам профиля, как бы "зажимающими" профиль)

a’_c; a’_л – ширина канала на выходе,

С- высота решетки в выходном сечении,

d – толщина выходной кромки профиля,

D_{ср –} средний диаметр облопатывания решетки,

t – коэффициент загромождения выходного сечения кромками профилей,

a_y, b_y – угол установки профиля (угол между хордой профиля и линией заднего фронта),

a_0П, b_1П – геометрические углы входных кромок профиля (геометрические входные углы),

a_1П, b_2П – геометрические выходные углы.

Геометрические углы профиля – это углы между линиями фронта решетки и касательными к базовой линии профиля на входной и выходной кромках.

Относительные геометрические характеристики

 – относительный шаг решетки, 6

 – относительная высота решетки.

Режимные характеристики решеток

С₀ и С₁ – абсолютные скорости потока при входе на сопловую решетку и при выходе из неё,

W₁ и W₂ – относительные скорости потока при входе на рабочую решетку и при выходе из неё,

a₀ и b₁ – углы входа потока, соответственно, на сопловую и рабочую решетки,

a₁ и b₂ – соответствующие углы выхода

a_1эф и b_2эф – эффективные углы выхода, соответственно, с сопловой и рабочей решеток,

М₁ и М₂ – число Маха в выходном сечении решетки

 и  где а₁; a₂ – скорость звука при параметрах в выходном сечении.

м/сек; здесь К – показатель адиабаты расширения;

для перегретого водяного пара К = 1,3

для воздуха К = 1,4

для влажного водяного пара. К = 1,035 + 0,1×Х

Р – МПа, давление в выходном сечении; V – м³/кг – удельный объем там же.

Основные уравнения, описывающие процессы преобразования энергии в турбине

Процессы преобразования тепловой энергии пара (газа) в механическую энергию вращения ротора турбины связаны с течением потока через каналы решеток профилей.

Экономичность преобразования энергии, а следовательно и КПД турбины, зависит от того, насколько совершенным будет течение потока, насколько малы в нем потери.

Таким образом, в основе процессов, имеющих место в проточной части турбины, лежат законы истечения и их основные уравнения, а также термодинамические зависимости, касающиеся свойств паров и газов. К их числу можно отнести:

1. Уравнения закона сохранения энергии

      Здесь h₀ и h₁ начальная и конечная энтальпия потока, кДж/кг

с₀ и с₁ – соответствующие скорости, м/с.

2. Уравнение сплошности

              Здесь G – массовый расход, кг/с,

V – удельный объем вещества в расчетном сечении, м³/кг,

F – площадь расчетного сечения, м²,

с – осредненная скорость потока в расчетном сечении, м/с.

3. Уравнение количества движения

  где dm – массовый расход за какой-то промежуток времени, кг

c₁ и c₂ – начальная и конечная скорости, м/с,

P – сила, действующая на поток, н,

dt – промежуток времени действия силы, сек.

4. Уравнения состояния рабочего вещества (водяного пара, паров других рабочих веществ, воздуха, продуктов сгорания и др.) на базе которых построена соответствующие диаграммы (h-s и др.).

При решении большинства практических задач принимается, что поток рабочего вещества в каналах решеток профилей турбины является установившимся.

Преобразование энергии потока в соплах

В курсе "Газовая динамика" были рассмотрены основные вопросы теории истечения паров и газов из сопел. Полученные результаты сводятся в основном к следующему:

а). применяются два типа сопел

1. сходящиеся – с наименьшим сечением на выходе,

2. расходящиеся (Лаваля) с наименьшим сечением внутри канала, за которым идет конус расширения.

б). основным критерием для классификации возможных случаев применения сопел является так называемое "критическое отношение давлений", при котором расход через сопло достигает максимума.

Если , т.е. при малом перепаде давлений, применяются сходящиеся сопла; с₁.< а.

При  но если эти значения близки – сходящиеся сопла с расширением в косом срезе; с₁ > a.

При  – расходящиеся сопла; с₁ > a.

Теоретическая скорость истечения из сопла в любом случае может быть найдена из уравнения закона сохранения энергии

при c_1t >> c₀

Действительный процесс истечения

При действительном процессе истечения часть располагаемой энергии потока расходуется на преодоление вредных сопротивлений.

Потерянная кинетическая энергия превращается в работу по преодолению сопротивлений, главным образом на преодоление сил трения, которая, в свою очередь, превращается в тепловую энергию повышающую энтальпию протекающего потока.

Таким образом, действительный процесс истечения при том же перепаде давлений является не адиабатным, а политропным.

Фактическая скорость истечения из соплового аппарата будет меньше теоретической: c₁ < c_1t, а конечная энтальпия потока – больше теоретической: h₁ > h_1t.

c₁ = jc_1t, где j < 1 – коэффициент, учитывающий потерю скорости в соплах.

Общее уравнение сохранения энергии одинаково справедливо как для случая идеального истечения без потерь энергии, так и для реального течения, сопровождающегося потерями.

Для адиабатного расширения

Для политропного расширения

Если из левой части первого уравнения вычесть левую часть второго, то получим потерю (недоиспользование) энергии в сопловой решетке Dh_с.

 т.е.

Проделав аналогичную операцию с правыми частями, получим величину потери энергии через скорости потока:

Левая часть уравнения сохранения энергии для идеального истечения соответствует располагаемому (адиабатному) теплоперепаду на сопловой решетке .

При очень большой разности в скоростях с_1t и c₀ (с_1t >> c₀), что практически всегда имеет место, величиной  можно пренебречь.

Из уравнения сохранения энергии получаем

Тогда .

Наряду с коэффициентом потери скорости j вводится коэффициент потери энергии в сопловой решетке x_с.

 или

Тогда

Построение действительного процесса расширения потока в сопловой решетке показано на рис. 6.

Состояние пара (газа) в конце действительного процесса расширения на тепловой диаграмме определяется точкой 1.

Потери в соплах

Коэффициент потери энергии в соплах x _с и скоростной коэффициент j .

Для того, чтобы правильно рассчитать потери энергии в. сопловых решетках, необходимо с возможно большей степенью точности определить значение коэффициента x_с.

Потери энергий в сопловых каналах зависят от очень большого количества факторов: от формы профилей, от шага решетки, угла установки профиля, хорды профиля и высоты канала, скорости потока, состояния поверхности стенок канала и т.д.

Потери в соплах могут быть разделены на две основные группы:

1. Профильные потери

а). трения в пограничном слое,

б). вихревые потери при отрывах потока на профиле (если эти отрывы имеют место),

в). вихревые потери за выходной кромкой (кромочные потери),

г). потери в скачках уплотнения – волновые потери, возникающие при околокритических и сверхкритических скоростях.

2. Концевые потери, связанные с конечной высотой сопловых каналов и возникающие у торцевых стенок.

а). потери трения в пограничном слое у торцевых стенок канала (стенок, ограничивающих канал по высоте),

б). потери вследствие вторичных токов, имеющих место на верхней и нижней торцевых стенках канала.

Рассмотрим подробнее, от чего зависит каждая из упомянутых потерь.

Потери трения в пограничном слое зависят в первую очередь от характера пограничного слоя – ламинарного или турбулентного, в котором скорость меняется от 0 до максимума, и где имеет место внутреннее трение.

x_тр = f(Re_c; M_1t; степени шероховатости стенок канала)

 здесь n₁ кинематическая вязкость,

c₁ – скорость потока на выходе из канала,

b₁ – хорда профиля.

Практически, оптимальное значение числа Рейнольдса Re_c » 3×10⁵ ¸ 9×10⁵.

Вихревые потери при отрывах потока на профиле

Данные потери в сопловых аппаратах возникают редко; определить их величину в этом случае можно только экспериментом для конкретных условий.

Вихревые потери за выходной кромкой

Это – затраты кинетической энергии на поддержание вихревого движения за выходной кромкой и на перемешивание вихревого следа с ядром потока.

Коэффициент кромочных потерь  (формула Флюгеля). К = 0,1 ¸ 0,3

a’_c – ширина канала в выходном сечении

Потери в скачках уплотнения

При дозвуковом течении в канале возможно образование местных зон сверхзвуковых скоростей, возникающих в районе наибольших скоростей на выпуклой стороне профиля. Эта местная зона затем размывается и переходит в дозвуковую зону. Такой переход, вызванный появлением скачка уплотнения, сопровождается потерей энергии.

Общая оценка профильных потерь – через коэффициент x_пр.

Величина x_пр может быть определена, если рассчитать по эмпирическим, а в ряде случаев и теоретическим формулам отдельные коэффициенты потерь. Для стандартных профилей данные по x_пр сведены в специальные графики, собранные в атласы профилей, по которым, в зависимости от конкретных условий и может быть найдено числовое значение x_пр.

Практически x_пр = 0,02 ¸ 0,08.

Потери трения в пограничном слое у торцевых стенок канала

Они определяются в основном характером пограничного слоя и шероховатостью стенок.

Потери вследствие вторичных токов (от парного вихря)

Причины появления вторичных токов – поворот струи в канале и наличие разности давлений у его стенок (рис. 10). Давление потока в точке А больше, чем в точке В – Р_А > Р_В, поэтому в пограничном слое на торцевых стенках появляется течение от А к В.

В результате взаимодействия с основным потоком образуется парный вихрь – у торцевых стенок канала.

Абсолютная величина потерь, связанных с образованием парного вихря не зависит от высоты канала; поэтому относительное значение этих потерь возрастает с уменьшением высоты сопловых каналов.

Оценка обеих составляющих концевых потерь производится единым коэффициентом x_кон.

Для стандартных профилей данные по x_кон сведены в графики.

Практически x_кон = 0,02 ¸ 0,12

Полный коэффициент потери энергии в сопловой решетке равен сумме коэффициентов профильных и концевых потерь:

Соответственно, для сопловых решеток, составленных из стандартных профилей с хорошо обработанными поверхностями

меньшее значение – для сопловых каналов очень малой высоты.

Для более точной оценки величины потерь в сопловой решетке должны быть учтены дополнительные факторы: технология изготовления и наличие угла раскрытия проточной части.

Характер графиков, позволяющих определить соответствующие поправки, дан на рис. 11 и 12б

Таким образом

Расширение потока в косом срезе сопла

Сопла обычно бывают наклонены под углом a_1п к направлению вращения рабочих лопаток. Вследствие этого концевая часть сопла от расчетного выходного сечения 1-1' (рис. 13) до действительного выходного сечения 1-2 представляет собой так называемый косой срез, который поток должен пройти до входа на рабочие лопатки.

Косой срез начинает работать, если давление за сопловой решеткой Р₁ ниже критического значения Р_кр. В этом случае весь процесс складывается как бы из двух этапов. На первом этапе происходит расширение в собственно сопловом канале, ограниченном четырьмя стенками (до расчетного выходного сечения 1-1’). Здесь давление падает от величины Р₀ до Р_кр, а остальной перепад Р_кр – Р₁ срабатывается в косом срезе.

При этом скорость потока становится сверхзвуковой, а увеличение удельного объема пара (газа) приводит к отклонению потока в косом срезе от осевой линии в сторону открытой части на угол q.

Именно эта величина и представляет интерес для дальнейших расчетов. Угол отклонения потока за счет расширения в косом срезе q может быть найден из выражения

 – критическая скорость в сечении 1-1’,

 – скорость потока на выходе из косого среза,

 – потеря энергии в сопловом канале,

 – критическое давление.

В реальных условиях работы сопловой решетки угол q не должен быть больше 3 ¸ 5°.

Расчет сопловых решеток

Цель расчета – определить геометрические размеры сопловой решетки для конкретной турбинной ступени. Это – часть теплового расчета турбины.

Исходные данные:

G – кг/сек – массовый расход рабочего вещества через решетку,

Р₀ – МПа (кгс/см²), давление перед решеткой,

t_{0 –} °С – температура перед решеткой,

Р₁, – МПа (кгс/см²) – давление за решеткой,

D_ср – м – средний диаметр облопатывания,

a_1п – геометрический угол выходной кромки профиля; принимается в пределах 11 ¸ 24 °.

Определяется отношение давлений на решетке и выбирается тип сопловой решетки:

 – решетка со сходящимися сопловыми каналами,

 – решетка со сходящимися сопловыми каналами с расширением в косом срезе,

 – решетка с расходящимися сопловыми каналами.

Расчет сопловой решетки со сходящимися сопловыми каналами без расширения в косом срезе

По исходным параметрам начинается построение процесса расширения в тепловой диаграмме (рис. 15) и определяется располагаемый теплоперепад Dh₀₁, а затем теоретическая скорость истечения  м/с

Дальнейший расчет производится в двух приближениях.

Расчет в первом приближении

Ориентировочно оценивается коэффициент потери скорости j₁ = 0,96 ¸ 0,98, а за тем находится действительная скорость истечения c’₁ и потеря энергии на решетке Dh’_c.

Далее строится действительный процесс 0-1 и в точке 1 снимается удельный объем пара на выходе из решетки \/'₁ м³/кг.

Определяется скорость звука при параметрах выходного сечения  м/с и число Маха

В зависимости от принятого угла a_1п и получившегося числа М_1t по атласу профилей подбирается подходящий профиль.

Например, С-9015А или С-9018Б.

С – профиль предназначен для сопловых решеток

А – дозвуковая решетка, М £ 0,9

Б – околозвуковая решетка, М = 0,9 ¸ 1,2

Первые две цифры соответствуют углу a_0п, вторые – a_1п.

Для подобранного профиля из атласа берется рекомендуемый относительный шаг  и угол установки a_у. Далее по графику в зависимости от  и a_у находится a_1эф. График имеет вид, представленный на рис. 16.

Далее определяется высота выходных кромок сопловой решетки

В данной формуле e – степень парциальности впуска – отношение длины дуги, занятой сопловой решеткой, к длине всей окружности ступени на среднем диаметре облопатывания. Первоначально принимается e = 1 и делается расчет. Если  < 0,012 м, то делается пересчет: т.е., принимается желательная величина  >  и пересчитывается e, которая будет меньше единицы. Из атласа находится хорда профиля b₁, определяется шаг решетки t₁ = ×b₁ и отношение .

Расчет во втором приближении

По графикам определяются  и

Графики имеют вид, представленный на рис. 17 и 18.

Определяются .

Повторно строится процесс в тепловой диаграмме с учетом нового значения Dh_c, снимается величина удельного объема и находится высота выходных кромок решетки во втором приближении

Число сопловых каналов .

Полученная цифра округляется до ближайшего целого значения; если при этом e < 1 то пересчитывается e. Если же e = 1, то после округления z_c – пересчет t₁. Все остальное – без изменений.

Расчет сопловой решетки со сходящимися сопловыми каналами с расширением в косом срезе

При наличии расширения в косом срезе в минимальном сечении скорость течения будет равна скорости звука, а давление – критическому. Определяется критическое давление .

По исходным данным строится теоретический процесс в тепловой диаграмме (рис. 19), откуда снимаются полный располагаемый теплоперепад Dh₀₁ и теплоперепад, соответствующий критическому перепаду давлений Dh_0кр.

Определяется полная теоретическая скорость истечения . Принимается коэффициент j и оценивается потеря энергии в соплах Dh_c. По результатам построения определяется удельный объем в минимальном сечении \/_к м³/кг и критическая скорость . Оценивается число Маха .

В зависимости от принятого a_1п по атласу подбирается профиль из группы Б, находится  и a_у , а затем по графику  и подсчитывается высота выходных кромок:

Если  < 0,012 м, то производится пересчет e по аналогии с предыдущим вариантом.

Определяется шаг сопловой решетки t₁ и число сопловых каналов. Расчет во втором приближении, как правило, не производится из-за очень небольшой разницы в результатах.

Преобразование энергии на рабочих лопатках

Выходящий из сопел пар (газ) попадает в каналы, образованные рабочими лопатками, и здесь происходит второе преобразование: кинетическая энергия потока превращается в механическую работу вращения рабочего колеса. При обтекании потоком профилей рабочих лопаток на каждой из них возникает подъемная сила, приводящая в движение рабочее колесо турбины. Силу Р_z, действующую на каждой лопатке, можно разложить на две составляющие: Р_uz – окружную и Р_az – осевую (рис. 20)

Величина работы, развиваемой колесом, будет определяться только окружными составляющими Р_u (окружной силой).

Как полная сила Р_z, действующая на лопатку, так и её составляющие, могут быть легко найдены, если применить к каналу, ограниченному двумя соседними рабочими лопатками, известный из механики закон количества движения. Примем следующие обозначения:

G – кг/с – массовый расход рабочего вещества через решетку,

z – количество каналов, через которые этот поток движется,

c₁ – м/с – абсолютная скорость потока при входе в канал,

c₂ – м/с – то же, при выходе из канала,

dt – сек – произвольный промежуток времени.

Тогда элементарная масса, входящая в канал и выходящая из него за этот промежуток времени

           (рис. 21)

По закону количества движения  т.е., изменение количества движения за какой-то промежуток времени равно импульсу силы за тот же промежуток времени.

Здесь Р’_z – сила, с которой стенки канала действуют на поток, заставляя его изменять направление движения.

Согласно закона Ньютона сила, с которой поток будет действовать на стенки канала, P_z, равна P’_z, но противоположна по знаку, т.е., Р’_z = – Р_z. В результате можно записать

или

После преобразований .

По аналогии  и .

При этом следует помнить, что в скобках находятся проекции векторов скорости и поэтому, подставляя вместо c_1u и c_2u их значения, следует учитывать не только величину, но и направление этих составляющих скоростей.

Если c_1u и c_2u направлены в разные стороны (как это чаще всего бывает), то их абсолютные значения следует сложить, и наоборот, если они направлены в одну сторону, вычесть одно из другого (рис. 22).

Для всего рабочего колеса турбины при числе лопаток z окружное усилие определится так:

н/кг (м/сек²)

Секундная работа потока (т.е., мощность)

Вт (нм/с или Дж/с)

Мощность, отнесенная к массе в 1 кг

   Вт/кг (Дж/(c×кг))

Подобным же образом можно вывести выражение для определения осевой силы

н

Выражения для определения P_u и Р_a носят название уравнений Эйлера в честь академика, впервые получившего их в 1754 году.

Степень реакции турбинной ступени

Степенью реакции турбинной ступени называется отношение располагаемого теплоперепада, приходящегося на рабочую решетку, ко всему теплоперепаду, приходящемуся на ступень

Для ступени активного типа

Для ступени с реакцией

Оптимальная форма профиля рабочих лопаток

Форма профиля, в основном, определяется его геометрическими углами b_1п и b_2п их соотношением. Исходные уравнения

 и

Наивыгоднейший профиль будет такой, у которого возникающая на нем сила Р будет иметь окружное направление, т.е., если Р = Р_u,а Р_а = 0. При этом P_u имеет наибольшее возможное значение, и совершаемая работа будет максимальной.

Для преобразования исходных уравнений воспользуемся так называемыми "треугольниками скоростей" (рис. 24), которые дают взаимосвязь между абсолютными и относительными скоростями потока и окружной скоростью на входной и выходной кромках профиля. Треугольники скоростей позволяют определить окружные и осевые составляющие каждого вектора скорости.

Примем, что составляющие векторов, направленные по ходу вращения, имеют знак "плюс" (+), а против направления вращения – знак "минус" (-).

В результате, по треугольникам скоростей получаем:

Тогда

Связь между составляющими векторами относительных скоростей потока на входе и выходе с рабочей решетки дана на рис. 25.

Отсюда

Оптимальный профиль при активном типе облопатывания

В каналах между рабочими лопатками в этом случае давление постоянно и, следовательно, относительная скорость, если не учитывать потери, должна быть постоянной, т.е., .

Тогда

Отсюда следует, что должно быть  или  т.е., профиль лопатки должен быть симметричным. В действительности же из-за потерь

Вследствие этого, как видно из выражения для определения P_u, эта сила будет меньше, чем при отсутствии потерь. Желательно, чтобы сила P_u была по возможности большей. Это может быть в известной степени достигнуто за счет уменьшения угла b_2п по сравнению с b_1п.

При уменьшении b_2п увеличивается cos b, а следовательно и сила P_u. По этим соображениям угол b_2п принимается на 3 ¸ 5 ° меньше b_1п.

При этом сила P_u при наличии сопротивлений примерно равна силе P_u, при отсутствии сопротивлений, но появляется сила P_a > 0, с чем приходится мириться.

Вывод: в активной турбинной ступени профили рабочих лопаток должны быть близкими к симметричной форме.

Оптимальный профиль при наличии реакции в ступени

При наличии реакции в ступени в межлопаточных каналах происходит дополнительное расширение потока, давление падает, а относительная скорость нарастает. В результате W₂ > W₁.

Для обеспечения Р_a = 0, выражение и стоящее в скобках, должно быть равно 0, т.е.,

или

Так как , то sin b_1п > sin b_2п т.е. b_1п > b_2п

Вывод: в турбинной ступени с реакцией профили рабочих лопаток должны быть резко несимметричными.

Потери на рабочих решетках

Коэффициент потери энергии на лопатках x _л и скоростной коэффициент y.

Потери на рабочей решетке, так же, как и на сопловой , зависят от большого количества факторов: от формы профиля рабочих лопаток, угла поворота струи на рабочих лопатках, угла установки профиля, шага решетки, хорды профиля и высоты канала, скорости потока и т.д.

Потери на рабочей решетке так же могут быть разделены на две основные группы:

1. Профильные потери

а). трения в пограничном слое,

б). вихревые потери при отрывах потока на профиле,

в). кромочные потери,

г). потери в скачках уплотнения.

2. Концевые потери

а). потери трения в пограничном слое у торцевых стенок,

б). потери вследствие вторичных токов,

в). потери от взаимодействия струи с неподвижным паром (газом) в зазоре между сопловой и рабочей решетками.

Природа потерь на рабочей решетке такова же, что и на сопловой решетке.

Потери трения в пограничном слое зависят в первую очередь от характера пограничного слоя и, соответственно, от числа Маха.

n₂ – кинематическая вязкость,

W₂ – скорость потока на выходе из канала,

b₂ – хорда профиля.

        Оптимальное значение числа Рейнольдса Re_л = 1,5×10⁵ ¸ 4¸10⁵.

Вихревые потери при отрывах потока на профиле

В отличие от сопловых решеток данная потеря на рабочих лопатках может возникать довольно часто и оказывает значительное влияние на общую величину потерь – как профильных, так и концевых. Отрыву потока на входной кромке профиля предшествует явление удара либо в спинку профиля, либо в его рабочую часть

Основной фактор здесь – разность углов b₁ – b_1п.

Если b₁ – b_1п > 0, т.е., положительна, то имеет место удар в спинку профиля.

Если же b₁ – b_1п < 0 – (отрицательна) – удар в рабочую поверхность.

Влияние удара на профильные и концевые потери учитывается отдельными коэффициентами В_пр и В’_кон, характер которых представляется графиками (рис. 27 и 28).

Кромочные потери

Коэффициент кромочных потерь  К = 0,1 ¸ 0,3

а’_л – ширина канала в выходном сечении;

d₂ – толщина выходной кромки.

МАТЕРИАЛЫ К КУРСОВОЙ РАБОТЕ

по дисциплине «Тепловые двигатели и нагнетатели»

Введение

Методические указания предназначены для студентов кафедры промышленной теплоэнергетики стационарного отделения и студентов заочного обучения при выполнении курсовых и дипломных проектов и содержит пояснения к решению следующих расчетно-практических задач:

.

1. Расчет гидравлической системы котельных установок.

2. Расчет центробежного насоса для котельных установок.

Графическая часть проекта представляется в виде:

1. Чертеж общего вида (В.О.) одного из рассчитанных механизмов по назначению преподавателя – 1 лист формат А 1.

2. Принципиальная схема гидравлической системы (по выбору) – 0,5 листа формата А 1.

3. Расчетная гидравлическая система характеристики трубопроводов – 0,5 листа формата А 1.

                       Задание для расчета курсового проекта

№	Д тч	РМПа	м	м		L м
1	5	0.6	2	1	5	20
2	10	1	3	2	10	15
3	15	1.5	4	3	15	10
4	20	3.0	2	1	20	5
5	6	0.2	3	2	6	7
6	16	1.1	4	3	11	12
7	19	1.6	2	1	21	22
8	7	0.8	3	2	7	8
9	17	1.2	4	3	16	17
10	18	1.7	2	1	22	21
11	8	0.4	3	2	8	9
12	18	1.3	4	3	16	17
13	17	1.7	2	1	23	22
14	9	0.9	3	2	11	10
15	19	1.4	4	3	16	15
16	20	1.7	2	1	9	8
17	11	2.0	3	2	8	7
18	12	2.2	4	3	5	6
19	13	2.3	2	1	19	18
20	14	2.4	3	2	14	13
21	8	2.5	4	3	12	11
22	7	2.6	2	1	15	14
23	6	2.7	3	2	17	16
24	5	0.9	2	1	5	20
25	10	1	3	2	10	15
26	15	1.5	4	3	15	10
27	20	3.0	2	1	20	5
28	6	0.7	3	2	6	7
29	16	1.1	4	3	11	12
30	19	1.6	2	1	21	22
31	7	0.8	3	2	7	8
32	17	1.2	4	3	16	17
33	18	1.7	2	1	22	21
34	8	0.4	3	2	8	9
35	18	1.3	4	3	16	17

Исходные данные для курсового проекта выбирают согласно порядкового номера журнала

Вопросы к экзамену по дисциплине

«Источники теплоснабжения промышленных предприятий»

1. Общие сведения и классификация систем теплоснабжения.

2. Классификация котельных в системах теплоснабжения.

3. Присоединение паровой котельной к паровой системе теплоснабжения.

4. Присоединение паровой котельной к водяной системе теплоснабжения.

5. Присоединение водогрейной котельной к тепловой сети.

6. Тепловая схема водогрейной котельной.

7. Присоединение пароводогрейной котельной к тепловой сети (с подогревом воды во внутрибарабанном устройстве).

8. Присоединение пароводогрейной котельной к тепловой сети (с подогревом воды во встроенных поверхностях нагрева).

9. Технологическая структура котельной в системе теплоснабжения.

10. Тепловая мощность котельной в системе теплоснабжения.

11. Энергетические (технологические) показатели котельной.

12. Экономические показатели котельной.

13. Режимные (эксплуатационные) показатели котельной.

14. Сущность комбинированной выработки тепловой и электрической энергии (принцип теплофикации).

15. Энергетическая эффективность теплофикации.

16. Способы отвода теплоты из паросилового цикла при комбинированной выработке тепловой и электрической энергии.

17. Отвод теплоты из цикла паросиловой установки путем ухудшения вакуума в конденсаторе турбины.

18. Отвод теплоты из цикла паросиловой установки через регулируемые отборы пара в турбине.

19. Отвод теплоты из паросилового цикла путем применения турбин противодавления.

20. Типы и особенности теплофикационных турбин.

21. Рациональное распределение нагрузки между блоками.

22. Технологическая схема теплоподготовительной установки на базе турбины «Т».

23. Технологическая схема теплоподготовительной установки на базе турбины «ПТ».

24. Определение расходов топлива и к.п.д. ТЭЦ.

25. Коэффициент теплофикации.

26. Экономические и режимные (эксплуатационные) показатели ТЭЦ.

27. Пароводяные подогревательные установки ТЭЦ. Горизонтальный теплофикационный подогреватель.

28. Пароводяные подогревательные установки ТЭЦ. Вертикальный теплофикационный подогреватель.

29. Пароводяные подогревательные установки смешивающего типа. Пленочный подогреватель.

30. Тепловой и гидродинамический расчеты пароводяных подогревателей.

31. Задачи систем отопления. Тепловой баланс здания и его составляющие.

32. Определение расчетного расхода теплоты на отопление зданий.

33. Определение расхода теплоты на вентиляцию.

34. Определение расхода теплоты на горячее водоснабжение.

35. Определение расхода теплоты на технологические нужды.

36. Построение графиков тепловых нагрузок.

37. Классификация водяных систем теплоснабжения.

38. Присоединение отопительных установок к водяным системам теплоснабжения по зависимой схеме.

39. Присоединение отопительных установок к водяным системам теплоснабжения по независимой схеме.

40. Присоединение установок горячего водоснабжения к открытым системам теплоснабжения.

41. Присоединение установок горячего водоснабжения к закрытым системам теплоснабжения.

42. Классификация паровых систем теплоснабжения.

43. Присоединение отопительных установок к паровым системам теплоснабжения.

44. Присоединение установок горячего водоснабжения к паровым системам теплоснабжения.

45. Присоединение технологических установок к паровым системам теплоснабжения.

46. Водо-водяные подогревательные установки.

47. Смесительные узлы и аккумуляторы теплоты.

48. Температурные графики качественного регулирования тепловой нагрузки (построение и расчет).

Г. Петропавловск-Камчатский

2012

Содержание практических и лабораторных занятий

Для очной формы обучения

Содержание практических и лабораторных занятий

Для заочной формы обучения

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное автономное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Дальневосточный федеральный университет»

(ДВФУ)

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

по дисциплине «Тепловые двигатели и нагнетатели»

<140104.65> - «<ПРОМЫШЛЕННАЯ ТЕПЛОЭНЕРГЕТИКА»

Г. Петропавловск-Камчатский

2012

Список литературы

Основная литература

1. Гудков А.Г. Проектирование малых очистных сооружений канализации с искусственной биологической очисткой: Учебное пособие. - Вологда: ВТУ, 2005. – 300 с.

2. Основы теплотехники, топливо и смазочные материалы:Учебник/А.В. Кузнецов,С.П.Рудобашта,А.В.Симоненко.-М.:Колос,2007.-248с.-(Учебники и учеб ные пособия для средних специальных учебных заведений).

3. Фетисов В.Д., Завгородняя И.В. Проектирование и расчет системы водоснабжения сельского населенного пункта: Учебное пособие. - Краснодар: 2004. – 300 с.

4. http://window.edu.ru/resource/328/68328 Ляшков В.И. Тепловые двигатели и нагнетатели: Учебное пособие. - Тамбов: Изд-во ТГТУ, 2009. - 124 с.

5. http://window.edu.ru/resource/951/24951 Амосов Н.Т. Турбины ТЭС и АЭС: Методические указания к выполнению лабораторных работ. - СПб.: СЗТУ, 2005. - 39 с.

6. http://window.edu.ru/resource/346/26346 Жуховицкий Д.Л. Расчет поршневого компрессора: Методические указания к РГР по 24 курсу "Нагнетатели и тепловые двигатели". - Ульяновск УлГТУ, 2001. - 14 с.

Дополнительная литература:

1.Пеневматические и гидравлические приводы и системы:Учеб. пособие Наземцев А.С..-М Форум часть 2:Гидравлические приводы и системы Основы.-2007.-304 с.

2. Гудков А.Г. Водоотводящие системы и сооружения. Часть 1. Бытовая водоотводящая сеть. Вологда: ВоГТУ, 2003. – 200 с. .

3.Атлас конструкций деталей турбин = Atlas of Turbine Parts Desiqn:Учеб.

 пособие для вузов : в 2-х ч. /А. Д. Трухний и др.;Пер.на англ.Ю.А. Зейга-

 ркина.-М:МЭИ.Ч.1:Чертежи и конструкции .-2007.-152с.

4. Справочник энергетика: Под общ.ред.А.Н.Чохонелидзе.-М:Колос,2006.-488с.

5.Типовая инструкция по контролю металла продлению срока службы основных элементов котлов,турбин и трубо проводов тепловых электростанций РД 10-577-03:Вып.30.-М.:ФГУП "НТЦ по безопасности в промышленности Госгортехнадзора России",2004.-128с .-(Серия 10.Нормативные документы по безопасности,надзорной и разрешительной деятельности в области котлонадзора и надзора за подъемными сооружениями)

Аннотация

Общая трудоемкость освоения дисциплины составляет 180 час. Учебным планом предусмотрены лекционные занятия (32/12 ), практические занятия (16/8 ), лабораторные занятия (16/8), самостоятельная работа (116/52 ).

Целью преподавания дисциплины «Тепловые двигатели и нагнетатели» является такая теоретическая и практическая подготовка, которая обеспечила бы инженеру теплоэнергетику знание о месте и роли нагнетателей и тепловых двигателей в системах теплоэнергоснабжения промышленных предприятий, знать центробежные и осевые компрессоры и области их применения, область применения различных типов тепловых двигателей, паровых турбин, стандартные параметры пара, работу и мощность турбинной ступени, принцип работы и схемы газотурбинных установок,  особенности работы высокотемпературных ступеней газовой турбины.

Дисциплина «Тепловые двигатели и нагнетатели» связана с такими курсами как « Физика», «Механика»,

Учебно-методический комплекс включает в себя:

- рабочую программу дисциплины;

- контрольно-измерительные материалы (тесты);

- список литературы ( в том числе интернет-ресурсов)

Цели и задачи изучения дисциплины

Цель дисциплины: является овладение основами и принципами действия компрессо­ров различных типов, нагнетателей, вентиляторов, паровых и газовых турбин, используемых в энергетическом хозяйстве промышленных предприятий, методами технико-экономических показателей их работы.

Предметом дисциплины: являются изучение гидрогазодинамических процессов, протекающих в рассматриваемых машинах, расчет основных характеристик машин , определение основных геометрических размеров машин по заданным условиям, выбор оборудования и расчет для него наиболее экономичных, надежных и безопасных режимов работы, для обеспечения правильной эксплуатации оборудования.

Начальные требования к освоению дисциплины

Курс базируется на знаниях, полученных студентами при изучении общих математических и естественных дисциплин («Математика», «Физика», «Химия», «Инженерная графика», «Экология», «Информатика», «Прикладное программное обеспечение»), общепрофессиональных дисциплин и специальных дисциплин «Теоретическая механика», «Материаловедение», «Безопасность жизнедеятельности», «Термодинамика», «Гидрогазодинамика», «Тепломассообмен», «Технология топлива и энергетических масел», «Теория горения и топочные процессы», «Котельные установки и парогенераторы»,.

Требования к уровню освоения содержания дисциплины

В результате изучения дисциплины студенты должны:

Знать : об устройстве и рабочих процессах оборудования, его основных технических характеристиках, об особенностях технически грамотной эксплуатации этих машин и агрегатов.

Уметь: определять основные геометрические размеры машин по заданным условиям, выбирать оборудование и рассчитывать для него наиболее экономичные, надежные и безопасные режимы работы.

уметь использовать: обязательных нормативные, руководящие и справочные материалы при разработке проектов энергетических машин установок

уметь организовать и обеспечить: правильную эксплуатацию машин и оборудования;

иметь навыки :проектирования энергетических установок.

Заочная форма обучения.

СОДЕРЖАНИЕ ДИСЦИПЛИНЫ.